Регулировка скорости дизеля и частоты вращения судового вала

Высокая степень наддува современных дизелей, которая достигает 3-х, и более, и инерционность турбокомпрессора заставляют искать эффективные способы снижения дымности и повышения экономичности таких дизелей в переходных режимах.

СодержаниеСвернуть

Процессы в системе автоматического регулирования скорости дизеля с турбонаддувом
Интегральные оценки качества регулирования частоты вращения вала дизеля и дымности
Уточненная математическая модель дизеля с турбонаддувом в переходных режимах
Влияние различных параметров
Упрощенная математическая модель для исследования влияния на переходный процесс постоянных времени дизеля, турбокомпрессора и регулятора скорости

Процессы в системе автоматического регулирования скорости дизеля с турбонаддувом

Математическое моделирование дизеля и газотурбинного наддува, т.е. объекта регулирования и регулятора скорости, необходимо для решения подобных задач на этапе проектирования.

Моделирование Классификация систем автоматики. Основы теории взаимодействия дизеля и устройств автоматического регулированиясистемы регулирования скорости дизеля с турбонаддувом следует подразделить на:

упрощенное, когда индикаторный КПД дизеля, как объекта регулирования скорости, представляется в виде непрерывной функциональной зависимости от коэффициента избытка воздуха
$α_{1}^{,}$
. Рабочий процесс в цилиндре не рассчитывается;
уточненное, при котором ведется расчет рабочего процесса в цилиндрах.

В первом и втором случаях возможны различные модификации расчета: наиболее детально описываются те узлы системы, влияние которых должно изучаться при исследовании.

Упрощенная математическая модель. Метод расчета основан на решении системы дифференциальных и алгебраических уравнений, описывающих переходные процессы и взаимные связи параметров дизеля, турбокомпрессора и регулятора скорости. Для повышения достоверности расчета предварительно, на основании экспериментальных данных испытаний дизеля или его прототипа на установившихся режимах и хотя бы при одном переходном режиме, должны быть получены зависимости индикаторного КПД и температуры газов перед турбиной.

Цель расчета состоит в сравнении показателей дизеля при изменении характера режима или элементов конструкции турбокомпрессора, регулятора скорости или параметров дизеля.

Описание процессов в дизеле и турбокомпрессоре упрощается в результате того, что:

влияние объема впускного трубопровода, которое, как показывают результаты многих исследований, в большинстве случаев не учитываются;
расчет параметров турбины и компрессора по их конструктивным данным не производится. Используются Газовозы. Грузовые компрессорыхарактеристики компрессора, полученные экспериментально, и эмпирические расчетные зависимости для турбины, уточненные по экспериментальным данным. Процессы в лопаточных машинах принимаются квазистационарными. Учет влияния импульсности наддува производится приближенно;
инерционность системы топливоподачи не учитывается, так как рассматриваемые проблемы при переходных режимах дизелей относятся к разгону и набросу нагрузки, когда цикловая подача топлива относительно велика;
зависимость цикловой подачи топлива от хода рейки топливных насосов принимается линейной;
рабочий процесс в цилиндре дизеля не рассчитывается, а используются обобщенные зависимости индикаторного КПД от параметров дизеля.

Уравнение вращающихся масс дизеля. Запишем это уравнение в виде:

T_{α} \frac{d φ}{d τ} = k_{в} \cdot b_{н} \cdot η_{i} - T_{м е х . н} \cdot p_{i n t}^{0, 1} - k_{м} \cdot φ - T_{н}, Ф о р м . 1

где:

$T_{α} \frac{J \cdot ω_{н}}{T_{t g н}}$
— постоянная времени разгона;
φ = (φ – φ_н)/φ_н — относительное приращение величины ω;
$k_{в} = 1 / η_{м е х . н}; η_{i} = η_{i} / η_{i н}$
— относительный индикаторный КПД;
$T_{м е х . н} = k_{в} - 1$
— относительные механические потери;
$η_{м е х . н}$
— механический КПД на номинальном режиме;
J — момент инерции вращающихся масс;
T_tgн — крутящий момент на номинальном режиме;
ω_н — угловая скорость на номинальном режиме;
k_м = (0,12…0,14) × 10⁵/P_ен — коэффициент, учитывающий изменение механических потерь;
$p_{i n t} = p_{i n t} / p_{i n t н}$
в относительных единицах — давление наддува, P_ен — среднее эффективное давление, Па.

$T_{н н}$

— зависит от закона регулирования напряжения.

Если регулятор напряжения держит напряжение ur = const в пределах 0,03 · φ то при набросе 100 % нагрузки и φ >- 0,03

$T_{н} = 1 - φ; φ < - 0, 03 T_{н} = 1 + φ .$

Значение b_ц можно определить из уравнения относительного хода рейки топливного насоса

$Z = \frac{h_{p} - h_{p . x}}{h_{p . ц} - h_{p . x}} = \frac{b_{ц} - b_{ц . х}}{b_{ц . н} - b_{ц . х}} = (b_{ц} - b_{ц . х}) / (1 - b_{ц . х}) .$

В результате получим:

$b_{ц} = b_{ц . х} + Z \cdot (1 - b_{ц . х}) Ф о р м . 2$

где:

b_ц.х — цикловая подача на холостом ходу.

Для определения индикаторного КПД используют зависимость η_i = f(α₁), построенную по результатам испытаний при установившихся режимах с дополнительными данными на переходных режимах и малых значения α₁. Аппроксимация этой функции может быть выполнена в виде кусочно-линейных отрезков.

Предлагается к прочтению: Флот освоения континентального шельфа

В переходном режиме на величину η_i оказывают влияние величины

α_{1}^{,}

и доля топлива, попавшая в пристеночную зону b_цпр. С увеличением цикловой подачи при малом значении p_int

происходит одновременное уменьшение

α_{1}^{,}

и увеличение

b_{ц . n p}

, которые снижают η_i.

Ниже, в целях упрощения, рассматривается только зависимость η_i = f(α₁). В частности, А.А. Рихтером предложено для определения относительного значения индикаторного КПД η_i использовать зависимость η_i = f(α₁), построенную по опытным данным некоторых быстроходных корабельных дизелей. Эта зависимость получена также и для режимов с малым значением α₁ < α_ном. Для ее аппроксимации используют выражения

$η_{i} = η_{i} / η_{i m a x};$

$η_{i} = 1, 065 - \frac{0, 426}{α_{1}^{3 / 2}} Ф о р м . 3$

Числовые значения в выражении (3) могут быть уточнены для конкретной конструкции дизеля, если известны данные испытаний. Значение η_imax предполагается известным.

Коэффициент

α_{1}^{,}

избытка воздуха при сгорании и суммарный коэффициент избытка воздуха α₁

определяются по соотношению расхода воздуха, участвующего в процессе сгорания G₁

суммарного расхода воздуха G₁ + G_np

и расхода топлива (G_np

— расход воздуха на продувку).

Ремонт регуляторов давления, температуры и расхода массы дизеляРасход топлива определяется как произведение цикловой подачи топлива и частоты вращения вала дизеля.

Для расчета зависимости G₁ от параметров дизеля используется известная формула определения G₁ как произведение плотности воздуха, рабочего объема цилиндра, частоты вращения вала и коэффициента наполнения. Последний принимается по данным эксперимента на установившихся режимах исследуемого дизеля или аналога.

Расход воздуха на продувку G_np определяется как функция от давления наддува p_int, и давления газов перед турбиной p_g1 по данным установившихся режимов. В переходных режимах зависимость G_np от p_int и p_g1 сохраняется. При p_g1 > p_int учитывается заброс газов.

Уравнение вращения турбокомпрессора имеет вид

$T_{m к} \frac{d ω_{к}^{2}}{d τ^{2}} = N_{m} - N_{к} Ф о р м . 4$

где:

$T_{m к} = \frac{J_{m к} \cdot ω_{к н}^{2}}{2 \cdot N_{к н}}$
— постоянная времени турбокомпрессора, с;
J_тк — момент инерции TK;
$N_{к} = N_{к} / N_{к н}; N_{к} и N_{к н}$
— текущее и номинальное значение мощности, потребляемое компрессором;
$N_{m} = N_{m} / N_{m н}; N_{m} и N_{m н}$
— текущее и номинальное значение мощности турбины.

Мощность компрессора определяется с помощью характеристик компрессора. Характеристики компрессора представлены в виде двухмерных массивов степени повышения давления в компрессоре и адиабатного КПД в зависимости от приведенных расхода воздуха G_air и частоты вращения компрессора пк. По текущим значениям G_air и n_к из массивов данных определяются ближайшие значения π_к и η_адк. Методом интерполяции находятся текущие значения π_к и η_адк. Затем определяется давление p_d и температура T_d воздуха после компрессора, а также потребляемая мощность N_к.

Давление p_int и температура T_int во впускном трубопроводе рассчитывается по заданным значениям термического η_xx и гидравлического η_xн КПД охладителя воздуха.

Текущее значение мощности, развиваемое турбиной N_т и Наддув судовых дизелейдавление газов перед турбиной p_g1 определяются по экономической и расходной стандартным характеристикам турбины и значениям расхода газов G_g и температуры газов перед турбиной T_g1.

Величина эквивалентного сечения турбины F_экв.н должна быть известна или рассчитана на основании данных установившегося номинального режима по величинам p_gн и G_gн с учетом импульсности и соотношения сечений соплового аппарата и рабочего колеса.

На долевых режимах учитывается зависимость F_экв от степени понижения давления в турбине π_т (где π_т = p_g1/p₂, p₂ — давление за турбиной, которое для долевых режимов определяется по формуле Флюгеля) или от коэффициента напора турбины по стандаргаой характерисгаке.

Экономическая характеристика турбины может бьггь задана эмпирическими зависимостями Особенности сборки турбин и редукторовКПД турбины η_т от u/c_ад (где u — окружная скорость лопаток турбины; c_ад — скорость адиабатного истечения газов).

Эмпирические зависимости целесообразно скорректировать по данным установившихся режимов.

Для определение температуры отработавших газов на установившихся режимах

α_{1} > 1

обычно используется уравнение теплового баланса.

Поскольку рассматриваемая методика расчета по-строена на известных результатах установившихся режимов, то значение T_g1 при

$α_{1} < 1$

может быть аппроксимировано линеаризованной зависимостью

T_{g 1} (1 / α_{1}) .

Определение температуры отработавших газов в переходном режиме при

α_{1} < 1

и моделирование этого процесса — наиболее сложный вопрос. Это связано прежде всего с отсутствием надежных датчиков температуры, имеющих малую инерционность, со сложностью установки датчиков расхода воздуха, регистрирующих быстрое изменение этой величины на дизеле, и, наконец, сложной зависимостью отработавших газов не только от качества рабочего процесса, но и изменения теплоотдачи от газов к стенкам выпускного трубопровода.

При малых значениях α₁ качество сгорания настолько ухудшается, что вместе с падением значения η_i уменьшается температура отработавших газов. Снижение T_g1 и КПД турбины регистрируется косвенно, по малому начальному ускорению ротора турбокомпрессора, которое по мере его разгона начинает возрастать. Учитывая, что именно период наброса нагрузки с точки зрения экономических показателей дизеля с турбокомпрессором при неустановившемся режиме является определяющим, необходимо использовать данные эксперимента.

На рис. 1 приведена экспериментальная зависимость температуры газов перед турбиной от коэффициента избытка воздуха дизеля с турбонаддувом типа Д-70.

Уравнение регулятора скорости. Уравнение регулятора скорости имеет обычно третий или второй порядок. В целях упрощения задачи исследования при набросах нагрузки или при разгоне оно может быть приближенно описано уравнением инерционного звена первого порядка

$T_{р е г} \frac{d z}{d τ} + z = k_{p} (φ - g (τ)) Ф о р м . 5$

где:

g (τ) определяется характером управления регулятором в процессе разгона.

Величина T_рег определяется с учетом времени выхода рейки топливных насосов на упор максимальной подачи.

В общем случае неустановившихся режимов уравнение регулятора скорости должно использоваться в полном виде, так как сдвиг по фазе и амплитуде в регуляторе скорости оказывает существенное влияние на расход топлива. Необходимые сведения по моделированию регуляторов скорости дизелей можно найти в исследованиях д.т.н. проф. Крутова В. И. Моделирование нагрузки осуществляется в зависимости от типа потребителя, которыми могут быть генератор, винт, насос и др., и закона управления нагрузкой, рассматриваемой ниже.

Решение системы уравнений дизеля, ТК и регулятора скорости. При расчете скорости переходного процесса дизеля, имеющего наддув с постоянным давлением перед турбиной, учитывается влияние объема выпускного трубопровода.

При импульсном наддуве Характеристики систем газообмена и наддува в СДВСэнергия газов, располагаемая перед турбиной, увеличивается, а КПД турбины уменьшается в соответствии с известными зависимостями этих параметров от π_к или формы импульсов.

Проверочный расчет точек совместной работы дизеля и ТК на установившихся режимах производится методом последовательных приближений в таком порядке:

Выбираются значения n и z для точки установившегося режима, в которой должны быть определены параметры дизеля. Затем задаются величинами n_к и G_air. По характеристикам компрессора определяют величины p_b и другие параметры компрессора, а по характеристикам дизеля и турбины находят G₁ и G_np. Если G₁ + G_np ≠ G_air, то при неизменных выбранных значениях n, z и n_кизменяют значение G_airдо тех пор, пока не наступит равенство между расходом воздуха через дизель и компрессор. В точке, в которой G₁ + G_np = G_airопределяют значения N_к и N_T.

Если N_T ≠ N_к, то изменяют значение пк и проводят весь расчет снова. При выполнении обоих условий (равенство расходов и мощностей N_к и N_T) расчет одной точки установившегося режима считается законченным.

Совпадение данных расчета и эксперимента на установившихся режимах свидетельствует о правильности выбранных для описания характеристик дизеля и турбокомпрессора зависимостей.

В переходном процессе величины n, z и n_к в каждый момент времени определяются путем решения системы дифференциальных уравнений. При каждом новом сочетании значений n, z и n_к решается система алгебраических уравнений, описывающих расходные и экономические характеристики турбины. Значение G_air изменяется до выполнения условия равенства расходов воздуха через дизель и компрессор. После этого определяют все правые части дифференциальных уравнений и переходят к следующему шагу расчета. Так как характеристики компрессора при малых значениях π_к, как правило, отсутствуют, расчет исходной точки для наброса нагрузки или разгона целесообразно производить при малой Обслуживающие системы главного дизелянагрузки дизеля, а не на холостом ходу.

Интегральные оценки качества регулирования частоты вращения вала дизеля и дымности

Для оценки качества регулирования частоты вращения вала дизеля при набросе нагрузки используют:

интегральную оценку качества регулирования

$J_{φ} = \int_{τ} φ d τ (и л и J_{1 φ} = \int_{τ} φ^{2} d τ) Ф о р м . 6$

где:

φ — относительное отклонение частоты вращения вала переходного процесса от значения при τ = ∞.

Интегральная оценка качества позволяет получить обобщенное представление о характере переходного процесса, без отдельной оценки длительности переходного процесса и максимального значения φ;

условную интегральную оценку дымности в переходном процессе при α₁ < α_1D

$J_{s} = \int_{τ} f (a_{1 D} - α_{1}) d τ, (м г / м^{3}) \cdot с$

где:

α_1D — значение, соответствующее значению α₁, ниже которого существенно возрастает дымность отработавших газов.

Величины J_φ и J_s определяются численным интегрированием входящих в них величин. В качестве иллюстрации на рис. 2 представлены зависимости дымности отработавших газов от дизеля от α₁.

Дымность отработавших газов дизеля — Рис. 2 Зависимость дымности отработавших газов дизеля от воздухотопливного отношения A/F:
-n = 600 мин¹; Δ-n = 800 мин^-1; o-n = 1 000 мин^-1; ◊-n = 1 300 мин^-1; + -n = 2 200 мин^-1; BSU – единицы дымности по Бошу

Влияние различных параметров на интегральные оценки качества. Наброс нагрузки. Ступенчатое изменение нагрузки на дизель на 90 % при наддуве с постоянным давлением при π_к = 1,8 приводит к забросам частоты вращения вала до 30 %, длительность переходного процесса может составляет 12с, в то время как предельно допустимые величины составляют соответственно 10 % и 10с.

Предлагается к прочтению: Индикаторные и эффективные показатели работы двигателя

Вследствие быстрого выхода рейки топливных насосов на упор максимальной подачи коэффициент избытка воздуха существенно снижается, температура выпускных газов и p_g1 растут быстрее, чем давление наддува p_int.

Увеличивается разность p_g1 – p_int и заброс газов из выпускного трубопровода в цилиндр и из цилиндра во впускной трубопровод, что еще более снижает α_1, которое достигает значения α_1min ≈ 1,1. При набросах нагрузки 80 и 90 % дымность отработавших газов чрезмерно велика.

Результаты расчетных исследований показывают, что с увеличением набрасываемой нагрузки интегральная оценка качества переходных процессов J_φ растет более стремительно, чем нагрузка. Объяснение этому результату заключается в том, что работа турбины зависит от Элементы движения, распределительный вал и другие составляющие ДВСчастоты вращения вала дизеля и давления наддува в момент выхода рейки на упор.

Чем меньше значение п, тем меньше значения G, p_g1, N_T, тем меньше ускорение ротора TK. Темпы роста давления наддува и индикаторного КПД снижаются. Поэтому равенство крутящего момента дизеля и момента нагрузки наступает через более длительный промежуток времени и при меньшем значении T_tq. Чем выше давление наддува и плотность воздуха в момент выхода рейки топливных насосов на упор, тем меньше темпы снижения частоты вращения дизеля и поэтому выше темпы роста частоты вращения TK.

Дымность при переходном процессе, оцениваемая интегральной величиной J_s с уменьшением набрасываемой нагрузки снижается, что объясняется различной длительностью выхода рейки на упор максимальной подачи при набросе нагрузки 0,7; 0,8; 0,9 T_н.

Уменьшение момента инерции TK в 1,5 раза приводит к снижению интегральной величины J_φ приблизительно на 20 % и интегральной оценки дымности на 25 %.

Существенное снижение величины J_s достигается применением подвижного упора максимальной подачи: которой первоначально ограничивает подачу топлива значением 0,7 номинального, а затем увеличивает подачу с ростом давления наддува.

Использование импульсного наддува вместо наддува постоянным давлением позволяет улучшить показатели переходных процессов дизеля при набросе нагрузки и снизить дымность. Интегральная оценка качества регулирования частоты вращения вала J_φ снижается на 30 %, интегральная оценка дымности J_s на 30 %.

Влияние внешних условий на показатели дизеля при набросе нагрузки. Рассмотрим влияние внешних условий на показатели дизеля с турбокомпрессором при ступенчатом изменении нагрузки на примере четырехтактного дизеля размерностью 18/22 при p_e = 10 МПа, π_к = 2, n = 750 мин^-1.

При росте температуры T_o окружающей среды снижается плотность воздуха в цилиндре, растет температура выпускных газов T_g1. Так как рейка топливных насосов выходит на упор максимальной подачи, то с увеличением т0 падают значения α₁ и η_i.

При увеличении значения T_o с 273 до 323К дизеля с наддувом, постоянным давлением перед турбиной и одинаковом набросе 70 % нагрузки, ухудшаются эффективные показатели, о чем свидетельствует увеличение интегральной оценки качества регулирования J_φ на 30 %.

При набросе 80 % нагрузки и увеличении значения T_o в тех же пределах интегральная оценка J_φ увеличивается на 15 % по сравнению с ее увеличением при набросе 70 % нагрузки. Чем выше значения T_o, тем меньше конечное значение p_int в конце переходного процесса, что объясняется снижением расхода воздуха и располагаемой работы турбины. Вместе с тем, значение n_к возрастает. Интегральная оценка дымности с ростом T_o существенно возрастает.

Уменьшение момента инерции ТК в 1,5 раза позволяет снизить значения J_φ и J_s на 30…40 %. Введение подвижного упора максимальной подачи позволяет существенно улучшить показатели дизеля при набросе нагрузки. Величина J_s снижается на 40-50 %.

Применение импульсного наддува вместо наддува с постоянным давлением перед турбиной приводит к следующим результатам: при набросе 70 % нагрузки интегральная оценка качества регулирования снижается при близительно на 7 %, интегральная оценка дымности снижается приблизительно на 10 %. Зависимость интегральных оценок качества регулирования и дымности от температуры окружающей среды при набросе нагрузки и импульсном наддуве дана на рис. 3.

Регулировка дымности дизеля — Рис. 3 Расчетные зависимости интегральных оценок качества регулирования и дымности от температуры окружающей среды при p = 101,3 кПа, Tн = 0,8: а) – при Jтк = 0,027 кг м²; б) – при Jтк = 0,04 кг м²; $\frac{}{}$
– h_pmax = 1,1; —— h_pmax = 0,95

Улучшение показателей дизеля с турбонаддувом при увеличении значения T_o достигается за счет применения подвижного упора, импульсного наддува, а также за счет снижения момента инерции TK.

При постоянном давлении газов перед турбиной уменьшение давления p_o с 102 до 92 кПа приводит к росту интегральной оценки дымности приблизительно на 30 %, интегральной оценки качества регулирования на 30 %.

Причиной ухудшения показателей переходных процессов является снижение плотности воздуха, величин α₁ и η_i.

В соответствии с расчетными данными улучшение показателей переходных процессов дизеля с турбонаддувом и π_к = 2 при набросе 70 % нагрузки в условиях уменьшения давления окружающей среды до 92 кПа может быть достигнуто: введением подвижного упора максимальной подачи; применением импульсного наддува; снижением момента инерции TK.

Это инетерсно: Навалочные и насыпные грузы

Результаты некоторых экспериментальных исследований. Экспериментальные исследования влияния температуры и давления окружающего воздуха на показатели дизелей типа ЧН18/20 проводились на ПО “Звезда”. Показано, что при Pe = 500 кВт повышение температуры атмосферного воздуха с 20 до 90 °С приводит к снижению давления наддува на ≈ 8 %, увеличению частоты вращения ТК на ≈ 6 %. Часовой расход топлива растет от 111 до 121 кг/час.

На нагрузках менее 25 % от номинальной повышение температуры воздуха в широких пределах не приводит к ухудшению экономичности. Наоборот, экономичность при малых нагрузках может улучшиться. Ухудшение экономичности в области нагрузок от 50 до 100 % при повышении температуры связано с увеличением потерь с охлаждающей водой и выпускными газами, снижением максимальной и средней скоростью нарастания давления, снижением максимального давления цикла. Некоторое повышение механического КПД за счет снижения насосных потерь и потерь на трение вследствие уменьшения давления газов не компенсирует снижение индикаторного КПД.

При постоянной подаче топлива из-за снижения давления окружающей среды снижается α₁, дымность ОГ существенно возрастает.

Влияние увеличения влажности на изменение мощности 4-х тактных и 2-х такгных дизелей исследовалось фирмами “Националь” и “Непир”. При увеличении влажности с 40-50 % до 100 % мощность 4-х тактного дизеля снижалась на 2%, 2-х тактного дизеля, при температуре окружающей среды 20 °С, — на 2 %, при температуре 50 °С — на 6 %.

Уточненная математическая модель дизеля с турбонаддувом в переходных режимах

При уточненном моделировании величина крутящего момента на валу дизеля определяется путем расчета рабочего процесса в каждом цилиндре. Учитываются особенности процессов топливоподачи смесеобразования, сгорания и газообмена.

Таким образом, появляется возможность расчетного исследования влияния этих процессов на показатели дизеля в установившихся и переходных режимах.

К исследуемым параметрам относятся изменение частоты вращения удельным Ремонт регуляторов давления, температуры и расхода массы дизелярасход топлива, токсичность отработавших газов, теплонапряженность втулки цилиндра и другие.

Особенности процессов смесеобразования и сгорания. Процессы на переходных режимах отличаются от процессов на установившихся режимах следующим:

период задержки самовоспламенения при той же цикловой подаче топлива увеличивается в результате более низких температур стенок камеры сгорания и низкого давления сжатия;
струя топлива интенсивнее проникает в объем камеры сгорания и часть топлива попадает на холодную стенку цилиндра в результате меньшей, чем на соответствующем установившемся режиме, плотности воздуха в цилиндре;
коэффициент избытка воздуха α1 уменьшается, ухудшается индикаторный КПД, падает экономичность, увеличивается дымность в результате меньшего количества воздуха при малом давлении наддува и цикловой подачи топлива, равной 110 % номинальной. В результате дизель развивает крутящий момент, составляющий лишь долю его значения на установившемся режиме, соответствующего цикловой подаче топлива.

На основании оценочных расчетов можно утверждать, что с уменьшением плотности ра воздуха в цилиндре и увеличением разности Δp давления в топливопроводе и цилиндре дизеля растет длина струи за каждый отрезок времени. Если величина тi остается неизменной, то часть струи с относительной длиной по центральной оси конуса

Δ L_{ϕ 1} \approx {(\frac{Δ p}{Δ p_{и с х}} \frac{p_{a и с х}}{p_{a}})}^{\frac{1}{4}} - 1

окажется на стенке камеры сгорания, точнее, в пристеночной зоне.

При увеличении периода задержки самовоспламенения на величину Δтi дополнительная часть капель, содержащихся в струе с высотой конуса, пропорциональной величине

Δ L_{ϕ 1}

, окажется в этой же зоне.

$Δ L_{ϕ 1} = {[1 + (Δ τ_{1} / τ_{i и с х})]}^{\frac{1}{2}} - 1$

где:

ρ_aисх, т_iисх плотность заряда и период задержки самовоспламенения на установившемся режиме.

Дальнейший экспериментальный анализ показывает, что далеко не все топливо, оказавшееся в пристеночной зоне, может сгореть не полностью. Увеличивающаяся жесткость приводит к более интенсивному движению воздуха, подтверждающемуся увеличением локальных коэффициентов теплоотдачи. В результате часть топлива выносится из пристеночной зоны к основной массе топлива и сгорает с запаздыванием. В пристеночной зоне путем непосредственной полимеризации происходит интенсивное образование сажи. Топливо, испарившееся с поверхности камеры сгорания и распыленное в ее объеме при малом значении

α_{1}^{,}

, имеет существенное значение в образовании сажи в результате пиролитических реакций. Вследствие низкой концентрации кислорода в процессе расширения газа сажа окисляется не полностью.

При пиковом набросе нагрузки на дизель коэффициент ослабления светового потока в отработавших газах изменяется от 10 до ≈ 100 %. Крутящий момент дизеля после наброса нагрузки и увеличения цикловой подачи топлива до максимального значения составляет приблизительно 60-70 % максимального значения, соответствующего установившемуся режиму.

Моделирование процессов смесеобразования и сгорания. При проведении исследовательских и проектных работ, направленных на создание модификации дизелей с турбонаддувом, приспособленных к неустановившимся режимам работы, может возникнуть задача моделирования рабочего процесса дизеля. В отличие от расчетов на установившихся режимах предполагается вести расчет последовательности рабочих циклов с изменяющимися параметрами воздуха во впускном трубопроводе, газов в выпускных трубопроводах и изменяющихся цикловой подачей топлива.

Существующие методики, учитывающие взаимное Характеристики систем топливоподачивлияние топливоподачи, смесеобразования и сгорания, весьма сложны и их использование нереально при моделировании рабочего процесса и поэтому во многих практических случаях приходится использовать инженерные методы.

В соответствии с постановкой задачи моделирования необходимо увязать закон тепловыделения с периодом тi задержки воспламенения, коэффициентом

α_{1}^{,}

избытка воздуха при сгорании и количеством топлива, попавшего в пристеночную зону.

Согласно методике ЛПИ интегральная характеристика тепловыделения описывается суммарной зависимостью вида:

$x = \sum_{i = 1, 2} x_{i} [1 - e^{- a_{1} {(φ_{c} / φ_{i})}^{k_{i}}}], Ф о р м . 7$

где:

xi — доля теплоты, выделившейся в первой и второй фазах процесса сгорания;
ki, ai, φi — постоянные величины, зависящие от (dx1/dφc,.) max и (dx2/dφc,.) max;
φc — угол поворота коленчатого вала, ki — коэффициенты.

При значительных набросах нагрузки на дизель с турбонаддувом и соответствующим изменением цикловой подачи bц.пр топлива, а также малом давлении наддува (из-за инерционности турбокомпрессора) возможно попадание части топлива на стенки камеры сгорания. В результате часть цикловой подачи bц.пр топлива, попавшая в пристеночную зону, выгорает в неполном объеме. Поэтому при оценке доли теплоты хшах необходимо предварительно определить возможность попадания топлива на стенки камеры сгорания, учитывая то, что оно сгорает не полностью.

Используя современные методы расчета, возможно определить относительную долю bц.пр топлива, попавшего на стенки камеры. На рис. 4 представлены расчетные зависимости относительной доли топлива, попавшего на стенку камеры сгорания 6ЧН25/34 при разных значениях периода τi задержки самовоспламенения.

Доли топлива в камере сжигания — Рис. 4 Расчетные зависимости относительной доли топлива, попавшего на стенку камеры сгорания дизеля 6ЧН25/34 при различных значениях $b_{ц . п р} = b_{ц . п р} / b_{ц}$

Возрастание периода задержки самовоспламенения приводит к увеличению доли топлива, попавшего в пристеночную зону. Основное влияние на величину bц.пр оказывает уменьшенное давление наддува в переходных режимах: уменьшение давления наддува повышает значение bц.пр. По большой выборке экспериментальных данных (75 циклов установившегося режима, 90 циклов неустановившегося режима), полученных на дизеле типа ЧН25/34, были определены эмпирические зависимости параметров, которые дают возможность формировать характеристики тепловыделения дизеля с открытой камерой сгорания как на установившихся, так и неустановившихся режимах работы.

Поэтому в основу моделирования положена взаимосвязь характера тепловыделения с коэффициентом избытка воздуха, периодом задержки самовоспламенения и относительной долей цикловой подачи, попавшей в пристеночную зону.

Доля теплоты, выделившейся при сгорании топлива за период задержки воспламенения,

$x_{1} = α \cdot α_{1}^{, b} \cdot τ_{i}^{c} Ф о р м . 8$

где:

для дизеля ЧН25/34 a = 0,011;
b = 0,37;
c = 2,13;
$x_{1} = x_{1} / x_{m a x} .$

Максимальная скорость тепловыделения при сгорании топлива за период задержки воспламенения

${(\frac{d x_{1}}{d τ})}_{m a x} = α_{1} \cdot α_{1}^{, b_{1}} \cdot {τ_{i}}^{c_{1}}, Ф о р м . 9$

где:

для дизеля ЧН25/34 α₁ = 3;
b₁ = 0,3;
с₁ = 2,78.

В приведенных зависимостях изменение периода задержки воспламенения влияет на

x_{1} и {(\frac{d x_{1}}{d τ})}_{m a x}

в большей степени, чем изменение коэффициента

α_{1}^{,}

избытка воздуха при сгорании топлива. К недостатку зависимостей (38), (39) можно отнести то, что при аппроксимации не рассматривались периоды задержки воспламенения, превышающие максимальное значение тi, равное 4,5 мс.

Доля теплоты, выделившейся в процессе сгорания,

$x_{m a x} = d + α_{2} \cdot α_{1}^{, d_{2}} \cdot b_{ц . п р}^{c_{2}} Ф о р м . 10$

где:

α₂ = -0,72;
b₂ = -0,17;
c₂ = 1,26;
$d = 1 п р и α_{1}^{,} > 1;$
$d = α_{1}^{,} п р и α_{1}^{,} < 1;$
$b_{ц . п р} = \frac{b_{ц . п р}}{b_{ц}}$
— относительная доля цикловой подачи топлива, попавшего в пристеночную зону камеры сгорания;
bц.пр — Процессы топливоподачи в СДВСцикловая подача топлива, попавшая в пристеночную зону камеры сгорания.

Количество топлива, попавшего в пристеночную зону, определялось с помощью критериальных уравнений А.С. Лышевского. По этому уравнению рассчитывались длина струи распыленного топлива за период задержки воспламенения, которая сравнивается с геометрическими параметрами камеры сгорания. По результатам сравнения определяется объем Vф.п струи, попавшей в пристеночную зону, и средняя концентрация cф.п топлива в данном объеме.

Количество топлива, попавшего а пристеночную зону,

$b_{ц . п р} = V_{ϕ . n} \cdot c_{ϕ т} \cdot i, Ф о р м . 11$

где:

i — число сопловых отверстий распылителя форсунки.

В том случае, когда топливо распыливается в объеме камеры сгорания, не соприкасаясь с ее стенками, bц.пр = 0, xmax = 1, т. е. считается, что топливо условно выгорает полностью при

α_{1}^{,} = 1

. В случае попадания топлива в пристеночную зону, что возможно при переходных режимах работы дизеля с турбонадцувом, влияние цикловой подачи топлива, попавшего в пристеночную зону Ьц.пр, на относительную величину тепловыделения значительно выше, чем влияние коэффициента избытка воздуха при сгорании.

Доля теплоты, выделившейся при диффузионном сгорании,

$x_{2} = x_{m a x} - x_{1} . Ф о р м . 12$

Максимальная скорость тепловыделений при диффузионном сгорании

${(\frac{d x_{2}}{d τ})}_{m a x} = α_{3} \cdot α_{1}^{. b_{3}} \cdot {(1 - 0, 5 \cdot b_{ц . п р})}^{c_{3}}, Ф о р м . 13$

где:

для дизеля ЧН25/34 а3 = 1,05;
b3 = 0,12;
c3 = 0,93.

В данной зависимости влияние на

{(\frac{d x_{2}}{d τ})}_{m a x}

величины bц.пр значительнее, чем коэффициента избытка воздуха при сгорании.

Для переходных режимов работы дизеля с турбонадцувом характерно изменение коэффициента избытка воздуха при сгорании в широких пределах. По этой причине в зависимостях (38)-(42), определяющих параметры, с помощью которых формируются характеристики тепловыделения, учитывается влияние

α_{1}^{,} .

Достоверность математической модели процессов сжатия, сгорания, расширения подтверждена достаточно хорошим совпадением экспериментальных и расчетных данных. Недостаток рассматриваемой методики состоит в том, что отсутствует взаимосвязь с законом топливоподачи.

Метод расчета газообмена при набросе нагрузки. Конечная цель расчета — определение параметров конца наполнения, т. е. давление p_α, температуры T_a и состава газов (коэффициент наполнения Φ_c), выпуска газов во впускной трубопровод, перепада момента на валу турбокомпрессора и потерь на Процессы газообмена в СДВСгазообмен p_нас = ∫pdV.

При объединении выпускных трубопроводов нескольких цилиндров в один трубопровод процесс рассчитывается с помощью простого сдвига фаз параметров в соответствующем цилиндре дизеля.

В расчете принимаются:

гипотеза мгновенного перемешивания газа при попадании газа из цилиндра в выпускной трубопровод и, наоборот, из выпускного трубопровода в цилиндр;
гипотеза послойного вытеснения газа при попадании его из цилиндра во впускной трубопровод (газ остается у впускного патрубка, во время наполнения поступает в цилиндр, после чего в цилиндр начинает поступать воздух). На конечный результат и параметры в цилиндре и впускном трубопроводе, гипотеза о характере процесса выброса газа влияет мало;
давление во впускном трубопроводе определяется характеристиками компрессора и не изменяется в течении одного рабочего цикла;
после прохождения в выпускном трубопроводе прямой волны давления объем, куда продолжает поступать газ, становится равным объему Кяы„ выпускного трубопровода, т. е.:

$V_{в ы n τ} = F_{T} α_{3} φ / ω, г д е α_{3} = \sqrt{k_{г} R T_{g 1}};$

где:

φ — угол поворота коленчатого вала, соответствующий прохождению волны давления от начала выпуска до турбины (в начальный момент φ = 0, V_выnτ).

Уравнения для расчета газообмена для двухтактных и четырехтактных дизелей идентичны. Расчет ведется с учетом фаз газообмена. По уравнениям определяются температура и масса в период от момента начала выпуска до момента подхода волны давления к турбине. Затем параметры газа определяются с учетом изменения давления во всем объеме трубопровода.

Это инетерсно: Дефектация судовых технических средств

Поток газов через турбину определяется на основании уравнения расхода через турбину. Текущее значение подъема клапана определяется по эмпирической зависимости.

На основании полученных данных вычисляется мгновенная мощность турбины, которая усредняется за рабочий цикл. Мощность компрессора определяется из условия, что частота вращения ротора компрессора соответствует исходному значению до выхода рейки топливных насосов на упор и она постоянна.

Исходное значение параметров турбокомпрессора (nтк) для заданных цикловой подачи топлива, величины n выбираются из данных эксперимента или путем расчета нескольких вариантов совместной работы дизеля с турбокомпрессором при совпадении параметров на выпуске с принятием их в качестве исходных.

На рис. 5 представлены результаты расчета газообмена и давления во впускном и выпускном трубопроводах дйзеля 6ЧН25/34 с разделенным выпуском при нагрузке 290 кВт. Сравнение результатов эксперимента показывает удовлетворительную их сходимость.

Давление в выпускном трубопроводе — Рис. 5 Изменение давления во впускном и выпускном трубопроводах, цилиндре при набросе нагрузки на дизель 6НЧ25/34:
$\frac{}{}$
расчетные значения; —— экспериментальные; 1-2 – точки начала и конца перекрытия клапанов

В качестве примера на рис. 6 иллюстрируются результаты расчета показателей дизеля 6ЧН25/34 (pe = 0,81 МПа) при набросе нагрузки 300 кВт в первоначальный момент выхода рейки на упор.

Рис. 6 Индикаторные диаграммы дизеля 6ЧН25/34 при различных режимах работы.
1 – номинальном; 2 – набросе нагрузки с увеличением цикловаой подачи до номинального значения при нормальных условиях окружающей среды; 3 – то же, при понижении давления окружающей среды на 10%; 4 – набросе нагрузки при нормальных условиях окружающей среды и оптимальных фазах газораспределения для кранового режима

При расчете для совпадения результатов и начальных условий требуется не более четырех циклов расчета.

Изложенная методика позволяет провести анализ влияния на переходный процесс:

угла опережения подачи топлива и давления впрыскивания, размеров сопловых отверстий распылителя;
температуры стенки камеры сгорания;
времени сечения впускных и выпускных элементов, фаз газораспределения;
параметров системы воздухоснабжения, определяющих давление наддува, коэффициента остаточных газов на исходном режиме, в том числе параметров внешних условий;
положения упора ограничения подачи топлива.

Влияние на переходный процесс инерционных масс турбокомпрессора может быть в наиболее простом случае учтено принятием условия, что переходный процесс в системе наддува происходит по экспоненциальному закону.

Влияние различных параметров

Влияние регулирования напряжения генератора. На переходный режим дизель-генератора существенное значение оказывает регулирование напряжения генератора.

Если напряжение u_Г генератора поддерживается постоянным в широких пределах изменения n, то при “жестком” регулировании напряжения u_Г момент на дизеле с падением Расчет судового валопроводачастоты вращения вала будет возрастать.

Следовательно, при инерционном регуляторе скорости принципиально возможен случай, когда рейка топливных насосов не успеет выйти на 110 %-ную цикловую подачу, в то время как провалы частоты вращения вала достигнут 10 %. Наступит длительная работа дизель-генератора на пониженной частоте, когда момент, развиваемый дизелем, будет равен моменту нагрузки. Обычно регулятор напряжения обеспечивает поддержание u_г лишь в узком диапазоне частоты вращения вала дизель-генератора от 0,91n_н до 1,03n_н, а при n < 0,97n_н величина

Δ u_{Г} = k_{Г} Δ n

Оценим количественное влияние на качество переходного процесса в системе регулирования скорости дизеля закономерности изменения напряжения. Примем, что регулятор скорости срабатывает через 0,5 с и мгновенно выводит рейку топливных насосов на упор максимальной подачи (110 %). На рис. 7 представлены расчетные зависимости Δn/n для k_Г = var. Краткие выводы заключаются в том, что статическая система регулирования напряжения позволяет обеспечить требуемое качество переходных процессов в системе регулирования скорости, в то время как астатическая — только при малом значении τ₁.

Напряжение дизель генератора — Рис. 7 Зависимости изменения величины Δn/n при различном законе изменения напряжении дизельгенератора

Для дизелей с турбонаддувом полученные выводы также справедливы и особенно важны, так как развиваемый дизелем крутящий момент в начальный момент после выхода Исследования процессов в некоторых судовых системах автоматикирейки топливных насосов на упор составляет всего 0,7-0,8 номинального значения и опасность длительной работы дизель-генератора при пониженном п возрастает (в расчете, результаты которого отражены на рис. 7 условно предполагается что регулятор напряжения действует в широком диапазоне частоты вращения).

Таким образом, высокие требования к переходным процессам и статическим характеристикам системы регулирования напряжения генератора могут быть реализованы только в том случае, если дизель оснащен быстродействующим регулятором скорости. Приближенное условие, связывающее время τ₁ выхода рейки топливных насосов на упор, соответствующий 110 %—ной подаче топлива, время разгона T_α и коэффициент k_Г, характеризующий закон регулирования напряжения, имеет вид

$- (2 k_{г} - 1) τ_{1} / T_{α} < 0, 1 .$

Чем меньше величина k_Г, т. е. чем жестче закон регулирования напряжения, тем более необходим быстродействующий регулятор скорости. Закон регулирования при набросе нагрузки должен быть таким, чтобы обеспечить максимальную энергетическую отдачу дизеля при допустимых экономических и токсических показателях.

Обобщая изложенное, можно сформулировать следующую закономерность изменения хода рейки топливных насосов при набросе нагрузки на дизель с газотурбинным наддувом, обеспечивающий минимальные провалы частоты вращения вала и длительность переходного процесса:

перевод рейки топливных насосов с максимальным быстродействием в положение, соответствующее максимальному произведению b_цη_i;
плавное увеличение хода рейки топливных насосов по мере роста давления наддува при максимальном произведении b_цη_i;
уменьшение хода рейки топливных насосов до величины, соответствующей установившейся нагрузке, при достижении заданной величины n.

В случае, если длительность переходного процесса выше требований, предъявляемых техническими условиями, сокращение длительности может быть обеспечено увеличением цикловой подачи во второй фазе процесса и уменьшением значений α₁, приводящим к росту температуры отработавших газов и ускоренному разгону турбокомпрессора.

Закон изменения хода рейки топливных насосов зависит от предварительной нагрузки дизель-генератора. С ростом предварительной нагрузки растет давление наддува и расширяются возможности дизеля в преодолении мгновенно забрасываемой нагрузки.

Влияние регулировочных параметров на токсичные выбросы. Государственным стандартом нормируемым показателем является удельный выброс вредного вещества (NO_x, а также СО и СН) г/(кВт ч). Поэтому при выборе способов снижения вредных выбросов следует прежде всего ориентироваться на способы, ведущие к снижению удельных выбросов NO_x и др. Согласно исследованиям ЦНИДИ основная масса оксидов азота NO_x образуется в фазе быстрого сгорания смеси, подготовленной в период задержки самовоспламенения. Чем выше скорость тепловыделения в этой фазе, тем интенсивнее возникают участки, где температура значительно выше средней термодинамической температуры и достигает 2 000 К и более. Именно в таких локальных зонах происходит интенсивное образование оксидов азота. Поэтому скорость тепловыделения в фазе быстрого сгорания, которая, в свою очередь, зависит от количества топлива, испарившегося за период задержки самовоспламенения, может быть положена в основу корреляции количества удельных выбросов NO_x и параметров рабочего процесса дизеля.

Процесс интенсивного образования NO_x продолжается до момента ρ_max, а весь процесс образования заканчивается к моменту достижения T_max. Увеличение цикловой подачи топлива при относительно больших подачах хотя и приводит к увеличению максимальной (расчетной) температуры сгорания, однако может приводить к снижения удельных выбросов NO_x. Это происходит в том случае, если период задержки самовоспламенения остается неизменным, а рост количества выделившейся теплоты происходит на участке диффузного сгорания.

Увеличение тепловыделения в первой фазе процесса сгорания, приближает действительный процесс к термодинамическому, в котором подвод теплоты происходит при постоянном объеме. С увеличением φ_нn индикаторный КПД η_i растет. Одновременно растут выбросы NO_x. В результате имеет место корреляция между удельными выбросами оксидов азота и η_i. Изложенное подтверждается результатами экспериментов по влиянию цикловой подачи топлива на NO_x. Уменьшение цикловой подачи топлива по сравнению с номинальной приводит к сокращению фазы диффузионного сгорания. Массовый выброс оксида азота несколько сокращается, однако удельный выброс оксида азота увеличивается.

Образование СО происходит в зонах с недостатком O₂. К моменту начала выпуска концентрация СО падает благодаря выгоранию. Чем выше интенсивность перемешивания слоев, тем большая вероятность выгорания СО благодаря перемешиванию продуктов сгорания с зонами, богатыми кислородом.

Образованию углеводородов (СН) и сажи способствует попадание части топливной струи в пристеночную зону камеры сгорания, имеющую относительно низкую температуру. Сажа образуется и при высокой температуре в зонах КС с низким содержанием кислорода. Большая часть ее выгорает в процессе расширения. Заметное увеличение содержания сажистых частиц происходит при уменьшенных значениях коэффициента избытка воздуха при сгорании, который является главным фактором, воздействующим на содержание продуктов неполного сгорания.

Влияние регулировочных параметров на токсичные выбросы при переходных режимах. Напомним, что удельный выброс оксида азота нормируется в зависимости от частоты вращения. Если последняя увеличивается, то предельно допустимый выброс оксидов азота уменьшается.

Вместе с тем, имеется возможность снизить выбросы NO_x без снижения η_i, если воздействовать на угол опережения впрыскивания φ_нn и количество топлива, сгоревшего в первой и второй фазах процесса сгорания. Результаты исследований показывают, что при одном и том же угле опережения подачи топлива (b_н = const) с ростом давления наддува благодаря увеличению плотности заряда и массовой концентрации кислорода, растет скорость сгорания. Локальные температуры в зоне горящего факела увеличиваются. Выход NO_x возрастает. В то же время среднемассовая температура понижается, так как воздушно-топливное отношение растет. Для того, чтобы при p_max = const добиться одновременного роста эффективного КПД и снижения NO_x угол опережения подачи топлива φ_нn с ростом p_int необходимо уменьшать. Таким образом, способ сохранения КПД на высоком уровне без повышения NO_x состоит в одновременной с уменьшением φ_нn интенсификацией процесса сгорания по второй его фазе путем увеличения коэффициента избытка воздуха, который возрастает благодаря увеличению p_int.

На рис. 8 представлены зависимости показателей дымности и состава отработавших газов дизеля Д240 (4411/12,5) от угла опережения подачи топлива.

Показатель дымности и состав — Рис. 8 Зависимость показателей дымности и состава отработавших газов дизеля 4411/12,5 в режиме свободного ускорения от угла опережения впрыскивания топлива

Испытания проводились на тормозном стенде в режиме свободного ускорения (СУ) быстрым перемещением до упора рычага управления топливоподачей. Имитировался режим разгона. Оценка уровня дымности про-водилась дымомером фирмы “Hartridge” типа МК-3, а состава отработавших газов ОГ с помощью непрерывного отбора проб отработавших газов за несколько циклов в лавсановые мешки и анализа осредненной пробы. В течение одного переходного режима угол опережения впрыскивания не изменялся. Однако он изменялся от одной серии испытаний к другой.

Увеличение угла опережения впрыскивания, начиная с 20°, на каждые 2° поворота коленчатого вала (ПКВ) приводило к увеличению концентрации NO_x на 20 %, уменьшению содержания СН на ≈ 20 % и сажистых частиц — на ≈ 20 %. Дальнейшее увеличение φ_нn больше 26° поворота коленчатого вала приводит к ухудшению процесса сгорания и увеличению содержания СН, СО, и С в отработавших газах. Из-за снижения температуры в пристеночной зоне, в которой оказывается значительная доля топлива, выбросы NO_x снижаются. Увеличение давления начала впрыскивания позволяет улучшить процесс сгорания и снизить в режиме СУ все токсичные выбросы. При увеличении давления начала впрыскивания действительный угол опережения впрыскивания уменьшается, а скорость плунжера в момент начала подачи возрастает, что способствует интенсификации процесса сгорания.

Уменьшение максимального значения цикловой подачи топлива в режиме СУ приводит к снижению продуктов неполного сгорания.

Регулирование угла опережения подачи топлива для снижения NO_x может быть наиболее просто реализовано в дизелях с индивидуальными топливными насосами высокого давления (ТНВД) с клапанным распределением, в которых закрытие впускного клапана определяет начало подачи, а перепускного — конец подачи. Подобная система регулирования VIT установлена в дизелях типа Форсунки двигателей Зульцер-RTAЗульцер для повышения экономичности дизеля.

Регулирование NO_x также возможно в дизелях с блочным ТНВД золотникового типа и автоматической муфтой опережения впрыскивания. Содержание NO_x особенно велико для режимов больших нагрузок, когда период задержки самовоспламенения меньше, чем общее время подачи топлива. Поэтому взаимосвязь положения такой муфты или угла опережения подачи в системе VIT могут быть поставлены в зависимость только от частоты вращения дизеля.

В дизелях с золотниковым ТНВД индивидуального типа оптимизация регулировочных характеристик более сложна. Система VIT реализована в дизелях МАН и Бурмейстер и Вайн серии L-MC с помощью дополнительного аксиального смещения втулки плунжера топливного насоса. Регулирование начала подачи топлива и количества подаваемого в цилиндр топлива осуществляется раздельно путем поворота плунжера и аксиального смещения втулки золотника. В настоящее время программа VIT осуществляет сохранение высокой экономичности при снижении нагрузки по винтовой характеристике путем повышения динамичности цикла. Выбор программы изменения угла опережения подачи топлива в целях снижения вредных выбросов основан на оценке экономического эффекта, для чего определяется предотвратимый годовой ущерб.

Дизель с наддувом. Отличие переходного режима дизеля со средним и высоким наддувом от дизеля без наддува состоит прежде всего в большей разности параметров в цилиндре перед началом переходного процесса по сравнению с конечным режимом. Снижение в два раза или более давления в цилиндре по сравнению с номинальным значением из-за низкого давления наддува приводит во первых, к значительному увеличению периода задержки самовоспламенения, во вторых, к меньшему значению воздухотопливного отношения и меньшей скорости сгорания в момент увеличения цикловой подачи. Поэтому в этот момент локальные температуры и NO_x могут снизиться, а содержание продуктов неполного сгорания из-за попадания большой доли топлива в пристеночную зону, наоборот, существенно увеличиться.

Характер влияния неустановившегося режима дизеля с турбонаддувом на токсичность отработавших газов проиллюстрируем данными, полученные в результате испытаний дизеля 8ЧН25/34 в составе дизель-генератора ДГРА 500/500, проведенных в Будапеште с участием автора. Измерения проводились с помощью газоанализатора представителями Венгрии.

Агрегат ДГР 500/500 был установлен на грейферном плавкране грузоподъемностью 16 т, который добывал песок со дна реки. При испытаниях проводились экспериментальные исследования упора максимальной подачи рейки топливных насосов на дымность и токсичность. На рис. 9 иллюстрируется изменение СО и NO_x дизеля 8ЧН25/34 при работе в крановом режиме.

Содержание воздуха в отработанных газах — Рис. 9 Изменение содержания в отработавших газах СО и NO_x дизеля 8ЧН25/34, установленного на плавучем кране, при работе в крановом режиме

В неустановившихся режимах зафиксированы значительный рост дымности (почти в 10 раз), концентрация СО возросла по сравнению с номинальным режимом в 3 раза, а углеводородов — более чем в 4 раза, что объясняется снижением коэффициента избытка воздуха дизеля с турбонаддувом при набросах нагрузки.

Вследствие попадания значительной части топливной струи на стенку цилиндра концентрация оксида азота снизилась. Ограничение упора максимальной подачи до 500 кВт привело к снижению продуктов неполного сгорания, что объясняется ростом минимальных значений α₁ во время наброса нагрузки. Испытания показали, что забросы частоты вращения вала при этом находились в пределах существующих требований, однако дальнейшее ограничение упора до 450 кВт, приводит к увеличению забросов частоты вращения вала до 14-16 %, что неприемлемо с точки зрения качества электрической энергии.

Приближенный метод оценки NO_x¹. В основе метода лежат упомянутые выше результаты исследований, показавшие, что преимущественное образование NO_x происходит в фазе быстрого сгорания. Исследования д.т.н. С.В. Лебедева, проведенные на быстроходных дизелях и подтвержденные автором на среднеоборотном судовом дизеле 6418/22 (совместно с к.т.н. С.В. Кирпиченковым), показали, что зависимость выбросов оксидов азота на 1 кг. топлива

e_{N O_{x}}^{I} [\frac{г . N O_{x}}{к г . т о п л и в а}]

успешно линейно коррелирует с

χ_{p m a x}

(

χ_{p m a x}

— отношение доли теплоты, выделившаяся в фазе быстрого сгорания до точки, где давление достигает P_max, к количеству теплоты, введенной в цилиндр с топливом).

Получена экспериментальная зависимость количества выделившейся теплоты в первой (кинетической) фазе сгорания X_p_max от коэффициента избытка воздуха

α_{1}^{,}

при рециркуляции и тех же значениях n и Pe:

$X_{p m a x} = α_{1}^{, 0, 83}$

К настоящему времени разработаны ряд методов оценки NO_x. Например метод проф. д.т.н. Звонова В.А.

При доле рециркуляции 10 % коэффициент избытка воздуха

α_{1}^{,}

снижается на ∼ 10 %, Xpmax ∼ 8 % и

{e_{N O_{x}}}^{I ~}

на 10 % (рис. 10 ).

Концентрация азота в дизеле — Рис. 10 Зависимость концентрация ${e_{N O_{x}}}^{I} .$
от Xpmax дизеля 64 18/22 и 64 15/18

Увеличение угла опережения подачи топлива приводит к увеличению жесткости процесса, Xpmax и

{e_{N O_{x}}}^{I} .

При увеличении α₁ улучшаются условия для более интенсивного сгорания топлива. Природа образования оксида азота в цилиндре дизеля связана только с температурой в зоне сгорания и не зависит от того, является ли процесс в дизеле установившимся или переходным.

Продукты неполного сгорания. Испытания показали, что дымность возрастает и наиболее существенными токсичными составляющими при набросах нагрузки на дизель с газотурбинным наддувом являются СО и СН. Ограничение упора максимальной подачи позволяет снизить токсичные выбросы и дымность дизеля с газотурбинным наддувом со степенью наддува 1, 5,…, 25 % без ущерба для качества переходного процессов.

На рис. 11 иллюстрируется изменение содержания сажистых частиц и оксида углерода СО в отработавших газах дизеля при разгоне.

Содержание оксида углерода в дизеле — Рис. 11 Изменение содержания токсичных выбросов отработавших газов дизеля при разгоне:
без ограничения подачи топлива; при ограничении

Сплошные линии соответствуют изменениям параметров при наличии упора, ограничивающего максимальную подачу топлива в зависимости от давления наддува, штриховые — изменениям этих же параметров при отсутствии такого упора. Результаты показывают, что противодымный упор одновременно, кроме снижения дымности, уменьшает суммарные выбросы по СО в 3-4 раза.

Снижение вредных выбросов ОГ дизелей с турбонаддувом в переходных режимах достигается путем подачи дополнительного воздуха во впускной коллектор, что приводит к сокращению длины топливной струи и обеспечивает продувку цилиндра. Эксперименты на серийных дизелях с турбонаддувом типа 6ЧН25/34, работающих в крановых режимах, показали, что дополнительная подача воздуха во впускной ресивер снижает дымность ОГ с 8 до 5,5 ед. Боша.

Предлагается к прочтению: Ремонт двигателей внутреннего сгорания

Эффективным средством снижения продуктов неполного сгорания дизелей с турбонаддувом в переходных режимах является оптимизация газообмена путем временного уменьшения перекрытия клапанов, что предотвращает усиленный заброс газов в первый момент после увеличения хода рейки топливных насосов.

Уменьшение момента инерции ротора турбокомпрессора, приводящее к его ускоренной раскрутке, и увеличение температуры охлаждающей воды, приводящее к ускорению испарения топлива в пристеночной зоне, совместно с уменьшением перекрытия клапанов были реализованы в крановой модификации дизеля 6ЧН25/34. В результате этого вредные выбросы при работе в крановых режимах существенно уменьшились и составили максимально: СО % = 0,016-0,04, СН % = 0,0018, дымность по Бошу достигла максимально 34 %.

Применение водотопливной эмульсии и уменьшение скорости роста цикловой подачи топлива в переходном режиме являются эффективными способами снижения N0, СО, СН и сажистых частиц.

Упрощенная математическая модель для исследования влияния на переходный процесс постоянных времени дизеля, турбокомпрессора и регулятора скорости

Дифференциальное уравнение объекта регулирования скорости — дизеля используется в виде (30).

1 Коэффициент избытка воздуха при сгорании в цилиндре:

$α_{1} = \frac{{G^{ц}}_{в о з д}}{b_{c} \cdot L_{\partial}^{‘}}$

Приближенно для рассматриваемого случая можно принять, что:

${G^{ц}}_{в о з д} ~ P_{i n t};$

Цикловая Процесс топливоподачиподача топлива в цилиндр:

$b_{c} = b_{м е х} + Δ b_{c},$

где:

$b_{м е х}$
— доля цикловой подачи, пошедшая на преодоление механических потерь (15-25%),
$Δ b_{c}$
— относительное изменение цикловой подачи топлива, причем
$Δ b_{c ~ z}$
— пропорционально относительному ходу рейки ТНВД.

Тогда:

$α_{1} = \frac{P_{i n t}}{b_{m e x} + z}$

Если принять на холостом ходу:

$P_{i n t} = 1, 06; b_{м е х} = 0, 3; α_{1} = 3, 53,$

а на номинальном режиме:

$P_{i n t} = 2; b_{м е х} = 0, 3; a_{1} = 1, 53$

2 Уравнение турбокомпрессора в момент наброса единичной нагрузки:

$T_{T K} \frac{d P_{i n t}}{d τ} + P_{i n t} = μ + K_{φ} \cdot φ + 1, 06$

Система составлена для случая, когда степень повышения давления на номинальном режиме равна двум, относительное давление наддува на холостом ходе

P_{i n t . x . x} = 1, 06 (μ = 0; φ = 0);

и на номинальном режиме

P_{i n t . н о м .} = 2 (μ = 1; φ = - 003) .

Коэффициент K_φ — отражает влияние частоты вращения четырехтактного двигателя на расход воздуха и момент на валу турбины. Этот коэффициент выбирают из условия, что изменение частоты вращения на 0,1 приводит к изменению расхода воздуха на 0,1 и момента на валу турбины на 0,2 (момент турбины

M_{т} ~ G_{в о з д у х}^{2} \cdot T_{g a s}

В примере K_φ= 2; Tтк — Режимы работы судовых дизелейвремя разгона турбины, составляет 10-15 секунд и зависит от момента инерции вращающихся масс турбокомпрессора.

3 Уравнение центробежного измерительного элемента:

$η = K_{Ч Э} φ - K g \cdot g - K ж о с \cdot z$

К_ЧЭ — коэффициент чувствительного элемента;
К_ЖОС — коэффициент жесткой обратной связи;
K_g — коэффициент пропорциональности задающего устройства.

4 Уравнение гидроусилителя (сервомотора):

$T_{г} \frac{d z}{d τ} = η - ξ$

T_г — время сервомотора.

5 Уравнение гибкой обратной связи:

$T_{j} \frac{d ξ}{d τ} + ξ = K_{j} T_{j} \frac{d z}{d τ}$

T_j — время изодрома, K_j — коэффициент усиления изодрома.

6 Уравнение основной обратной связи:

$μ = - z$

На рис. 12 приведены диаграммы изменения частоты вращения и хода рейки по времени для T_тк = 10 (график 2) и T_тк = 15 (график 1) соответственно.

Рис. 12 График изменения оборотов и хода рейки ( в относительных единицах) при совместной работе двигателя с турбонаддувом и регулятора непрямого действия со следующими значениями констант.
T_a = 3 сек.; K_чэ = 10; K_жос = 0,3; T_г = 0,02 сек.; T_j = 0,001 сек.; K_j = 0,2

Результаты показывают, что уменьшение T_тк в 1,5 раза приводит к уменьшению забросов на 2 %, а длительность переходного процесса уменьшается на 25 %.

Это интересно: Анализ результатов измерений, регулирование рабочего процесса

Таким образом уменьшение момента инерции ТК является одним из способов уменьшения переходных процессов дизеля с турбонаддувом.

Сноски