Динамика рабочего процесса, приближенного к сгоранию при постоянном давлении

УДК 621.43.05

С. Е. Андрусенко, Ю. И. Матвеев, О. Е. Андрусенко

ДИНАМИКА РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА, ПРИБЛИЖЕННОГО К СГОРАНИЮ ПРИ ПОСТОЯННОМ ДАВЛЕНИИ

S. E. Andrusenko, Yu. I. Matveev, O. E. Andrusenko

DYNAMICS OF A WORKING PROCESS APPROXIMATED TO COMBUSTION AT CONSTANT PRESSURE

Рассматривается процесс сгорания топлива в цилиндре. Исследуется взаимодействие процесса сгорания топлива с системой газораспределения и моментом впрыска топлива в цилиндр. Рассматривается взаимосвязь угла опережения подачи топлива с динамикой нагрузок на детали двигателя. Описаны экспериментальные наблюдения, связанные с регулировкой топлива и изменениями параметров в рабочих процессах дизеля. Даны практические советы по регулировке процесса сгорания и расширения топлива.

Ключевые слова: процесса сгорания топлива, угол начала подачи топлива, нагрузки на детали двигателя.

The process of fuel combustion in the cylinder is considered in the paper. The interaction of the fuel combustion process with the gas distribution system and the fuel injection into the cylinder is investigated. The interconnection of the advance angle of fuel injection with the dynamics of loads on engine parts is studied. Experimental observations connected with fuel adjustment and parameter changes in working processes of the diesel engine are described. Practical advice is also given to the adjustment of fuel combustion and fuel expansion processes.

Key words: process of fuel combustion, fuel injection advance angle, loads on engine parts.

Одним из признаков перспективности среднеоборотных четырехтактных двигателей считается организация рабочего процесса сгорания топлива, приближенного к изобарному сгоранию при постоянном давлении [1].

Для среднеоборотных двигателей принято значение угла опережения впрыска топлива 18^28° до верхней мертвой точки (ВМТ). Работа двигателя совершается по смешанному циклу со сгоранием топлива по изохоре и изобаре (v = const, p = const), а пик максимального давления от сгорания топлива располагается вблизи ВМТ.

С целью исследования динамики нагрузок на детали двигателя, в зависимости от угла начала впрыска топлива, на испытательном стенде ОАО «РУМО» были проведены испытания среднеоборотного дизеля 8ЧН 32/40 номинальной мощностью 3 520 кВт с частотой вращения 750 мин1. Испытания проводились в два этапа по нагрузочной характеристике при постоянной частоте вращения коленчатого вала, со снятием индикаторных диаграмм протекания рабочего процесса в 5-м и 6-м цилиндрах.

Первый этап испытаний проходил при установке угла начала подачи топлива 9° до ВМТ по углу поворота коленчатого вала. Процесс сгорания топлива происходил по циклу, приближенному к смешанному циклу сгорания Тринклера - Сабатэ, т. е. процесс сгорания происходил по изохоре и изобаре - менее выраженный участок индикаторной диаграммы. Первый этап испытаний был прекращен при достижении 90 %-й нагрузки двигателя в связи с тем, что максимальное давление сгорания топлива при этой нагрузке выросло до рекомендуемого значения, равного 18 МПа. Дальнейшее повышение нагрузки привело бы к превышению максимального давления сгорания сверх допустимого до величины ~ 20 МПа и увеличению нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма.

Второй этап испытаний проходил при установке угла начала подачи топлива 6° до ВМТ по углу поворота коленчатого вала. Процесс сгорания приблизился к процессу подвода теплоты при постоянном давлении. Второй этап испытаний был проведен во всем диапазоне нагрузок двигателя, при этом значение максимального давления сгорания топлива достигло рекомендуемой величины, равной 18 МПа.

На рис. 1 представлена индикаторная диаграмма рабочего процесса 5-го и 6-го цилиндров при нагрузке 100 %. На рис. 2 представлены индикаторные диаграммы рабочего процесса 5-го и 6-го цилиндров при нагрузке 90 %.

Рис. 1. Индикаторная диаграмма при нагрузке 100 %

а

б

Рис. 2. Индикаторные диаграммы двигателя 8ЧН 32/40 при различных углах начала подачи топлива: а - угол начала подачи топлива - 9° до ВМТ; б - угол начала подачи топлива - 6° до ВМТ

Следует обратить внимание на ход линии расширения. При угле подачи топлива 6° до ВМТ четко видна ступенька давления газов. При нагрузках меньших 90 % эта особенность проявляется еще более четко.

Возможность наличия такого участка была рассмотрена при исследовании диаграмм компрессорного двигателя Дизеля. Четко выраженного участка сгорания топливно-воздушной смеси при постоянном давлении во всем диапазоне нагрузок двигателя на индикаторных диаграммах Дизелем получено не было. Возможно, это и неосуществимо.

Трудности при получении сгорания топлива при постоянном давлении во всем диапазоне нагрузок двигателя были определены в ходе исследования диаграмм двигателей Дизеля (рис. 3) профессором Гуго Гюльднером (Германия) [2].

а б

Рис. 3. Индикаторные диаграммы двигателя Дизеля (работа на нефти): а - при давлении распыливающего воздуха 5,3 МПа; б - при давлении распыливающего воздуха 4,9 МПа

Гюльднер, рассматривая индикаторные диаграммы компрессорных двигателей Дизеля, отметил, что сгорание при постоянном давлении осуществимо не на всех эксплуатационных режимах работы двигателя, а только на тех режимах работы, которые, согласно [3], наиболее соответствуют эксплуатационным режимам работы главных судовых дизелей.

Выписка из протокола испытаний двигателя представлена в табл. 1.

Таблица 1

Выписка из протокола испытаний двигателя 8ЧН 32/40

Частота вращения, мин-1 Нагрузка гидротормоза Эффективная мощность Максимальное давление сгорания. Номинальное значение 18 МПа Разность давлений по цилиндрам ±0,5 МПа Температура выхлопных газов Удельный. расход топлива, г/

Максимальное значение 500 °С. Среднее отклонение по цилиндрам - ±40 ° После ТК, °С

Номер цилиндра Номер цилиндра

1 2 3 4 5 6 7 8 1 2 3 4 5 6 7 8

кН кВт МПа °С

Угол начала подачи топлива 9° до ВМТ по углу поворота коленчатого вала

750 11,7 880 9,5 8,2 8,3 9,6 9,0 8,8 8,6 8,7 412 318 342 349 306 307 266 304 339 272

23,5 1760 12,7 12,2 12,3 13,3 13,0 13,0 12,9 12,3 385 322 364 369 340 347 333 342 358 212

33,6 2640 15,4 15,2 15,1 16,2 16,0 16,0 16,0 15,4 379 364 379 373 362 372 357 366 351 195

42,2 3168 17,5 17,8 17,5 18,6 18,3 18,4 18,5 17,8 395 386 402 394 392 391 385 390 343 203

Угол начала подачи топлива 6° по углу поворота коленчатого вала

750 11,7 880 8,0 7,3 7,0 8,0 7,7 7,7 7,7 7,6 372 331 340 338 313 314 285 313 344 278

23,5 1760 11,0 10,5 10,5 11,4 11,2 11,1 11,2 11,0 375 347 366 359 345 348 333 344 358 235

33,6 2640 13,4 13,5 13,0 13,9 13,7 13,8 14,0 14,0 380 367 382 377 366 372 364 369 351 212

42,2 3168 16,1 16,8 16,1 16,8 16,5 16,7 17,2 16,8 400 398 408 398 398 398 394 397 345 218

46,9 3520 17,7 18,5 17,7 18,3 18,1 18,3 18,8 18,1 417 421 431 417 409 419 421 421 353 215

Кроме изменения угла начала подачи топлива, в экспериментальном двигателе были установлены и изменены фазы газораспределения в соответствии с табл. 2. Установкой соответствующих фаз газораспределения можно увеличить массу остаточных газов, чем достигается снижение максимальной температуры цикла, т. к. уменьшается масса свежего заряда и подведенная теплота сгорания топлива. Вследствие разбавления смеси нейтральными продуктами сгорания замедляются также реакции окисления топлива.

Таблица 2

Фазы газораспределения среднеоборотных двигателей

Параметр Значение для смешанного цикла сгорания Значение для приближенного к изобарному процессу

Открытие впускного клапана, град до ВМТ 80- -50 45

Закрытие впускного клапана, град после НМТ* 40- -50 22

Открытие выпускного клапана, град после ВМТ 40- -50 50

Закрытие выпускного клапана, град после ВМТ 50- -60 45

Перекрытие клапанов, град 100- -140 90

Начало впрыска топлива, град до ВМТ 18- -28 6-9

* Нижняя мертвая точка.

Большое перекрытие клапанов улучшает степень продувки цилиндра. Сокращение фазы перекрытия клапанов достигается регулированием тактов «Впускной клапан открыт» и «Выхлопной клапан закрыт» ближе к ВМТ, т. е. впускные клапаны открываются позднее, а выхлопные закрываются раньше. Сокращение фазы перекрытия клапанов предупреждает обратное течение выхлопного газа и обеспечивает «чистое» сгорание с низким содержанием загрязняющих веществ.

Ранний угол открытия выпускного клапана уменьшает степень последующего расширения, т. к. клапан открывается при большом давлении газа и не позволяет эффективнее использовать энергию отработавших газов. Поздний угол открытия выпускного клапана по циклу Аткинсона позволяет эффективно использовать энергию отработавших газов, цикл получается с высокой степенью расширения и более глубоким естественным (внутренним) охлаждением выпускных газов.

Позднее закрытие впускного клапана (клапан остается открытым примерно до половины полного хода поршня во время сжатия) выталкивает сжимаемый воздух в наддувочный коллектор, что повышает там давление, т. е. уменьшает разряжение. На линии впуска насосные потери для заполнения цилиндра оказываются ниже (цикл Аткинсона). Раннее закрытие впускного клапана приводит к тому, что больший объем воздуха сжимается в цилиндре и при имеющейся степени сжатия в цилиндре двигателя температура и давление сжатого воздуха имели бы большее значение, чем при условии, когда мы частично выпускаем воздух при ходе поршня от НМТ при еще пока открытом клапане.

Для исследования динамики рабочего процесса, приближенного к сгоранию при постоянном давлении, было проведено сравнение индикаторных диаграмм, представленных на рис. 4.

Сравнение показало:

1. Скорость нарастания давления при угле начала подачи топлива 6° до ВМТ примерно в 2,5 раза ниже, чем при угле начала подачи топлива 9° до ВМТ. Меньшая скорость нарастания давления способствует уменьшению газовых сил на детали цилиндропоршневой группы и кривошипно-шатунного механизма. Температура отработавших газов в среднем увеличилась лишь на величину до 10° поворота коленчатого вала.

2. Степень последующего расширения, до открытия выпускного клапана, при угле начала впрыска топлива 6° до ВМТ незначительно - всего в 1,1 раза выше, чем при впрыске за 9° до ВМТ. При более раннем впрыске топлива эффект от степени последующего расширения может быть более существенным - от него можно ожидать естественного охлаждения отработавших газов.

Наиболее выраженные площадки горения топлива при постоянном давлении - на индикаторных диаграммах для нагрузок 75 и 90 %. Это должно являться недостатком, тем не менее для главных судовых дизелей именно эти нагрузки являются наиболее эксплуатируемыми. В [3] отмечается, что для главных судовых дизелей продолжительность эксплуатационных режимов составляет: полный ход - 6-75 %; средний ход - 5-12 %; малый ход - 1-5 %. Главные судовые дизели 75-90 % времени работают на ходовых режимах 0,6-0,85 от номинальных, остальное время (10-14 %) - на режимах маневрирования. На номинальном режиме работы двигателя сгорание топлива происходит с менее выраженным участком сгорания при постоянном давлении, чем на режимах 75 и 90 %, что не имеет для главных судовых дизелей решающего значения.

В соответствии с протоколом испытаний двигателя, ожидаемого существенного прироста температуры цикла двигателя при сгорании при постоянном давлении получено не было, хотя весь процесс сгорания и был перенесен на линию расширения рабочих газов.

Результаты первого этапа испытаний позволяют, в соответствии с основами теории двигателей внутреннего сгорания [4], определить рабочий процесс двигателя как процесс, приближенный к моменту воспламенения топлива вблизи ВМТ, при котором максимальная скорость нарастания давления может - в 1,5-2 раза превысить номинальное значение, а максимальное давление в цилиндре в 1,2-1,5 раза, что в некоторой степени способствует повышению эффективности и экономичности рабочего процесса. При этом возрастают силовые нагрузки деталей двигателя. Воспламенение топлива за ВМТ происходит при повышенных значениях максимальной скорости нарастания давления, но с более низким его значением в связи со сгоранием в период расширения, что снижает индикаторные КПД цикла. Удельный расход топлива оказался более низким, чем на втором этапе испытаний, что позволяет говорить о повышении эффективности протекания рабочего процесса, увеличении термического КПД цикла на первом этапе испытаний и ухудшении эффективности протекания рабочего процесса на втором этапе испытаний. В то же время на втором этапе испытаний получены более низкие значения скорости нарастания давления, что сделало работу двигателя более спокойной.

Если произвести расчет термического КПД тепловых циклов при всех одинаковых показателях рабочего процесса, можно сделать вывод о преимуществах одного цикла перед другим. Формула для определения термического КПД цикла Дизеля (p = const, l = 1) имеет вид

1pk -1 ek-1 k

Формула М. П. Зейлигера для термического КПД цикла Тринклера - Сабатэ смешанного сгорания (v = const, p = const):

ht = 1 —Г7------1---------,

f ek-1

где e - степень сжатия; X - степень повышения давления; р - степень предварительного расширения; 5 - степень последующего расширения; к - показатель адиабаты.

Расчет термического КПД показывает, что термический КПД цикла Тринклера - Сабатэ более чем на 3 % выше термического КПД цикла сгорания при постоянном давлении Дизеля. Этим объясняется большой расход топлива на втором этапе испытаний двигателя. Как отмечается в [5], использование цикла в качестве прототипа рабочих процессов в реальных двигателях целесообразно только при значительной степени сжатия (e > 10), при работе с неполной нагрузкой и при значительно обедненной смеси. Уменьшение степени предварительного расширения р также способствует обеднению рабочей смеси (a > 1).

На рис. 5 представлены кривые удельного расхода топлива, полученные на обоих этапах испытаний двигателя.

ge г/(кВт

250 240 230 220 210 200 190 180

25 50 75 100

Нагрузка, %

Рис. 5. Кривые удельного расхода топлива двигателя с навешенными агрегатами:

------ - угол начала подачи топлива - 9° до ВМТ;-------- угол начала подачи топлива - 6° до ВМТ

Из рис. 5 видно, что удельный расход топлива на втором этапе испытаний оказался более высоким по сравнению с результатами, полученными на первом этапе. При нагрузке 90 % произошел скачок удельного расхода топлива, который после многих повторов ликвидировать не удалось. Одной из причин могла быть настройка турбокомпрессора на режим работы по нагрузочной характеристике.

Испытания двигателя 8ЧН 32/40 [6] с различными углами начала подачи топлива показали:

1. Процесс горения топлива при его приближении к сгоранию при постоянном давлении осуществляется при условии приближения начала подачи топлива к ВМТ и переносе процесса сгорания на линию расширения.

2. Процесс горения топлива при постоянном давлении может быть осуществлен не во всем диапазоне нагрузок двигателя.

3. Сгорание топлива при постоянном давлении не дает существенного нарастания давления и увеличения нагрузок на детали двигателя, т. к. возникающие высокие давления сгоревшего топлива приходятся на такт движения поршня от ВМТ, что уменьшает пиковые нагрузки от максимального давления сгорания при смешанном цикле подвода теплоты. Сгорание топлива в смешанном цикле сопровождается пиковым повышением давления на детали кривошипношатунного механизма в районе ВМТ.

4. Отмечается увеличение расхода топлива на всем диапазоне нагрузок двигателя при угле начала подачи топлива 6° до ВМТ по углу поворота коленчатого вала;

5. Ожидаемого существенного прироста температуры цикла и продуктов сгорания для цикла, протекающего при постоянном давлении, получено не было, хотя практически весь процесс сгорания и был перенесен на линию расширения рабочих газов.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Syassen O. Das Entwicklungspotential größer Dieselmotoren // MTZ: Motortechn. Z. - 1990. - N 11. - С. 498-503.

2. Гюльднер Г. Двигатели внутреннего сгорания. - М.: Макиз, 1928. - 864 с.

3. Румб В. К., Медведев В. В. Прогнозирование долговечности деталей судовых дизелей // Двигателе -строение. - 2006. - № 4. - С. 29-34.

4. Орлин А. С. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. -М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.

5. Колчин А. И., Демидов В. П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Высш. шк., 2002. - 496 с.

6. Квалификационные испытания на стенде дизеля 8ЧН 32/40. Технический отчет ТО 42-07 // ОАО «РУМО»; Руководитель Е. И. Андрусенко; О. Е. Андрусенко. - Нижний Новгород, 2007. - 87 с.

Статья поступила в редакцию 14.11.2011

ч)

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

Андрусенко Сергей Евгеньевич - Волжская государственная академия водного транспорта, Нижний Новгород; аспирант кафедры «Эксплуатация судовых энергетических установок»; sea3105@bk.ru.

Andrusenko Sergey Evgenevich - Volga State Academy of Water Transport, Nizhny Novgorod; Postgraduate Student of the Department "Operation of Ship Power Plants"; sea3105@bk.ru.

Матвеев Юрий Иванович - Волжская государственная академия водного транспорта, Нижний Новгород; д-р техн. наук, профессор, зав. кафедрой «Эксплуатация судовых энергетических установок»; eseu665@aqua.sci-nnov.ru.

Matveev Yury Ivanovich - Volga State Academy of Water Transport, Nizhny Novgorod; Doctor of Technical Science; Professor; Head of the Department "Operation of Ship Power Plants"; eseu665@aqua.sci-nnov.ru.

Андрусенко Олег Евгеньевич - Волжская государственная академия водного транспорта, Нижний Новгород; канд. техн. наук; старший преподаватель кафедры «Эксплуатация судовых энергетических установок»; andrusenko@gckb.ru.

Andrusenko Oleg Evgenevich - Volga State Academy of Water Transport, Nizhny Novgorod; Candidate of Technical Science, Senior Teacher of the Department "Operation of Ship Power Plants"; andrusenko@gckb.ru.