SINGLE-LOOP COOLING SYSTEM OF MARINE DIESEL ENGINES
Authors:
1.
Caspian Institute of Sea and River Transport - Branch of Volga State Academy of Water Transport
2.
Astrakhan State Technical University
(Doctor of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department of Shipbuilding and Power Engineering Complexes )
Russian Federation
Russian Federation
Type:
Article
Pages:
from 143
to 148
Status:
Published
Received:
20.10.2013
Accepted:
20.10.2013
Published:
25.10.2013
Subject area:
UDK 621.436-71:629.5
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 39 455.54-046
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
BBK 39 455.54-046
Language:
Russian
Keywords:
engine cooling temperature heat flow heat exchange parameters heat transfer, criteria equations, Nusselt Reynolds Peclet’s numbers mathematical modeling boundary conditions
Abstract (English):
The new structural design of the cooling system of the marine small-size diesel engine as the main engine of small and small-size vessels is presented. Single-loop circuit provides high technical indicators of the operational process with the optimal level of heat-stressed state of the elements of the operating cylinder. The schemes of mathematical models that can be used to determine the parameters of heat transfer and heat exchange in the proposed structure of the cooling system and bring indicators of the operational process to the values of parameters of diesel engines, the best one in class.
The new structural design of the cooling system of the marine small-size diesel engine as the main engine of small and small-size vessels is presented. Single-loop circuit provides high technical indicators of the operational process with the optimal level of heat-stressed state of the elements of the operating cylinder. The schemes of mathematical models that can be used to determine the parameters of heat transfer and heat exchange in the proposed structure of the cooling system and bring indicators of the operational process to the values of parameters of diesel engines, the best one in class.
Keywords:
engine cooling temperature heat flow heat exchange parameters heat transfer, criteria equations, Nusselt Reynolds Peclet’s numbers mathematical modeling boundary conditions
engine cooling temperature heat flow heat exchange parameters heat transfer, criteria equations, Nusselt Reynolds Peclet’s numbers mathematical modeling boundary conditions
В предлагаемой работе рассматриваются особенности конструкции и возможности модернизации системы охлаждения двигателей некоторых видов морских и речных судов, к которым можно отнести малые рыбопромысловые суда, разъездные катера, рыбопромысловые лодки и спасательные шлюпки. Двигатели судов первой группы (малых рыбопромысловых – МРС) имеют типичную судовую двухконтурную систему охлаждения и представлены широко распространёнными типами машин – Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11. Это преимущественно дизели 4ЧСП 8,5/11, 4ЧСП 9,5/11 и 6ЧСП 9,5/11 литровой мощностью от 7 до 12,3 кВт/л и с частотой вращения коленчатого вала от 25 до 40 с–1. Особенность эксплуатации этих двигателей заключается в том, что при работе на мелководье и в устьях рек ил и песок, поднимаемые работой винта со дна, забивают трубки теплообменников, что приводит к выходу этих аппаратов из строя. После этого, чаще всего, команда отключает теплообменник от системы охлаждения и пускает забортную воду на проток через рубашку охлаждения двигателя. Результатом такой «модернизации», как правило, является чрезмерное снижение общего температурного уровня внутрицилиндровых процессов и рабочих значений температуры деталей, образующих рабочий цилиндр, т. к. вместе с теплообменником отключается и регулятор температуры выходящей из двигателя воды (термостат), что негативно отражается на топливной экономичности двигателя, его энергетической эффективности и экологической безопасности. В дальнейшем происходит постепенное заполнение зарубашечного пространства системы охлаждения двигателя песком и донными отложениями, что влечёт за собой ухудшение, а затем и полное прекращение теплоотвода от всех элементов рабочего цилиндра. В результате – перегрев элементов цилиндропоршневой группы, заклинивание поршней в цилиндрах и полный выход двигателя из строя. Это являлось и является довольно распространённой практикой эксплуатации речных рыбопромысловых ботов, промысловых и разъездных лодок и катеров, что делает проблему обеспечения работоспособности системы охлаждения и двигателя в целом актуальной. Основной идеей работы является решение научно-технической задачи по модернизации системы охлаждения судовых дизелей малой мощности при обеспечении оптимальных (по расходу топлива, эффективной мощности, экологичности) температурных условий протекания рабочего процесса. Под модернизацией следует понимать замену типовой двухконтурной, замкнуто-разомкнутой системы охлаждения на одноконтурную, автоматически размыкающуюся. Такая компоновка системы охлаждения позволит упростить её путём исключения теплообменника, насоса забортной воды и части арматуры, что даст возможность уменьшить трудоёмкость изготовления и стоимость двигателя. Принципиальные схемы двухконтурных систем охлаждения и конструкции их элементов хорошо известны и приведены во многих источниках [1–3 и др.]. Режим охлаждения характеризуется температурой жидкости на входе в двигатель и на выходе из него, величиной разности значений этих температур. При стабильном режиме охлаждения количество теплоты, кДж/ч, которая отводится с охлаждающей жидкостью, зависит от часового расхода охлаждающей жидкости Gж, кг/ч [4]: Qж = с× Gж × D t, где с – удельная теплоёмкость жидкости, кДж/(кг. град); D t = t2 – t1 – разность значений температуры жидкости на выходе из двигателя и на входе в двигатель, ºС (К). Установлено, что изменение температуры воды при прочих равных условиях (неизменный расход воды через систему, постоянная нагрузка двигателя) вызывает изменение количества теплоты, передаваемого рабочими цилиндрами охлаждающей воде. При этом с точностью практического приближения существует линейная зависимость: на каждые 10 ºС изменения температуры примерно на 4–5 % изменяется количество уходящей в воду теплоты (с ростом температуры количество уходящей теплоты уменьшается) [4]. В практически линейной зависимости от температуры воды находится и температура стенок цилиндров четырёхтактных двигателей, ºС. Здесь существуют примерно такая зависимость: D tст = 0,8×D tв, где D tст – приращение температуры стенки, °С; D tв – приращение температуры воды, °С. Оба эти явления, сопутствующие процессу изменения температурных условий в системе охлаждения, отражаются на эксплуатационных показателях. Анализ этого влияния позволяет сделать вывод о существовании некоторого оптимального температурного режима, в поддержании которого состоит задача автоматического регулирования. На рис. 1 приведена схема предлагаемой конструкции системы охлаждения. Рис. 1. Принципиальная схема одноконтурной системы охлаждения: Д – двигатель; ТП и ТО – точки подвода и точки отвода воды в полости охлаждения; Т – термометр; РБ – расширительный бачок; ФО – фильтр-отстойник; БМО – блок магнитной обработки забортной воды; ТС – термостат; ЦН – центробежный насос; ТНВД – топливный насос высокого давления Забортная вода, через кингстонный ящик, засасывается посредством центробежного насоса в фильтр-отстойник и поступает в напорную магистраль, проходя через блок магнитной обработки (БМО). После МО вода становится активированной. Такая вода замерзает не при температуре 0 °С, а при температуре –5...–10 ºС её водородный показатель рН выше на 0,5–1,0. Изменяются и многие другие показатели воды: электропроводность, магнитная проницаемость и т. д. Кроме того, в систему входят запорный 3-ходовой вентиль и трубопроводная арматура. В теплоэнергетике МО применяется для предотвращения накипи, осадкообразований, биообрастаний и снижения коррозии в котлах, теплообменниках, трубопроводах, компрессорах, двигателях внутреннего сгорания (ДВС), печах и т. д. Когда в технологии используют омагниченную воду, то трубопроводы и оборудование долго остаются чистыми либо на них откладывается тонкий слой осадка, который имеет пористую структуру и легко удаляется. Ранее имевшиеся отложения в трубах становятся тоньше и постепенно отпадают совсем. После магнитной обработки вода поступает через 3-ходовой вентиль в термостат, где, смешиваясь с горячей водой, поступающей из расширительного бачка, стабилизируется до температурного уровня 60–65 ºС. Принципиальная схема работы термостата приведена на рис. 2. В случае выхода термостата из строя и роста температуры выходящей из двигателя воды (по показаниям датчика температуры на двигателе, в ходовой рубке совместно со звуковым сигналом) производится переключение 3-ходового крана на перенаправление потока забортной воды в обход термостата. При этом двигатель будет работать в режиме низкотемпературного охлаждения до замены термостата. Вышеописанная схема работы системы охлаждения и предлагаемая её конструкция были апробированы в лаборатории тепловых двигателей кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» Астраханского государственного технического университета на судовом вихрекамерном дизеле 4Ч 9,5/11. В результате испытаний внешние показатели двигателя (температура выходящей воды, температура выпускных газов, удельный расход топлива, эффективная мощность) полностью соответствовали паспортным данным. Рис. 2. Принципиальная схема работы термостата: вх. х – вход холодной воды; вх. г – вход горячей воды; вых. хг – выход смеси горячей и холодной воды в процессе нормальной работы двигателя; вых. г – выход горячей воды в период пуска и прогрева двигателя Следует обратить внимание на то, что выходящая из расширительного бачка вода с температурой 85 ºС не может быть направлена непосредственно за борт во избежание нарушения правил МАРПОЛ, поэтому предлагается горячую воду направить через специальный теплообменник на предварительный подогрев топлива перед ТНВД. С одной стороны, подведённая к топливу теплота будет способствовать повышению энергии активации молекул топлива, что обеспечит быстрое высвобождение свободных радикалов и вступление их в реакцию окисления. Это позволит сократить период задержки самовоспламенения и обеспечить большую полноту сгорания топлива. С другой стороны, на данных малоразмерных дизелях можно будет использовать более дешёвые, тяжёлые сорта топлива (например, моторное), которые при предварительном подогреве становятся менее вязкими, что даёт возможность прокачивать их через топливную систему с малыми размерами проходных сечений топливопроводов и, особенно, форсунок. Интерес будет представлять распределение тепловых потоков как по цилиндровым втулкам, так и по огневым днищам головок цилиндров, по сравнению с этими же элементами двигателей с серийной системой охлаждения, исследованными ранее [5]. В ходе предшествовавших исследований было установлено, что температурное поле цилиндровой втулки двигателя с камерой сгорания в поршне является практически осесимметричным [5], и здесь ядро математической модели процесса теплопередачи через стенку цилиндра может быть представлено в виде двумерного дифференциального уравнения теплопроводности в цилиндрических координатах (уравнение Лапласа) – рис. 3 и нижеприведенное уравнение: ∂2T/∂r2 +1/r(∂T/∂r) + ∂2T/∂z2 = 0. Рис. 3. Цилиндровая втулка Те же исследования показали, что температурное поле цилиндровой втулки вихрекамерного двигателя является 3-мерным, с большим смещением максимума температур в сторону вихревой камеры. Тогда ядро математической модели будет иметь вид 3-мерного дифференциального уравнения теплопроводности: ∂2T/∂r2 + 1/r(∂T/∂r) + 1/r2(∂2T/∂φ2) + ∂2T/∂z2 = 0. Для того чтобы задача нахождения распределения температур и тепловых потоков по телу цилиндровой втулки была решена, для данного конкретного случая необходимо задать условия однозначности решения, под которыми понимаются геометрические и граничные условия. Геометрические условия задают размеры и форму тела, т. е. представляют собой чертёж объекта. Граничные условия должны быть заданы со стороны всех поверхностей, ограничивающих данное тело в пространстве, в виде значений температур, их функций или параметров теплопередачи и теплообмена и увязаны на стыках поверхностей при переходе из одной в другую. Т = Т(r, z, φ); q = q(r, z, φ); αг(w) = αг(w)(r, z, φ), где Т – температура, ºС (К); q – плотность теплового потока, Вт/м2; αг(w) – коэффициент теплоотдачи от газов к стенке (от стенки к воде), Вт/(м ∙ град). Граничные условия в виде температур, тепловых потоков, коэффициентов теплоотдачи или их функций по координатам r, z и φ могут быть заданы на основании расчётно-аналитических или экспериментальных исследований. Выражения для оценки теплоотдачи от рабочего тела к стенке цилиндра можно подразделить на два типа: выражения с аддитивным подходом к конвективному и лучистому теплообмену; выражения со сложной взаимосвязью между конвективным и лучистым теплообменом. К первым можно отнести формулы Нуссельта, Бриллинга, Розенблита, Ананда, Чиркова и др., ко вторым – формулы Эйхельберга, Вошни, Хохенберга, Кавтарадзе. В [6] приводится анализ большого количества α-формул. Там же отмечается, что традиционную аддитивную форму записи конвективных и лучистых тепловых потоков нельзя считать более прогрессивной по сравнению с формулами Эйхельберга, Вошни, Хохенберга. Помимо теплоты от газов в виде конвективной и лучистой составляющих, цилиндровая втулка воспринимает тепловую нагрузку от трения о зеркало цилиндра юбки поршня и поршневых колец и в виде теплопередачи от поршня к цилиндровой втулке. Эти вопросы рассматривались в [7, 8], что позволяет задать граничные условия со стороны газов комплексно. Что касается граничных условий со стороны охлаждения, следует отметить особенности конструкции полоcтей охлаждения в остове двигателей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 как с вихрекамерным смесеобразованием, так и с объёмно-плёночным, с камерой сгорания в поршне. Охлаждение в полостях остова организовано по комбинированной схеме: циркуляционное в головках цилиндров (вода от насоса подводится в нижнюю часть головок и отводится из верхней (см. рис. 1)); в блоке цилиндров теплоотвод от цилиндровых втулок осуществляется за счёт свободной конвекции, т. е. имеет место термосифонное охлаждение. Исследования [9] показали, что при термосифонном способе охлаждения цилиндровых втулок на их теплоотдающих поверхностях имеет место пристеночное кипение и часть отводимой от втулок теплоты отводится в виде скрытой теплоты парообразования. В этой связи граничные условия к дифференциальным уравнениям теплопроводности со стороны охлаждения должны учитывать это обстоятельство. В полостях охлаждения ДВС теплообмен между стенкой и жидкостью, при отсутствии фазовых превращений, характеризуется выражением Nux = A Prm Rexn, где Nux – локальное значение числа Нуссельта; Pr – число Прандтля; Re – число Рейнольдса. В [1] для исследования теплообмена в полостях охлаждения предлагается следующее экспериментальное выражение: Nu = 1,58 Re0,5 Pr0/33 (Prf/Prw)0,25. Обозначения f и w при критерии Прандтля означают, что последний определяется при средней температуре жидкости (fluid) и стенки (wall). При фазовых переходах, в частности при поверхностном кипении, в [10] предлагается следующая зависимость: Nuf = Скип Ref0,21 Prf0,43 PeK0,5 Kф0,55 (Р/Рб)0,15 (dэкв/l0)0,85 (γ,,/γ,)0,6, где γ, и γ,, – удельный вес соответственно жидкой и паровой фазы при кипении; Скип – коэффициент для диагонального и продольного вариантов омывания цилиндров. Таким образом, анализ процессов теплопередачи и теплообмена, как расчётно-теоретический, так и экспериментальный, на основе представленных вариантов математического моделирования для предлагаемой схемы системы охлаждения позволит установить параметры теплообмена при возможных колебаниях температуры теплоносителя, а следовательно, и деталей рабочего цилиндра. При этом будут определяться значения показателей рабочего процесса, полностью соответствующие показателям лучших мировых образцов двигателей подобного типа.
1. Petrichenko R. M. Sistemy zhidkostnogo ohlazhdeniya bystrohodnyh dvigateley vnutrennego sgoraniya. / R. M. Petrichenko. L.: Mashinostroenie, 1975. 223 s.
2. Dizeli. Spravochnik; pod obsch. red. V. A. Vansheydta i dr. L.: Mashinostroenie, 1977. 480 s.
3. Ovsyannikov M. K. Dizeli v propul'sivnom komplekse morskih sudov / M. K. Ovsyannikov, V. A. Petuhov: spravochnik. L.: Sudostroenie, 1987. 256 s.
4. Levin M. I. Osnovy statiki sistem avtomaticheskogo regulirovaniya temperatury ohlazhdayuschey vody v dizele / M. I. Levin. L.: Mashinostroenie, 1965. 464 s.
5. Dorohov A. F. Analiz teploperedachi cherez stenku cilindra sudovogo malorazmernogo dizelya / A. F. Dorohov // Dvigatelestroenie. 1987. № 6. S. 6–7.
6. Kavtaradze R. Z. Lokal'nyy teploobmen v porshnevyh dvigatelyah / R. Z. Kavtaradze: ucheb. posobie dlya vuzov. M.: Izd-vo MGTU im. N. E. Baumana, 2001. 592 s.
7. Petrichenko R. M. Rabochie processy porshnevyh mashin / R. M. Petrichenko, V. V. Onosovskiy. L.: Mashinostroenie, 1972. 168 s.
8. Petrichenko R. M. Trenie i teploperedacha v porshnevyh kol'cah dvigateley vnutrennego sgoraniya: spravochnoe posobie / R. M. Petrichenko, A. B. Kanischev, A. Yu. Shabanov; pod redakciey R. M. Petrichenko. L.: Izd-vo Leningrad. un ta, 1990. 248 s.
9. Dorohov A. F. Analiz teplovyh poter' v ohlazhdayuschuyu vodu sudovogo vspomogatel'nogo dizelya / A. F. Dorohov, Sh. M. Hanov // Ekspress-informaciya CNIITEITyazhmash. Ser. 4. Dvigateli vnutrennego sgoraniya. 1986. Vyp. 10. S. 10–15.
10. Stefanovskiy B. S. Teplonapryazhennost' detaley bystrohodnyh dvigateley / B. S. Stefanovskiy. M.: Mashinostroenie, 1978. 128 s.
