Особые случаи согласования работы поршневого двигателя

  и турбокомпрессора

На совместную работу двигателя и компрессора существенное влияние оказывают колебания давления воздуха  во впускном трубопроводе, приводящие к соответствующим изменениям расхода  в течение цикла. На интенсивность этих колебаний влияют следующие факторы:

• количество цилиндров, подсоединенных к впускному трубопроводу (выходу из компрессора);

• объем впускной системы  (трубопровод, каналы в крышке цилиндров и т.п.);

• параметры механизма газораспределения: время-сечение клапана, фазы и продолжительность открытия органов впуска, отсутствие перекрытия впусков свежего заряда в цилиндры;

• характеристики компрессора (степень повышения давления, , КПД, , частота вращения ротора компрессора, );

• наличие устройств для регулирования давления наддува;

• скоростные и нагрузочные режимы работы двигателя.

Очевидно, только при соответствующем согласовании этих факторов, влияющих на расход воздуха, обеспечивается наиболее эффективная работа двигателя и турбокомпрессора.

При осуществлении цикла наибольшее влияние на колебательные процессы во впускной системе двигателя оказывают уменьшение объема впускной системы и количества, подсоединенных к ней цилиндров. Использование в этом случае при совмещении гидравлических характеристик двигателя и компрессора средних за цикл значений изменяющихся факторов может привести к получению недостоверных результатов. В частности, согласование по средним значениям  и  в двухцилиндровом двигателе с турбокомпрессором может показать их совместную работу в зоне высоких значений КПД компрессора, а текущие значения точек совместной работы могут выходить за пределы устойчивой работы компрессора, т.е. в зону помпажа, вероятность чего возрастает с уменьшением объема впускного трубопровода. На рис.8.4 приведены траектории перемещения расчетной точки совместной работы дизеля 2ЧН 10,5/12 и турбокомпрессора TD03-06G на характеристике компрессора при двух объемах впускного трубопровода [3]. По сравнению с вариантом без наддува при малом объеме  мощность увеличилась только на 9 %. при росте удельного эффективного расхода топлива на 16%, а при большом объеме рост мощности составил 35% при снижении расхода топлива на 8%.

Рис. 8.4.. Траектории перемещения точки  совместной работы дизеля и компрессора при объемах впускного трубопровода Vs: ––––––––– 0,91Vh; – – – – – 6,25Vh

Этот пример показывает, что для определения действительного запаса по помпажу по текущим значениям ,  и , целесообразно использовать при расчете цикла двигателя универсальную характеристику компрессора.

При установившемся режиме работы двигателя мощности компрессора и турбины равны  или в развернутом виде , (8.1)

где , и  адиабатные теплоперепады в компрессоре и турбине, рассчитанные по средним значениям и .

Вследствие периодичности работы цилиндров, а также открытия и закрытия впускных и выпускных органов, в течение цикла равенство (8.1) выполняться не будет, так как текущие значения  будут переменными.

Существенную роль в совместной работе турбины и компрессора при различных  и  будет играть инерционность ротора, кинетическая энергия которого , в течение цикла изменяется, где  момент инерции и угловая скорость ротора турбины. За элементарный промежуток времени  ротору турбины от газов передаётся энергия , а на сжатие воздуха в компрессоре затрачивается энергия . Тогда в конце промежутка времени   , (8.2)

где  - кинетическая энергия ротора турбокомпрессора в начале элементарного промежутка времени. Разделив члены уравнения (8.2) на   и обозначив соотношение , получим уравнение, которое используется для определения за элементарный промежуток времени приращения                              (8.3).

С другой стороны   ,                                (8.4)

Таким образом, в уравнении (8.4) неизвестным является отношение

                                    .                                                       (8.5)

Это отношение представляет предельный расход воздуха через компрессор при текущих значениях степени повышения давления воздуха , частоты вращения ротора турбокомпрессора  и .

Применительно к универсальной характеристике компрессора ,     (8.6)

 где  и  соответственно расход и КПД на характеристике компрессора в рассматриваемой точке [4, 8].

Рис. 8.5. График зависимости Gк/ηк от Gк при различных p к в турбокомпрессоре TD 03-06 G

 компрессора (рис. 8.1) показывает, что при  с увеличением  значения  возрастают (рис.8.5). Эта закономерность позволяет сравнением рассчитанного значения (8.5) и значения (8.6) на характеристике определить текущий расход воздуха  при  , а затем и .

Уточнение запаса по помпажу также целесообразно выполнять при подсоединении к впускному трубопроводу 4 и более цилиндров и неравномерном чередовании впусков.

 

       9. ОХЛАЖДЕНИЕ ВОЗДУХА ПОСЛЕ КОМПРЕССОРА

 

Необходимость снижения теплового состояния двигателя с наддувом и повышения его экономических и экологических показателей обусловили с 80-х годов прошлого столетия начало широкого внедрения охлаждения воздуха, подаваемого в цилиндры (охлаждения наддувочного воздуха - «ОНВ»). Для оценки степени влияния ОНВ на удельные показатели двигателя с газотурбинным наддувом воспользуемся уравнением (1.2), преобразованным относительно среднего индикаторного давления (удельной индикаторной работы)

             ,                              (9.1)

где  – низшая теплота сгорания топлива;  – коэффициент избытка воздуха;  – теоретически необходимое количество воздуха для сгорания

1 кг топлива (кг возд./кг топл.);  – индикаторный КПД;  – коэффициент наполнения;  – плотность воздуха перед впускными органами (на впуске);   – давление и температура воздуха на впуске;  – газовая постоянная.

При отсутствии охлаждения воздуха после компрессора значения  практически равны соответствующим показателям на выходе из компрессора: .

Если первая часть уравнения (9.1)   определяет факторы, влияющие на смесеобразование, сгорание при преобразовании теплоты в механическую работу по перемещению поршня, то произведение  показывает факторы, влияющие на наполнение цилиндров свежим зарядом. Плотность заряда пропорциональна отношению давления наддува к температуре , поэтому снижение температуры надувочного воздуха является весьма привлекательным способом повышения показателей поршневых двигателей (ПД) с турбонаддувом [1, 2].

Рис. 9.1. Влияние ОНВ на температуры деталей ЦПГ по нагрузочной характеристике

При применении ОНВ уменьшается температура рабочего тела в цилиндрах, но наиболее заметно снижается максимальная температура цикла. Это приводит к соответствующему снижению средних температур деталей

цилиндро-поршневой группы (ЦПГ). На рис. 9. 1 приведено изменение температур головки цилиндров , поршня , цилиндра (верхний пояс)  и величины снижения температуры воздуха в охладителе  в зависимости от нагрузки при номинальной частоте вращения вала дизеля 8ЧН 13/14 [1]. В этой работе также приведены результата исследований,

согласно которым ОНВ позволяет заметно уменьшить тепловую напряженность двигателя. При  и сохранении тепловой напряженности двигателя применение ОНВ позволяет получить увеличение  на 80…100% и уменьшение удельного эффективного расхода топлива  на 6% при снижении  до 1,8…2,0. Охлаждение воздуха после компрессора может осуществляться различными методами.

Системы ОНВ отличаются по виду теплоносителя, используемого в охладителе, расположению теплообменника, по конструкции привода вентилятора, т.п.. Наиболее широкое применение получило охлаждение наддуваемого воздуха в теплообменниках (ТО) рекуперативного типа. Примерная классификация систем охлаждения воздуха приведена на рис. 9.2 [1].

  В качестве теплоносителя используются воздух (система ВВ) при низких степенях повышения давления наддува  или жидкость, обычно вода, (система ВЖ) при высоких .

Система ОНВ совмещённая с системой охлаждения двигателя (СОД) является относительно простой. Однако она приводит к заметному увеличению объёма впускной системы из-за значительной длины соединительных трубопроводов (К-ТО-ПД). Система, в которой перемещение охлаждающего воздуха осуществляется эжектором, действующим за счет энергии отработавших газов, применяется редко.

Рис. 9.2. Классификация систем охлаждения надувочного воздуха

Наиболее удобной является система ОНВ с автономным электрическим приводом вентилятора. Она обеспечивает лучшую компоновку и регулирование температуры наддувочного воздуха .

Теплообменники классифицируют по схеме течения теплоносителя: прямоточные, противоточные и перекрёстного типа, а также многозаходные, которые могут включать элементы выше названных схем. В системах ОНВ поршневых двигателей используют трубчатые теплообменники с гладкой поверхностью (рис. 9.3) и трубчато-ребристые (рис. 9.4). Применяются также пластинчатые теплообменники с каналами, имеющими форму: треугольную (рис. 9.5, б), трапецевидную (рис. 9.5,в) и зигзагообразную (рис.9.5,г). Каналы между пластинами выполняют те же функции, что и трубки. Листы из медных или алюминиевых сплавов между собой обычно соединяют пайкой, что обеспечивает компактную конструкцию. На рис. 9.5, а) приведена схема теплообменника с перекрестным течением охладителя и охлаждаемого воздуха.

Для вычисления температуры воздуха во впускном трубопроводе двигателя с системой ОНВ можно использовать уравнение [1], представленное в следующем виде

,   ,                     (9.2)

 

Рис. 9.3. Теплообменники с гладкими трубками	Рис. 9.4. Теплообменники трубчато-ребристые

 

Рис. 9.5. Пластинчатые теплообменники

 

 

где  - коэффициент, учитывающий температурные перепады в теплообменнике;   и  - температуры воздуха на выходе из компрессора и после ОНВ, в °С;

 - температура охлаждающего реагента на входе в теплообменник системы ОНВ;  - коэффициент, учитывающий гидравлические потери и характеризующий затраты энергии на перемещение надувочного воздуха в теплообменнике;  - показатель политропы сжатия.

Рис. 9.6. Схема ОНВ с турбодетандером

На дизелях мощностью выше 600 кВт находят применение более сложные системы ОНВ. На рис. 9.6 приведен пример такой системы [23]. После сжатия в компрессорах 1 и 2 воздух при температуре около 100°С поступает в рекуперативный теплообменник 3, где его температура понижается примерно до 35°С. Из охладителя 3 воздух поступает в воздушную центростремительною турбину 4 (турбодетандер), в которой он расширяется, вследствие чего температура его снижается до 15 – 16 °С. Из турбины 4 воздух поступает в двигатель 6. В турбине 5 используется энергия выпускных газов.

Охладить воздушный заряд можно также закрытием впускных клапанов до прихода поршня в нижнюю мёртвую точку. При перемещении поршня к НМТ после закрытия клапана воздух, поступивший в цилиндры, расширяется, при этом понижается его давление и температура. Однако эта схема, несмотря на её кажущуюся простоту, имеет существенный недостаток: уменьшается наполнение цилиндров из-за раннего закрытия впускных органов, что необходимо компенсировать более высоким давлением наддува.

 Охлаждение путём впрыска в поток наддувочного воздуха воды не получил практической реализации из-за повышения износа деталей двигателя.

На согласование характеристик компрессора и поршневого двигателя применение ОНВ влияния практически не оказывает. Однако необходимо оценить влияние увеличения объёма впускной системы вследствие появления дополнительных объёмов теплообменника и соединительных трубопроводов системы ОНВ.

Пример системы охлаждения воздуха после компрессора приведен на рис. 9.7.

Рис. 9.7. Пример компоновки теплообменника в системе ОНВ

 

Применение системы ОНВ увеличивает габариты и массу двигателя, усложняет его компоновку и поэтому должно быть согласовано с положительным эффектом от её внедрения.

 

РЕГУЛИРОВАНИЕ НАДДУВА

 

10.1. Общие положения

При повышении литровой мощности поршневого двигателя, особенно транспортного назначения, с помощью турбонаддува возникает ряд проблем:

• возможность повышения тепловой и механической напряжённости деталей двигателя выше допустимых пределов;

• снижение топливной экономичности и возможный рост образования вредных веществ при работе двигателя с турбонаддувом на режимах, отличных от расчётного;

• заметное ухудшение приёмистости и работы двигателя на переходных режимах.

Эффективная совместная работа поршневого двигателя и турбокомпрессора происходит только на расчетном режиме, так как согласование расходных характеристик турбокомпрессора и поршневого двигателя выполняется, как правило, для узкого диапазона нагрузочных и скоростных режимов его работы. Сохранение эффективности при переходе на другие режимы и обеспечение необходимой приемистости двигателя в составе транспортного средства невозможны без регулирования наддува. Это подтверждается низкой эффективностью применения нерегулируемого турбонаддува на поршневых двигателях на транспорте. На рис. 10.1 приведены зависимости степени повышения давления π_к в компрессоре и степени понижения давления газа π_t в турбине турбокомпрессора TD 03-06 G (Mitshubisi) по нагрузочной характеристике дизеля 2ЧН10,5/12 [3].

Как видно, на расчётном (номинальном) режиме, при   кВт, отношение π_к / π_t > 1, что свидетельствует о достаточно высоком КПД турбокомпрессра. При снижении нагрузки это отношение и, соответственно, КПД уменьшается. Необходимость регулирования наддува подтверждает также анализ изменения относительных показателей (мощности N_e / N_{e nom}, удельного эффективного расхода топлива g_e / g_{e nom} и температуры газов перед турбиной T _t/ T _{t max}) транспортного дизеля по скоростной характеристике, приведённой на рис. 10.2 (по материалам [1]). Как видно, на номинальном режиме регулирование наддува обеспечило повышение относительной мощности примерно на 5%, а в области малых частот вращения коленчатого вала это увеличение составило более 25%.

Рис.10.2. Влияние регулирования турбонаддува

 на показатели дизеля по скоростной характеристике [1].

Показатель относительной экономичности g_e / g_{e nom} при регулируемом наддуве снизился примерно на 5% во всём диапазоне частичных скоростных режимов. Кроме того, для дизелей с нерегулируемым наддувом характерны более высокие (примерно на 5…10%) температуры отработавших газов, что свидетельствует о более тяжелых условиях работы турбины ТКР.

Ухудшение показателей комбинированного ДВС с нерегулируемым наддувом может быть объяснено тем, что, например, при уменьшении частоты вращения коленчатого вала может существенно уменьшиться расход газов через турбину. При неизменной пропускной способности турбины  давление в выпускном трубопроводе  уменьшается. Снижение давления в выпускном трубопроводе приводит к уменьшению степени расширения газов в турбине и, следовательно, к уменьшению развиваемой ей мощности. В результате, ротор ТКР замедляет свое вращение, что, как правило, приводит к уменьшению давления наддува p _k и расхода воздуха через компрессор G _k. Решить указанные выше проблемы, в определённой мере, возможно путём регулирования наддува.

Регулирование наддува предполагает приведение степени повышения давления π_k и расхода воздуха G _k к значениям, которые обеспечивают работу двигателя с турбонаддувом на любом установленном режиме с более высоким КПД. Это достигается соответствующими воздействиями на характер движения рабочего тела и конструктивные параметры проточных частей в агрегате наддува. При этом необходимо иметь в виду, что система регулирования наддува является составной частью системы регулирования комбинированного двигателя. На рис. 10.3 приведена схема газовых связей между элементами системы турбонаддува поршневого двигателя. На схеме показано, что эффективная литровая мощность  его зависит от количества топлива  и соответствующего количества воздуха , поступившего в цилиндр в процессе газообмена , где  - частота вращения коленчатого вала; - эффективный КПД. Масса воздуха  зависит от его плотности во впускном ресивере объёмом , которая равна . Для получения соответствия параметров, входящих в это уравнение, установленному режиму работы двигателя, необходимо регулировать расход воздуха через компрессор  и его давление на выходе . Из уравнения мощности компрессора, преобразованного к виду , следует, что для регулирования расхода воздуха и давления наддува необходимо изменять КПД  (регулирование со стороны компрессора) и (или) мощность , равную мощности турбины (регулирование со стороны турбины).

 

Рис. 10.3. Схема газовых связей в системе турбонаддува поршневого двигателя:           _______ основной поток; _ _ _ _  перепуск газа (воздуха)

     Регулирование со стороны компрессора осуществляется:

    • дроссельной заслонкой на входе;

    • поворотом лопаток во входном направляющем аппарате (ВНА);

    • поворотом лопаток в лопаточном диффузоре.

К этому виду регулирования иногда относят выпуск наддувочного воздуха при превышении давления  во впускном ресивере допустимого предела по тепловой и механической напряженности двигателя. Возможны способы: выпуск в атмосферу; перепуск на вход в компрессор; перепуск на вход в турбину (при ).

       Регулирование со стороны турбины осуществляется изменением мощности турбины     путём:

       • перепуска газа минуя турбину;

       • изменения парциальности подвода газа к рабочему колесу;

       • изменения геометрии (поворот лопаток) соплового аппарата (СА).

       • комбинации различных способов, включая: установку дополнительной камеры сгорания, электропривода и т.д..

Лучшие результаты регулирования обеспечиваются в турбокомпрессорах, имеющих поворотные лопаточные устройства. Поворот лопаток в этих устройствах обеспечивает движение воздуха и газа в межлопаточных каналах с меньшими потерями на трение и удар, т.е. с более высокими КПД  и  в соответствии с режимом работы двигателя.

Рассмотрим более подробно возможные и практически применяемые способы регулирования параметров наддува.