Эколого-экономические преимущества теплового цикла, приближенного к изобарному

СУДОВЫЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ И МАШИННО-ДВИЖИТЕЛЬНЫЕ КОМПЛЕКСЫ

УДК 621.43.05 ББК 34.41

С. Е. Андрусенко, О. Е. Андрусенко

ЭКОЛОГО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПРЕИМУЩЕСТВА ТЕПЛОВОГО ЦИКЛА, ПРИБЛИЖЕННОГО К ИЗОБАРНОМУ

S. E. Andrusenko, O. E. Andrusenko

ECOLOGICAL AND ECONOMICAL ADVANTAGES OF HEAT CYCLE APPROXIMATE TO ISOBARIC

В число рассматриваемых проблем вошли: образование оксидов азота при повышении температуры; взаимосвязь удельного расхода топлива и значений температуры цикла; влияние степени сжатия на детали двигателя; регулирование угла начала подачи топлива и механизма газораспределения. Проведено сравнение смешанного цикла с циклом Дизеля. Отмечены положительные особенности работы цикла, приближенного к изобарному, и возможности получения оптимального соотношения удельного расхода топлива и выбросов NOx.

Ключевые слова: удельный расход топлива, оксиды азота, степень сжатия, показатели работы дизеля.

To the number of the considered questions there can be referred: formation of nitrogen oxides at temperature increase; the relationship of specific fuel consumption and temperature cycle indices; effect of compression ratio on engine parts; regulation of the angle of the beginning of the fuel supply and valve control mechanism. The comparison of the combined cycle with the cycle of Diesel is made.

The positive features of the cycle operation approximate to isobaric, and the possibilities of obtaining the optimum ratio of specific fuel consumption and emissions of NOx are stated.

Key words: specific fuel consumption, nitrogen oxides, compression ratio, diesel performance.

Главной задачей эффективного использования дизелей является поиск компромиссного сочетания наиболее значимых факторов, обеспечивающих приемлемый уровень экономических и экологических показателей двигателя.

В настоящее время нормируемым параметром по токсичности отработавших газов является содержание оксидов азота.

Оксиды азота, обозначаемые обычно как NOx, включают в себя монооксид азота NO (бесцветный, нерастворимый в воде газ), оксид азота NO2 (красновато-коричневый высокотоксичный газ) и закись азота N2O. Оксиды азота вместе с окислами серы являются основной причиной кислотных дождей. Они способствуют также образованию азота на уровне земли.

Высокие значения температуры и давления в зоне сгорания приводят к тому, что содержащийся в воздухе и в некоторых сортах топлива (например, в высоковязком топливе) азот вступает в реакцию с кислородом, поступающим в зону сгорания. В реакции сверхпропорцио-нально растет образование оксидов азота при повышении температуры. Создается препятствие для повышения КПД двигателя, т. е. для достижения оптимально возможной эффективности процессов сгорания, для снижения выбросов оксидов азота, необходимо вести сгорание при минимально возможной температуре.

Оксид азота, образующийся в процессе сгорания в дизеле, - это фактически исключительно NO, который в небольшой степени окисляется в NO2 в зоне сгорания или в системе выхлопного газа (коллектор выхлопного газа, турбокомпрессор); поэтому выхлопной газ на выходе из двигателя состоит в основном из 95 % NO и примерно 5 % NO2. При моделировании процесса окисления NO с образованием NO2 принимают за правило, что при расчете весового выброса весь NOx следует считать как NO2.

Концентрация N2O в выхлопном газе среднеоборотных дизелей ограничена небольшими величинами, ей влияние на окружающую среду незначительно, поэтому ею можно пренебречь.

Отмеченное противоречие между уменьшением удельного расхода топлива, увеличением КПД двигателя и уменьшением выбросов NOx в атмосферу получило название «дилемма Дизеля».

Суть «дилеммы Дизеля» состоит в том, что для получения низких удельных расходов топлива и высоких значений КПД необходимо повышать максимальную температуру цикла. Однако повышение максимальной температуры цикла приводит к увеличению эмиссии оксидов азота в отработавших газах. Это противоречие характерно только для двигателей с воспламенением от сжатия, т. к. в двигателях с внешним смесеобразованием настройка устройства для приготовления рабочей смеси (карбюратора) позволяет отрегулировать соотношение количества подаваемого топлива и воздуха в необходимых пределах.

Попытки преодоления «дилеммы Дизеля» показали, что никакие односторонние изменения в рабочем процессе работы двигателя не могут привести к ее устранению.

При одностороннем воздействии на рабочий процесс всегда сохранялась такая закономерность образования оксидов азота, которая противоречила уменьшению удельного расхода топлива и которую можно назвать законом сохранения «дилеммы Дизеля» (рис. 1) [1].

Рис. 1. Закон сохранения «дилеммы Дизеля»: 1 - без первичных мероприятий;

2 - применение цикла Миллера; 3 - применение высокоэффективного турбокомпрессора

Проведение различных односторонних мероприятий приводит к снижению величин выбросов оксидов азота или снижению экономичности. Характер кривых зависимости расхода топлива и вредных выбросов оксидов азота не меняется, поэтому для преодоления «дилеммы Дизеля» необходимо искать компромиссное решение вопроса, которое может быть обеспечено проведением комплекса мероприятий.

Одним из средств улучшения эколого-экономических показателей работы двигателя является повышение степени сжатия, что позволяет быстро снижать температуру после воспламенения топлива с соответствующим снижением эмиссии N0,,, однако одновременно происходит и незначительное увеличение удельного расхода топлива.

Увеличение степени сжатия сопряжено с увеличением газовых сил, действующих на детали цилиндропоршневой группы и кривошипно-шатунного механизма. При этом высокие давления в двигателе будут для прочности деталей тем опаснее, чем более кратковременными они окажутся. Следствием увеличения степени сжатия и возрастания газовых нагрузок является необходимость увеличения прочности деталей двигателя, что не всегда бывает технически выгодным из-за увеличения металлоемкости, применения специальных материалов и в конечном итоге - увеличения стоимости двигателя.

Работа современных дизельных двигателей осуществляется по смешанному циклу сгорания топливовоздушной смеси, при котором пик максимальных давлений газовых усилий находится в районе верхней мертвой точки (ВМТ). Термический КПД такого цикла составляет П = 0,548 [2]. Увеличение степени сжатия приводит к большему увеличению газовых сил, действующих на детали двигателя, поэтому в существующих двигателях простое увеличение степени сжатия приводит к уменьшению надежности работы двигателя.

Принимая во внимание статическую прочность деталей двигателя, с целью увеличения степени сжатия можно пойти на небольшое ухудшение (по сравнению с циклом смешанного сгорания) термического КПД, чтобы уменьшить максимальное давление сгорания.

С точки зрения получения умеренных газовых сил, минимальных тепловых потерь и большей полноты сгорания выгоднее в качестве основного рабочего цикла применить цикл Дизеля с равномерным повышением давления в течение времени, соответствующего минимально возможному пути поршня, с достижением достаточно малых конечных давлений и уменьше-

нием «жесткости» работы двигателя, но с высокими значениями температуры горения газов и более низким значением термического КПД двигателя, равного п = 0,432 [2, с. 18]. Выгодность такого цикла связана с прочностью деталей, выдерживающих эти давления. Чистый цикл Дизеля, кроме малого значения термического КПД цикла, характеризуется еще и большим, по сравнению со смешанным циклом сгорания, удельным расходом топлива, поэтому с точки зрения прочности деталей двигателя, удельного расхода топлива, минимальных тепловых потерь и большей полноты сгорания выгоднее иметь рабочий процесс, приближенный к циклу Дизеля, т. е. к изобарному процессу подвода теплоты.

Но цикл, приближенный к изобарному, сохраняет все тот же недостаток дизельного двигателя - высокие значения температуры сгорания топливовоздушной смеси, которые являются главным фактором образования токсичных компонентов в рабочих газах в виде оксидов азота. И для того, чтобы обеспечить приемлемые характеристики двигателя по выбросам КОх, необходимо стремиться к уменьшению максимальных значений температуры цикла.

Совершенствование рабочего процесса необходимо вести по пути его приближения к изобарному процессу, позволяющему снизить тепловые и динамические нагрузки на детали двигателя, и при этом несколько поднять степень сжатия, увеличить работу цикла. Приближение рабочего процесса двигателя к изобарному процессу сгорания признано существенным признаком перспективности использования среднеоборотных четырехтактных дизелей [3].

Перспективность цикла, приближенного к изобарному - с уменьшением максимальных газовых нагрузок на детали двигателя, заключается в том, что появляется возможность увеличения степени сжатия до пределов, при которых полученные газовые силы будут равны газовым силам соответствующего цикла смешанного сгорания.

Исследования, проведенные специалистами фирмы Wartsila [4] на двигателе, работающем по циклу Дизеля, показали, что с уменьшением Р2, относительно двигателя со смешанным подводом теплоты, имеется возможность поднять максимальное значение давления сгорания до расчетного значения цикла смешанного сгорания за счет увеличения степени сжатия. При этом термический КПД цикла Дизеля увеличивается и может приблизиться к термическому КПД цикла Отто.

Исходные расчеты были проведены для циклов Отто и Дизеля для степени сжатия в = 12:

- для цикла Отто:

я = 1 -1/ [ £(к-1) ] = 1 -1/ [12 (1,4 -1) ] = 63%;

- для цикла Дизеля со степенью предварительного расширения р = 2 (для двигателей со смешанным циклом сгорания р = 1,2^1,7 [2, с. 78]):

Я = 1-

1

Рк-1

,к-1

= 1-

1

21,4 -1

в1' 1 к

= 57 %;

- для цикла Дизеля со степенью сжатия в = 16 и степенью предварительного расширения р = 2:

, 1 РК-1 , 1 21,4 -1

Л = 1--------------т = 1-----7Т-:---;----т = 61 % ,

£К-1 к

где в = У\1У2 - степень сжатия; р = У3/У2 - степень предварительного расширения (рис. 2).

Рис. 2. Диаграмма цикла Дизеля

Если перейти от цикла смешанного сгорания к циклу Дизеля, можно получить меньшие значения максимального давления сгорания. Увеличив степень сжатия в цикле Дизеля и выйдя на уровень максимального давления сгорания по уравнению смешанного цикла сгорания, можно ожидать повышения термического КПД цикла.

Уменьшение угла опережения подачи топлива в направлении «запаздывания» позволяет уменьшить степень нарастания давления от точки конца сжатия до максимального давления сгорания - жесткость работы двигателя, проявляющуюся в повышении уровня шума и увеличении изнашиваемости подшипников; уменьшить содержание оксидов азота в отработавших газах; уменьшить температуру выхлопных газов, но при этом получить увеличение удельного расхода топлива за счет сравнительно высокой температуры цикла [5]. Если впрыск топлива производить с большой задержкой, то можно обеспечить очень низкую эмиссию КОх [6].

На рис. 3 приведены графики изменения основных показателей работы двигателя с рабочим процессом, приближенным к изобарному процессу сгорания [5].

Уменьшение расхода топлива Уменьшение содержания КОх Оптимальная установка подачи топлива при 100 % нагрузке

Рис. 3. Характер изменения основных показателей работы двигателя с рабочим процессом, приближенным к изобарному процессу сгорания топлива: а - давление сгорания, МПа; б - содержание КОх

Главным недостатком рабочего процесса дизеля, приближенного к изобарному сгоранию топливовоздушной смеси, остается высокая температура цикла, способствующая повышенной эмиссии токсичных компонентов в отработавших газах.

Этот недостаток можно компенсировать, воздействуя на организацию рабочего процесса следующими мероприятиями:

- обеспечить торможение процесса сгорания для уменьшения максимальных значений температуры рабочих газов;

- стабилизировать подачу топлива, устранив подвпрыски топлива вследствие высокочастотных колебаний в подающем и отсечном топливопроводах.

Торможение процесса сгорания можно обеспечить:

1. Приближением фаз газораспределения к фазам цикла Миллера с ранним закрытием впускного клапана. Этим можно увеличить массу остаточных газов, чем достигается снижение максимальной температуры цикла, т. к. уменьшается масса свежего заряда и, следовательно,

количество подведенной теплоты сгорания топлива. Вследствие разбавления смеси нейтральными продуктами сгорания замедляются реакции окисления топлива и уменьшаются рабочие значения температуры цикла и содержание NOx в отработавших газах [1, с. 145].

2. Изменением фаз газораспределения, уменьшением угла перекрытия клапанов уменьшается продувка цилиндра и происходит увеличение количества отработавших газов в цилиндре двигателя; уменьшается наполнение цилиндра свежим воздухом, необходимым для сгорания топлива. Такой же эффект может быть достигнут рециркуляцией отработавших газов из выпускного коллектора во впускной.

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 [5], что:

— предупреждает обратное течение выхлопного газа;

— оптимизирует обновление воздушного заряда;

— обеспечивает «чистое» сгорание с низким содержанием загрязняющих веществ.

Уменьшение перекрытия до предела 54° угла ПКВ приводит к увеличению коэффициента

остаточных газов и снижению эмиссии NOx [6].

Этими мероприятиями достигают снижения максимальной температуры цикла, уменьшается масса свежего заряда и количество подведенной теплоты сгорания топлива. Из-за того что смесь разбавляется нейтральными продуктами сгорания, замедляются реакции окисления топлива. Обеднение смеси позволяет снизить концентрацию оксидов азота и окиси углерода, что не вызывает увеличения концентрации углеводородов, и одновременно обеспечить уменьшение расхода топлива, поэтому такой способ перспективен на двигателях.

Стабилизацию процесса впрыска можно осуществить установкой демпферных емкостей на нагнетающей и отсечной трубопроводах подачи топлива.

Согласно данным фирмы MAN Diesel, уменьшение угла впрыска топлива и приближение процесса сгорания к изобарному, при современном конструировании двигателя в части фаз газораспределения, позволяют обеспечить эмиссию NOx в отработавших газах до уровня требований Tier II Международной морской организации (ИМО) - International Maritime Organization (IMO), действующих до 2016 г., с удовлетворительным значением удельного расхода топлива.

Для реализации цикла, приближенного к изобарному процессу сгорания, можно рекомендовать:

— угол начала подачи топлива в пределах 6-9° угла ПКВ до ВМТ;

— закрытие впускного клапана через 22° угла ПКВ после нижней мертвой точки;

— угол перекрытия клапанов в пределах 80-90° угла поворота коленчатого вала.

С изменением фаз газораспределения необходимо, чтобы коэффициент избытка воздуха в цилиндре двигателя был на уровне значений а = 1,1-1,4 [7], что дает одновременно низкие концентрации всех токсичных веществ (окись азота, окись углерода и углеводороды) и минимальный расход топлива.

На температурный режим деталей влияют наличие и продолжительность продувки. При этом перекрытие клапанов составляет 100-150° угла ПКВ, а коэффициент продувки четырехтактных двигателей достигает 1,10-1,15 [1, с. 198].

Увеличение коэффициента продувки от приведенного значения на 1 % снижает эмиссию оксидов азота в отработавших газах с одновременным ростом КПД двигателя [6, с. 28]. В этом случае ориентировочные значения коэффициентов процесса газообмена будут иметь следующие значения [6, с. 28]:

— коэффициент остаточных газов уг > 0,04^0,06;

— коэффициент продувки фп = 1,02 [6, с. 28];

— коэффициент наполнения должен быть уменьшен до значений 0,9^0,63.

Особенностями теплового цикла, приближенного к изобарному, являются:

— уменьшение жесткости работы двигателя за счет снижения скорости нарастания давления в цилиндре двигателя;

— возможности повышения степени сжатия до получения газовых усилий, заложенных в базовом двигателе, работающем по смешанному циклу сгорания;

— возможности получения оптимального соотношения удельного расхода топлива и выбросов NOx с отработавшими газами, соответствующих установленным нормам выбросов на уровне норм Tier II, предусмотренных к исполнению до 2016 г.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. MAN Diesel. Technology for Ecology. Medium Speed Engines for Cleaner Air. (проспект фирмы MAN Diesel).

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

3. Syaseen Onno. Das Entwicklungspotential groper Dieselmotoren // MTZ: Motortechn. Z. - 1990. - 51,

N 11. - S. 498-503. (Экспресс-информ. Поршневые и газотурбинные двигатели. - М., 1992. -

№ 44-48, реф. № 137. Потенциал развития больших дизелей. С. 12-16).

4. Asko Vuorinen. Fundamentals of power plants // Wartsila Technical Journal «In Detail». - 2007. - N 1. - P. 14-17.

5. MAN B&W Diesel AG. Technical Documentation, B1. Engine L 32/40. Operation Instructions, 1995.

6. Ципленкин Г. Е., Иовлев В. И., Сухарев А. Н. Двухступенчатый наддув - атрибут двигателя будущего // Двигателестроение. - 2011. - № 2. - С. 25-32.

Статья поступила в редакцию 14.11.2011

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

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

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