Характеристики систем газообмена и наддува в СДВС

Наддув представляет собой принудительное повышение давления воздуха выше текущего уровня атмосферного в системе впуска СДВС, а газообмен – это процесс выпуска из цилиндров продуктов сгорания и их наполнения свежим зарядом.

В этом материале рассмотрены как эти понятия, так и их характеристики для разных СДВС и режимов работы.

Гидравлические характеристики продувочно-выпускного тракта

При рассмотрении характеристик дизеля можно обратить внимание на то большое влияние, которое оказывает воздухоснабжение на рабочий процесс и параметры тепловой напряженности. Выяснить характер изменения воздухоснабжения дизеля на различных режимах можно, зная закономерности изменения характеристик газообмена и наддува в зависимости от конструкции системы, эксплуатационных условий и режима работы двигателя.

Совместная работа дизеля и нагнетателя воздуха — компрессора — определяется точкой пересечения 2-х характеристик: гидравлической характеристики продувочно-выпускного тракта и характеристики нагнетателя.

Гидравлической характеристикой продувочно-выпускного тракта называется зависимость давления в определенных точках воздушно-газового тракта (в продувочном ресивере, в выпускном коллекторе перед газовой турбиной, после газовой турбины) от расхода воздуха через двигатель на установившихся режимах работы.

Обычно давление и расход воздуха берется в относительной форме:

${\overline{P}}_s = P_s/P_o;$

${\overline{P}}_m = P_m/P_o;$

${\overline{P}}_{г} = P_{г}/P_o;$

${\overline{G}}_s = G{\prime }_{г}/G_s. Форм. 1$

Здесь:

• P_s — давление в продувочном ресивере;
• P_m — давление газа перед газовой турбиной;
• P_г — давление газа после газовой турбины;
• P_o — давление окружающей среды;
• G_s — массовый расход воздуха на режиме, принятом за эталонный;
• G′_s — расход воздуха на произвольном установившемся режиме.

Согласно уравнению сплошности, секундный массовый расход воздуха определяется равенством:

$G_s = \mu f_{экв} C_s {\rho }_S, Форм. 2$

где:

• μƒ_экв — эквивалентное эффективное сечение газовоздушного тракта;
• C_s — средняя скорость воздуха;
• ρ_S — плотность воздуха.

При докритическом истечении скорость воздуха может быть найдена из уравнения:

$C_s = \sqrt{2l_p} = \sqrt{2\frac{k}{k – 1}·\left(P_s{\nu }_s – P_m{\nu }_m\right)}, Форм. 3$

где:

• l_р — располагаемая работа при расширении воздуха от давления P_s до давления P_m;
• ν_s, ν_m — удельные объемы воздуха и газа в продувочном ресивере и перед газовой турбиной.

Подставив значение скорости C_s в уравнение расхода (Формула 2) и выполнив преобразования, получим:

$G_s = \mu f_{экв} \sqrt{P_s{\rho }_s{\Psi }_s},$

где:

• ${\Psi }_s = 2\sqrt{\frac{k}{k – 1}\left(1 – {\left(\frac{P_m}{P_s}\right)}^{\frac{k–1}{k}}\right)}$

  – функция перепада давления.

В относительной формуле можно записать расход как:

${\overline{G}}_s = \frac{G_s^{\prime }}{G_s} = \frac{\mu f_{экв}^{\prime } \sqrt{P_s^{\prime }{\rho }_s^{\prime }{\Psi }_s^{\prime }}}{\mu f_{экв} \sqrt{P_s{\rho }_s{\Psi }_s}}·\frac{P_0}{P_0}.$

Заменим плотность воздуха в приведенной формуле на основании уравнения состояния: ρ_s = P_s/RT_s — и выделим в левую часть относительное изменение давления в продувочном ресивере. Получим:

$\frac{P_s^{\prime }}{P_s} = {\overline{G}}_s·\frac{\mu f_{экв}{P}_s \sqrt{T_s^{\prime }}·{\Psi }_s}{\mu f_{экв}{P}_0 \sqrt{T_s}·{\Psi }_s^{\prime }}. Форм. 4$

Аналогично для давления перед турбиной можно записать:

$\frac{P_m^{\prime }}{P_0} = {\overline{G}}_s·\frac{\mu f_m{P}_m \sqrt{T_m^{\prime }}·{\Psi }_m}{\mu f_m^{\prime }{P}_0 \sqrt{T_m}·{\Psi }_m^{\prime }}, Форм. 5$

где:

• T_m — средняя температура газа перед турбиной;
• Ψ_m — функция перепада давления P_m/P_г.

Зависимость P_s/P_o = ƒ(G_s) является основной. Она используется для построения характеристики системы наддува и непосредственно влияет на положение рабочей точки компрессора. Кривая P_s/P_o = ƒ(G_s) называется также “расходной характеристикой двигателя”.

Давление в различных точках системы находится в сложной зависимости от режима работы, состояния двигателя, воздушного и газового тракта и агрегатов наддува. При неизменном состоянии тракта и турбокомпрессоров можно принять μƒ_экв = 1, μƒ_m = 1, задача построения гидравлических характеристик упрощается. Для построения кривых P_s/P_о = ƒ(G_s), Р_m/Р_o = ƒ(G_s) достаточно задаться значениями

${\overline{G}}_s$

= 1,0; 0,9; 0,8; и т. д. и соответствующими относительными величинами температуры газа перед ГТН T_m и воздуха в продувочном ресивере T_s.

 
Температура воздуха в ресивере T_s изменяется в узких пределах. Можно принять, что при любом способе регулирования температуры величина T_s поддерживается постоянной; тогда T_s = 1. Температура газов перед турбиной T_m изменяется в значительно больших пределах. Ее можно найти из уравнения теплового баланса по выпускным газам:

$q_{газ} = G_s C \left(T_m – T_s\right). Форм. 6$

С другой стороны, тепло уходящих газов можно оценить зависимостью:

$q_{газ} = Q_H f_{пл} h_a {\eta }_n {\gamma }_m n \delta q_{газ}. Форм. 7$

где:

• f_пл h_а η_n γ_m = g_ц — цикловая подача топлива;
• Q_н — теплотворная способность топлива;
• n — частота вращения;
• δq_газ — относительная доля тепла с уходящими газами.

Объединив приведенные две зависимости, можно найти отношение разности температур на произвольном и “эталонном” режимах:

$\frac{T_m^{\prime } – T_s^{\prime }}{T_m – T_s} = \frac{h_a^{\prime }·{\eta }_n^{\prime }·n\prime ·\delta q_{газ}^{\prime }·G_s}{h_a·{\eta }_n·n·\delta q_{газ}·G_s^{\prime }}. Форм. 8$

Как видно из полученной зависимости, при различных значениях G_s изменение температуры T_m зависит от режима работы двигателя — изменения его частоты вращения n, подачи топлива (величин h_а и η_n), относительной потери тепла с выпускными газами δq_газ и изменения температуры воздуха в ресивере T_s. Через температуру T_m проявляется связь гидравлических характеристик реального двигателя с процессами в цилиндре, системах топливоподачиНазначение, классификация, схемы работы систем топливоподачи в судовых дизелях и воздухоснабжения при работе двигателя на различных режимах. Установить эту взаимосвязь теоретическим путем в явном виде весьма затруднительно. Поэтому зависимости T_m = ƒ( G_s) устанавливаются на основе данных специальных теплобалансных испытаний двигателя.

Примерный вид кривых зависимостей средней температуры газа перед турбиной от режима работы двигателя дан на рис. 1.

Как видно, для режимов внешней характеристики (кривая 1) средняя температура газов T_m изменяется мало при существенном снижении расхода воздуха. При работе по нагрузочной и винтовой характеристиках (кривые 2 и 3) при снижении нагрузки и уменьшении расхода воздуха температура T_m значительно уменьшается.

Используя опытные данные для температур, можно построить кривые зависимостей P_s/P_o и P_m/P_o от относительного расхода воздуха

${\overline{G}}_s$

. Для режимов винтовой, нагрузочной характеристик уменьшение подачи топлива приводит к значительному снижению T_m, что сопровождается большим падением давления P_s/P_o и P_m/P_o при снижении расхода воздух, чем по внешней характеристике.

 
Как видно из рис. 2, зависимость давления в продувочном ресивере P_s/P_o = f(G_s) для нагрузочной характеристики 2 идет ниже, чем при работе по внешней характеристики 1, а винтовая характеристика 3 расположена еще ниже. Аналогичный характер имеют и зависимости давления газов перед турбиной P_m/P_o = f(G_S), данные на рисунке пунктиром. При утяжелении винта при одних и тех же массовых расходах воздуха температура газов увеличивается, что приводит к увеличению его удельного объема, скоростей потока и удельного гидравлического сопротивления. Поэтому гидравлическая характеристика 4 при работе на тяжелый винт смещается влево, в область меньших расходов воздуха. Для обеспечения того же массового расхода воздуха необходимо увеличить давление наддува P_s.

Расстояние между кривыми P_s/P_o = f(G_s) и P_m/P_o = f(G_s) характеризует потери давления на продувку цилиндра. Эти потери для конкретного двигателя определяются конструкцией и степенью загрязнения органов газообмена.

Характеристики систем механического наддува

Объемный компрессор

Объемные компрессоры в виде поршневого воздушного насоса или ротационной воздуходувки, приводимые от коленчатого вала, встречаются в старых двигателях низкого уровня форсировки. Особенностью объемного компрессора является практически постоянная производительность при различных уровнях давления P_к/P_o = f(G_s), развиваемого компрессором и постоянной частоте вращения. Поэтому при увеличении противодавления на нагнетании (при переходе на гидравлическую характеристику P_s/P_o = f(G_s) повышенного противодавления, данную на рис. 3 пунктиром) давление наддува P_s повышается при незначительном снижении расхода воздуха.

Таким образом, воздухоснабжение дизеля с объемным компрессором (поршневым или ротационным) мало чувствительно к изменению сопротивления тракта. Однако с увеличением сопротивления газовоздушного тракта растет давление наддува P_s, что приводит к увеличению давления сжатия P_c, максимального давления в цилиндре P_z, увеличению механической напряженности двигателя. При этом растет мощность на привод нагнетателя, снижается механический КПД, повышается удельный эффективный расход топлива.

У дизеля с объемным компрессором не возникает проблем воздухоснабжения на всех режимах эксплуатации. Необходимо лишь согласовать характеристику дизеля и компрессора для точки номинального режима. При снижении нагрузки такой двигатель работает аналогично дизелю без наддува — избыток воздуха на сгорание увеличивается при снижении среднего эффективного давления при работе как по нагрузочной, так и по винтовой характеристикам.

Центробежный компрессор

В отличие от объемного компрессора, в центробежном компрессоре при постоянной частоте вращения характеристики P_к/P_о = ƒ(G_s) идут более полого (рис. 4). При увеличении противодавления на нагнетании при постоянной частоте вращения производительность компрессора падает, а давление нагнетания P_к растет до некоторого предела. Дальнейшее увеличение противодавления приводит к срыву потока, прерывистой (помпажной) работе компрессора, снижению напора и расхода воздуха, колебанию давления на всасывании и нагнетании, сильному шуму.

Линия, проходящая через точки максимума кривых P_к/P_о = ƒ (G_s) при постоянной частоте вращения компрессора (n₁, n₂, n₃ и т. д.), называется границей помпажа. Она определяет режимы, при которых устойчивая работа компрессора становится невозможной из-за срыва потока и обратного хода воздуха на лопатках диффузора, рабочего колеса и направляющего аппарата компрессора. Физически явление помпажа при снижении производительности и увеличении противодавления а нагнетании и снижении производительности всегда обуславливается уменьшением угла набегания потока β в лопаточном диффузоре и в рабочем колесе компрессора и возникающими при этом срывами потока воздуха.

Если центробежный компрессор навешанного на двигатель (имеет механический привод коленчатого вала), то его объемная производительность изменяется пропорционально частоте вращения, а давление нагнетания – пропорционально квадрату частоты вращения. Поскольку плотность пропорциональна давлению воздуха, следовательно, плотность также изменяется пропорционально квадрату частоты вращения. Массовый расход воздуха через компрессор пропорционален произведению объемной производительности и напора. Поэтому для центробежного компрессора массовый расход воздуха изменяется пропорционально кубу частоты вращения коленчатого вала.

Кубичная взаимосвязь между массовым расходом воздуха и частотой вращения объясняет невозможность реализации механического наддува с центробежным компрессором в главных двигателях, работающих на винт фиксированного шага. При таком компрессоре работа двигателя будет обеспечена лишь в одной точке. При снижении частоты вращения расход воздуха будет убывать в большей степени, чем снижается цикловая подача топлива (соответственно пропорционально n³ и n²). Поэтому механический наддув с центробежным компрессором может быть применен лишь в двигателях, работающих по нагрузочной характеристике.

Характеристики систем газотурбинного и комбинированного наддува

Чистый газотурбинный наддув

В судовых двигателях внутреннего сгорания в качестве агрегатов наддува используются осевые газовые турбины, сидящие на одном валу с центробежным компрессором. Характеристики компрессора газотурбонагнетателя имеют тот же вид, что и характеристики центробежного компрессора при механическом наддуве (рис. 4). Однако воздухоснабжение двигателя принципиально отличается.

При чистом газотурбинном наддуве точки рабочих режимов компрессора лежат на гидравлической (расходной) характеристике двигателя. В процессе доводки двигателя на стенде при согласовании характеристик дизеля и компрессора стремятся обеспечить расположение расходной характеристики двигателя в зоне максимальных КПД компрессора.

Согласование характеристик — сложный процесс, включающий в себя выбор агрегатов наддува, соответствующих конкретному дизелю, установку определенных проходных сечений и углов наклона лопаток направляющего аппарата турбины и компрессора, выбор угла опережения впрыска топлива в цилиндр и т. д. Основное требование при согласовании характеристик — обеспечить достаточную мощность газовой турбины и соответственно достаточную производительность компрессора, гарантирующую воздухоснабжение двигателя на всех возможных режимах эксплуатации.

Следует сделать оговорку, что в последние годы в высокофорсированных 2-тактных двигателях с чистым газотурбинным наддувом при P = const это требование не выполняется — режимы малого хода обеспечиваются не газотурбонагнетателем, а электрокомпрессором. Как указывалось в статье “Обеспечение баланса мощности турбины и компрессора в комбинированном двигателе”Наддув судовых дизелей, такое решение объясняется желанием повысить индикаторные и эффективные показатели рабочего процесса дизеля на режимах полного хода (за счет более позднего открытия газовыпускных органов, увеличения индикаторной работы в цилиндре и снижения располагаемой работы газов перед газовой турбиной).

Примерный вид характеристик двигателя и компрессора при чистом газотурбинном наддуве дан на рис. 5. Как видно, линии рабочих режимов компрессора, определяемые гидравлическими характеристиками двигателя 1, 2, 3, проходят в зоне максимальных КПД компрессора правее границы помпажа 4. Рабочая точка компрессора (точка А) должна находиться в достаточной удаленности от границы помпажа для обеспечения надежной работы при изменении условий работы двигателя.

Запас на возможное ухудшение условий работы оценивается коэффициентом устойчивости по помпажу К_y, равном отношению параметров воздухоснабжения в точках А и В (рис. 6):

${К}_y = \left[{\left(P_{к}/G_s\right)}_B:{\left(P_{к}/G_s\right)}_A–1\right] 100\%. Форм. 9$

Запас по помпажу на всех режимах эксплуатации должен быть не менее 15 %. На режимах винтовой и нагрузочной характеристик линии рабочих режимов компрессора идут достаточно круто, благодаря чему во всем эксплуатационном диапазоне нагрузок обеспечивается устойчивая работа компрессора. На малых нагрузках при уменьшении расхода воздуха несколько снижается КПД компрессора. При ходе судна в балласте гидравлическая характеристика и рабочие режимы компрессора смещаются вправо, в область больших расходов; при этом увеличивается запас по помпажу. Наоборот, при переходе на тяжелую винтовую характеристику рабочие точки компрессора приближаются к границе помпажа, запас по помпажу уменьшается.

Наиболее неблагоприятные условия работы компрессора создаются при работе по внешней характеристике (кривая 1). Повышение сопротивления воздушно-газового тракта может явиться причиной неустойчивой работы компрессора, когда рабочая точка приближается к границе помпажа 4.

В случае работы нескольких газовых турбонагнетателей параллельно на общий ресивер и одинаковой производительности компрессоров характеристика работы одного ГТН определяется путем деления суммарного расхода воздуха (кривая 1 рис. 6) на число компрессоров. Суммарный расход воздуха на двигатель определяется гидравлической (расходной) характеристикой. При работе 2-х компрессоров производительность каждого из них равна 0,5 от суммарного расхода при заданном давлении. В действительности кривые режимов работы турбокомпрессоров несколько разнятся между собой из-за неидентичности продувочно-выпускного тракта, самих ГТН, неравномерности нагрузки по цилиндрам.

Последовательный комбинированный наддув

В судовых двигателях с комбинированной системой последовательного наддува роль 1-й ступени выполняют газотурбонагнетатели. В качестве 2-й ступени используется или подпоршневые полости цилиндров, или специальные воздушные насосы с приводом от коленчатого вала. Для анализа условий работы системы наддува примем в первом приближении, что расходы воздуха через 1-ю и 2-ю ступени равны, а суммарное давление в воздушном ресивере 2-й ступени P_s определяется величинами повышениями давления в 1-й (P_к) и 2-й (ΔP_s) ступенях:

$G_{s1} = G_{s2} = G_s;$

$P_s = P_{к} + ∆P_s. Форм. 10$

При этих условиях характеристики системы наддува можно представить в виде, показанном на рис. 7. Из рисунка видно, что кривая работы компрессора 2 расположена ниже гидравлической характеристики двигателя 1, что создает благоприятные условия работы компрессора на всех режимах с точки зрения помпажа (кривая 2 отдалена от границы помпажа). По мере увеличения нагрузки двигателя и возрастания расходов воздуха степень повышения давления в 1-й ступени растет, а во 2-й снижается, что способствует рациональному распределению мощностей между ступенями наддува при изменении нагрузки.

Как показывает практика, при работе по нагрузочной и винтовой характеристикам при снижении нагрузки 1-я ступень наддува полностью отключается при G_s = 0,4-0,6. Левее точки С воздухоснабжение полностью обеспечивается 2-й ступенью наддува мощности газовой турбины оказывается недостаточно для создания потребного напора компрессора; компрессор представляет лишь дополнительное гидравлическое сопротивление на всасывании поршневого насоса 2-й ступени наддува.

Для снижения гидравлического сопротивления на всасывании 2-й ступени в некоторых двигателях (в частности, в малооборотных двигателях фирмы Гётаверкен) устанавливались пластинчатые клапаны на ресивере 1-й ступени, автоматически открывающиеся при падении давления в ресивере ниже атмосферного.

Наличие 2-й ступени наддува обеспечивает надежное воздухоснабжение двигателя при пуске и на маневрах. При авариях турбокомпрессоров продувочные насосы обеспечивают работу двигателя при мощности до 50-70 % от номинальной. Недостатком рассмотренной выше схемы наддува является необходимость использования весьма развитой 2-й ступени, обеспечивающей на режимах полного хода избыток воздуха на продувку не менее φ_a — 1,20-1,25.

Поэтому на первых моделях двигателей фирмы МАН, где была применена такая схема, 2-я ступень была образована подпоршневыми полостями цилиндров и дополнительными продувочными насосами, установленными с торца двигателя. Если не использовать дополнительные продувочные насосы, то из-за недостаточной производительности 2-й ступени она отключится в точке К (рис. 7). Правее этой точки воздухоснабжение двигателя будет осуществляться только за счет компрессора.

В схемах последовательного наддува с байпассируемой 2-й ступенью (см. статью Наддув судовых дизелей“Анализ основных схем наддува судовых ДВС”) нет равенства расходов воздуха через 1-ю и 2-ю ступени. Турбокомпрессоры работают в более широком эксплуатационном диапазоне — отключение их при снижении расхода происходит на меньших нагрузках (точка C передвигается влево), а точка К расположена за пределами графиками, т. е. на номинальной нагрузке воздух частично “дожимается” во 2-й ступени наддува.

Параллельный комбинированный наддув

При параллельном комбинированном наддуве расход воздуха на двигатель равен сумме подач параллельно работающих компрессоров, а давление в каждом компрессоре одинаково и равно давлению наддува. Если представить, что параллельный наддув обеспечивается работой газотурбонагнетателя и подпоршневых полостей дизеля, то можно записать:

$G_s = G_{к} + G_n,$

$P_s = P_{к} = P_n, Форм. 11$

где:

• G_к — подача воздуха компрессором ГТН;
• G_n — подача воздуха подпоршневыми полостями;
• P_s, P_к, P_n — давление в продувочном ресивере, на нагнетании компрессора и после подпоршневых полостей.

Характеристики такой системы наддува имеют вид, показанный на рис. 8. Работа компрессора определяется кривой 1, проходящей над гидравлической характеристикой двигателя 2.

На режимах номинальных нагрузок воздухоснабжение двигателя с параллельно работающими подпоршневыми полостямиОбслуживание системы продувания подпоршневых полостей оказывается лучше, чем при последовательном включении подпоршневых полостей. Однако при малых расходах воздуха в точке Д (рис. 8) энергии газов теоретически оказывается недостаточно, чтобы компрессор ГТН преодолел давление, развиваемое подпоршневыми полостями; компрессор перестает подавать воздух. Практически же отключение компрессора происходит еще раньше — в точке С, где пересекаются характеристика работы компрессора 1 и граница помпажа 3.

Следовательно, несмотря на хорошие показатели воздухоснабжения на полных нагрузках, чисто параллельный комбинированный наддув невозможно организовать на всем эксплуатационном диапазоне работы судового дизеля. Компрессор неминуемо попадает в помпажный режим при снижении расхода воздуха — по внешней характеристике помпаж наступает при больших расходах G_s, при работе по нагрузочной и винтовой характеристикам — при меньших G_s.

Устойчивая работа компрессора на сниженной нагрузке может быть обеспечена путем корректировки характеристик:

• переключением подпоршневых полостей с параллельной на последовательную работу;
• стравливанием части воздуха, подаваемого турбокомпрессором, в атмосферу через противопомпажный клапан или лючок на продувочном ресивере;
• подключением специальных воздушных эжекторов, отсасывающих воздух из нагнетательного патрубка турбокомпрессора.

Во всех случаях корректировки увеличивается расход воздуха через турбокомпрессор, снижается давление нагнетания компрессора, что отдаляет точку его работы от границы помпажа.

Параллельная схема наддува встречается на судах морского флота как элемент последовательно-параллельной системы комбинированного наддува в дизелях фирмы МАН с контурной системой газообмена.

Последовательно-параллельный комбинированный наддув компрессора

Как указано в статье Наддув судовых дизелей“Анализ основных схем наддува судовых ДВС”, последовательно-параллельный комбинированный наддув применен в двигателях типа KZ фирмы МАН. Так, в двигателе K9Z 70/120А 3 подпоршневых полости работают параллельно, 6 — последовательно. В двигателе K8Z 70/120Е 4 полости работают параллельно, 4 — последовательно: при снижении оборотов одна из параллельно работающих подпоршневых полостей автоматически переключается на последовательную работу. Такое объединение схем наддува придает системе новые свойства — улучшает воздухоснабжение по сравнению с последовательной схемой и в то же время устраняет неустойчивую работу компрессора на всех режимах эксплуатации, что характерно для параллельных схем.

Примем, что весь воздух, подаваемый компрессором ГТН под давлением P_к, проходит через последовательно работающие подпоршневые полости, где его давление повышается до величины P_s. Общий расход воздуха через двигатель определяется суммой подач компрессора

${\overline{G}}_{к}$

и параллельно работающих подпоршневых полостей

${\overline{G}}_{пар}$

, сжимающих воздух под давлением P_s. При этих условиях можно написать равенства:

${\overline{G}}_{к} = G_{посл};$

$G_s = G_{к} + G_{пар};$

$P_s = P_{к} + ∆P_{посл}, P_s = P_{пар}. Форм. 12$

При известных численных значениях величин, входящих в приведенные выше уравнения, известной расходной характеристике двигателя режим работы компрессора определяется путем вычитания из общего расхода воздуха на двигатель (точка А на рис. 9) параллельной добавки

${\overline{G}}_{пар}$

при P_s/P_o = const (точка В) и смещения полученной ординаты от точки В вниз до давления P_к/P_o (точка С).

 
Таким образом, воздухоснабжение двигателя характеризуется точкой А, а работа компрессора при этом — точкой С.

Выполняя такое построение для разных режимов, можно получить линию рабочих режимов компрессора P_к/P_o = ƒ( G_s). Она может пересечь расходную характеристику двигателя. Очевидно, изменением числа параллельно и последовательно включенных подпоршневых полостей можно обеспечить оптимальное согласование характеристик двигателя и компрессора, когда на всех режимах обеспечивается наибольший КПД компрессора и достаточный запас по помпажу.

Влияние эксплуатационных факторов на работу турбокомпрессора и двигателя

Загрязнение компрессора

Загрязнение воздушного фильтра и проточной части компрессора — наиболее частая причина снижения давления наддува P_s и уменьшения расхода воздуха G_s. Основная причина загрязнения проточной части — попадание масла через лабиринтовые уплотнения компрессора или из окружающей среды. Химический анализ загрязнений показывает, что около 80 % составляет органическая часть (масло и продукты его полимеризации); остальная часть загрязнений — неорганические соединения (соли магния, железа, алюминия).

Во всех случаях загрязнения воздушных фильтров (падении давления на фильтре более 50-300 мм водяного столба), рабочего колеса, лопаточного диффузора, улитки приводит к увеличению гидравлического сопротивления тракта, уменьшению КПД компрессора и снижению расхода воздуха. Загрязнение лопаточного диффузора продуктами полимеризации масла как бы изменяет угол установки лопаток, что не только снижает КПД, но может вызвать и срыв потока (помпаж компрессора). Снижение КПД компрессора ведет к ухудшению экономичности дизеля. Так, по данным испытаний фирмы Зульцер, снижение КПД турбокомпрессора с 62 до 54 % привело к увеличению удельного эффективного расхода топлива на 6-7 г/элс-час.

Для поддержания на требуемом уровне параметров наддува инструкциями по эксплуатации двигателей предусматривается периодическая чистка турбокомпрессоров через 3-5 тысяч часов. Практика эксплуатации выдвинула требование систематической промывки турбокомпрессора водой или моечным раствором во время работы двигателя, что нашло отображение в рекомендациях фирм. Для промывки монтируется специальная система. Так, для ТК типа VTR454 емкость бачка – 1,01 литра, для VTR564 и VTR714 емкость бачка – 2,51 литра.

Периодически (раз в сутки или по мере необходимости, на что указывает снижение давления наддува приблизительно на 10 %) в бачок заливается чистая вода, при работе дизеля на полной нагрузке вода подается непосредственно на всасывание компрессора, минуя воздушный фильтр, под действием давления продувочного воздуха.

Продолжительность мойки — 4-10 секунд. Повторная мойка должна быть не менее, чем через 10 минут. Количество процедур зависит от состояния компрессора. После мойки компрессор должен проработать под нагрузкой не менее 1 часа для просушки. При загрязнении приемного фильтра компрессора (падении давления на фильтре более 50-100 мм водяного столба) фильтрующие сегменты снимаются и очищаются в моющем растворе или с помощью водяного пара.

Загрязнение продувочно-выпускного тракта

Загрязнение холодильников воздуха, каналов и органов газораспределения, защитной решетки перед турбиной, утилькотла и глушителя во всех случаях приводит к уменьшению эффективного проходного сечения газовоздушного тракта μƒ_экв и к снижению расхода воздуха

${\overline{G}}_s$

при тех же скоростях истечения C_s: G_s = μƒ_экв C_s ρ_s.

 
Гидравлическая характеристика смещается влево, в область меньших расходов. В схемах чистого газотурбинного наддува при неизменности цикловой подачи топлива давление P_s изменится незначительно, однако запас по помпажу сокращается. Характерным признаком загрязнения тракта является повышение температуры выпускных газов, при сильном загрязнении — неустойчивая (помпажная) работа турбокомпрессора.

При последовательном комбинированном наддуве (2-я ступень объемного типа) изменение μƒ_экв мало влияет на изменение расхода воздуха. Давление нагнетания компрессора 1-й ступени изменяется незначительно, его режим работы сохраняется. Однако такие условия достигаются ценой увеличения нагрузки на 2-ю ступень, что увеличивает мощность механических потерь двигателя, снижает механический КПД, несколько снижает частоту вращения коленчатого вала.

Для поддержания той же частоты вращения необходимо увеличить подачу топлива, а это приводит к росту температуры уходящих газов, возрастанию давления P_s и P_m. При сильном загрязнении воздушного тракта возможен выход на режим неустойчивой работы компрессора. Таким образом, характерным признаком загрязнения органов газораспределения и газового тракта является увеличение давления P_s, при сильном загрязнении воздушно-газового тракта — помпаж компрессора.

В системах параллельного комбинированного наддува при загрязнении тракта и смещении гидравлической характеристики влево при P_s = const произойдет перераспределение доли подаваемого воздуха — относительная подача компрессора уменьшится. Практически при P_s/P₀ = const точка работы компрессора сместится к границе помпажа.

При закоксовании сопловых и рабочих каналов турбины, кроме уменьшения эффективного сечения μƒ_экв, уменьшается КПД турбины, что снижает ее мощность и приводит к еще большему сокращению подачи воздуха и повышению температуры отработавших газов.

При загрязнении утиль котла и глушителя увеличивается противодавление турбины, что также снижает мощность турбины, сокращает расход воздуха и повышает температуру T_m. Обычно противодавление на выходе из турбины составляет 200-300 мм водяного столба при полной нагрузке двигателя. Следует, однако, отметить, что изменение давления P_г незначительно влияет на характеристики наддува (практически ничего не изменяется при увеличения противодавления до P_г = 600-650 мм в.ст.).

Надлежащая чистота продувочно-выпускного тракта поддерживается при профилактических ремонтах (моточистках) цилиндра или двигателя через каждые 3-8 тысяч часов работы. Производится систематическая “сухая” и “мокрая” очистка газовой турбины и мойка компрессора и холодильника продувочного воздуха на ходу двигателя. В последние годы в опытном порядке практикуется очистка воздушно-газового тракта с помощью специальных моющих препаратов, вводимых в воздушный тракт при работе двигателя. При этом удается улучшить воздухоснабжение, увеличить период между моточистками цилиндров. Более подробно этот вопрос рассматривается в статье “Ежедневное обслуживание двигателя”.

Изменение температуры воздуха и газов

Всякое повышение температуры воздуха и выпускных газов из-за загрязнения воздухоохладителя, повышения температуры забортной воды и наружного воздуха, ухудшения процесса сгорания ведет к смещению гидравлической характеристики двигателя влево, в область меньших расходов воздуха. При этом увеличивается располагаемая энергия газов перед ГТН, что одновременно несколько повышает давление P_s и P_m.

Таким образом, на двигателе с газотурбинным наддувом повышение температуры воздуха и газов приводит к некоторому снижению расхода воздуха, повышению давления в продувочном ресивере и перед турбиной.

Колебания давления воздуха и газов

Колебания давления в продувочно-выпускном тракте определяются:

• Периодическим открытием органов газообмена (переменным расходом);
• Забросом газов из цилиндра в продувочный ресивер;
• Переменным давлением газа, вытекающего из цилиндра;
• Неравномерностью подачи подпоршневых полостей (продувочных насосов);
• Неравномерностью нагрузки по цилиндрам или отключением одного из них.

Во всех случаях колебания давления воздуха и газов приводят к переменному расходу воздуха через компрессор, что сказывается на скорости входа воздуха на лопатки рабочего колеса и направляющего аппарата и на угле входа потока на лопатки. Компрессор работает на установившемся режиме работы двигателя не в точке А (рис. 10), а в заштрихованной области между точками А1 и А2. При этом в точке А1 — минимальный запас по помпажу, что может привести к срыву потока. Однако это характерно для двигателей со сниженным числом цилиндров (i = 5 и менее), где помпаж наблюдается достаточно часто как при выводе дизеля на режим полного хода, так и на режимах полного хода при отсутствии видимых отклонений в показателях нагрузки цилиндров.

Наиболее тяжелые условия возникают при отключении одного из цилиндров. При импульсном газотурбинном наддуве колебания давления воздуха и газа столь значительны, что обычно не удается добиться устойчивой работы турбокомпрессора. Помпаж турбокомпрессора является одним из признаков самопроизвольного отключения цилиндра из-за прекращения подачи топлива. При необходимости длительной работы с отключенным цилиндром помпаж ослабляется путем открытия лючка на продувочном ресивере и стравливания воздуха в атмосферу, переводом двигателя на сниженную нагрузку. К таким мерам приходится прибегать и в других случаях помпажа, что ведет к снижению параметров наддува, росту тепловой напряженности, возрастанию температуры уходящих газов, неполному сгоранию и дымному выхлопу.