MODERNIZATION OF MARINE SMALL-SIZE DIESEL ENGINES USING DESIGN-ENGINEERING METHODS WHILE THEIR POWER BOOSTING
Authors:
1.
Caspian Institute of Sea and River Transport, Branch of Volga Academy of Water Transport
2.
Caspian Institute of Sea and River Transport - Branch of Volga State Academy of Water Transport
3.
Astrakhan State Technical University
4.
Caspian Institute of Sea and River Transport - Branch of Volga State Academy of Water Transport
Type:
Article
Pages:
from 74
to 83
Status:
Published
Received:
20.02.2015
Accepted:
21.02.2020
Published:
25.02.2015
Subject area:
UDK 621.436.3
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
Language:
Russian
Keywords:
marine diesel, swirl-chamber mixing, gas-turbine boosting, indicator diagram, thermometering of cylinder, starting parameters, thermodynamic analysis
Abstract (English):
Manufacturers of internal combustion engines, regardless of their final operational purposes, always face a triune task - to provide energy efficiency, fuel efficiency and environmental safety. As an example, the paper considers the issue of modernization of marine small-size diesels of types Ч 8,5/11 and Ч 9,5/11 by forcing the average effective pressure by equipping them with a system of gas turbine boost. These engines are among the most archaic types of vehicles in the Russian diesel engineering in the terms of the underlying operational performance, which is the basis of the abovementioned triad. However, these motors (2-, 4- and 6-cylinder performance) and energy complexes on their basis are rather widely used in the Navy and industry as the main engines of boats, as an auxiliary in the marine diesel generators and a variety of combined aggregates, as well as industrial diesel generators and diesel electric units. The paper discusses the methods and the results of experimental studies of the main operational performance of marine diesel engine of type Ч 9,5/11 at its forcing with gas-turbine boost. A set of external parameters of the engine at moderate boost is defined. The comparative temperature ranges of the cylinder sleeve and the indicator diagram of the forced and derated engines are fixed. The basics of mathematical modeling of heat transfer through the body of the working cylinder are given. The paper studies the possibilities for improving the starting qualities of swirl-chamber diesel by screening the volume of the swirl chamber by means of increasing the thermal resistance of heat transfer. The enthalpy as a thermodynamic potential, as well as the enthalpy of the working fluid, determining a latent energy, which reveals the possibility of conversion of internal energy into heat and then into the work, in conditions of a piston engine are considered.
Manufacturers of internal combustion engines, regardless of their final operational purposes, always face a triune task - to provide energy efficiency, fuel efficiency and environmental safety. As an example, the paper considers the issue of modernization of marine small-size diesels of types Ч 8,5/11 and Ч 9,5/11 by forcing the average effective pressure by equipping them with a system of gas turbine boost. These engines are among the most archaic types of vehicles in the Russian diesel engineering in the terms of the underlying operational performance, which is the basis of the abovementioned triad. However, these motors (2-, 4- and 6-cylinder performance) and energy complexes on their basis are rather widely used in the Navy and industry as the main engines of boats, as an auxiliary in the marine diesel generators and a variety of combined aggregates, as well as industrial diesel generators and diesel electric units. The paper discusses the methods and the results of experimental studies of the main operational performance of marine diesel engine of type Ч 9,5/11 at its forcing with gas-turbine boost. A set of external parameters of the engine at moderate boost is defined. The comparative temperature ranges of the cylinder sleeve and the indicator diagram of the forced and derated engines are fixed. The basics of mathematical modeling of heat transfer through the body of the working cylinder are given. The paper studies the possibilities for improving the starting qualities of swirl-chamber diesel by screening the volume of the swirl chamber by means of increasing the thermal resistance of heat transfer. The enthalpy as a thermodynamic potential, as well as the enthalpy of the working fluid, determining a latent energy, which reveals the possibility of conversion of internal energy into heat and then into the work, in conditions of a piston engine are considered.
Keywords:
marine diesel, swirl-chamber mixing, gas-turbine boosting, indicator diagram, thermometering of cylinder, starting parameters, thermodynamic analysis
marine diesel, swirl-chamber mixing, gas-turbine boosting, indicator diagram, thermometering of cylinder, starting parameters, thermodynamic analysis
Введение Перед производителями двигателей внутреннего сгорания (газотурбинных или поршневых), независимо от их конечного эксплуатационного назначения, всегда стоит триединая задача - обеспечение энергетической эффективности, топливной экономичности и экологической безопасности. Производными от этой основной триады являются задачи модернизации конструкции и технологии производства двигателей в аспекте их эволюционного развития, с тем чтобы, по возможности, не вносить кардинальных изменений в налаженный производственный процесс изготовления машин при максимально возможном сохранении действующего технологического оборудования, оснастки, инструментального обеспечения. В качестве примера рассмотрим задачу модернизации судовых малоразмерных дизелей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 путём форсирования по среднему эффективному давлению посредством оснащения их системой газотурбинного наддува. Объект исследования Указанные двигатели - одни из самых архаичных типов машин в российском дизелестроении с точки зрения базовых эксплуатационных показателей [1], являющихся основой уже упомянутой триады. Тем не менее эти двигатели (в 2-, 4- и 6-цилиндровом исполнении) и энергетические комплексы на их базе довольно широко применяются на флоте и в промышленности в качестве главных двигателей маломерных судов, как вспомогательные в составе судовых дизель-генераторов и различных комбинированных агрегатов и как промышленные дизель-генераторы и дизель-электросварочные агрегаты [2]. Предприятие-производитель этих двигателей и установок на их базе ведёт работы как в направлении модернизации серийных дизелей, так и в направлении разработки принципиально нового двигателя типа 4ЧН 9,5/11 т. к. существует необходимость в повышении мощности производимых двигателей для увеличения скорости промысловых и разъездных судов и роста производительности дизель-генераторов. В Лаборатории проблем моторной энергетики при Астраханском государственном техническом университете (совместной с Институтом физики Дагестанского научного центра Российской академии наук (ДНЦ РАН), по согласованию с производителем (ОАО «Завод «Дагдизель»), был выполнен цикл исследовательских работ по форсированию дизеля 4Ч 9,5/11 (рис. 1) посредством газотурбинного наддува путём оснащения дизеля серийным турбокомпрессором ТК-6 со всеми необходимыми коммуникациями, встроенными в системы двигателя (охлаждение, смазка и др.). Рис. 1. Общий вид экспериментальной установки с дизелем 4Ч 9,5/11, модернизированным в дизель 4ЧН 9,5/11 Дизели типа Ч 8,5/11 выпускаются в модификации с вихрекамерным способом смесеобразования. Среди дизелей типа Ч 9,5/11 есть две модели с объёмно-плёночным смесеобразованием и камерой сгорания в поршне - дизель 5П2 (2Ч 9,5/11) под промышленный дизель-генератор и дизель-редукторная установка «Каспий-40» (4ЧСП 9,5/11) для работы на спасательных шлюпках. Оба способа смесеобразования имеют определённый ряд свойств, которые являются превалирующими при определении области применения той или иной модификации дизелей. Двигатели с камерой сгорания в поршне характеризуются хорошими пусковыми свойствами и сравнительно низкими значениями удельного расхода топлива, однако, ввиду более высокой скорости нарастания давления при сгорании, что характеризуется «жёсткостью» рабочего процесса, эти двигатели имеют существенные недостатки: высокий уровень шума и вибраций, дымность отработавших газов, малая стойкость многодырчатых форсунок на этих двигателях перед закоксовыванием сопловых отверстий распылителей, что снижает общую надёжность двигателей [3]. Вихрекамерные двигатели имеют большой удельный расход топлива, вследствие повышенного уровня тепловых потерь в охлаждение и высокого уровня аэродинамических потерь, связанных с перетеканием заряда из надпоршневого пространства в камеру сгорания и обратно. Этим же объясняются плохие пусковые свойства, когда для запуска двигателя, особенно в холодное время года, необходим дополнительный подогрев заряда с помощью свечей накаливания. Однако двигатели данной модификации характеризуются достаточно «мягким» рабочим процессом, сравнительно низким уровнем шума и вибраций и малой дымностью отработавших газов. Простые по конструкции штифтовые форсунки этих двигателей практически не подвержены закоксовыванию и не снижают общей надёжности двигателей. Результаты испытаний Испытаниям в дефорсированном и форсированном вариантах был подвергнут дизель 4Ч 9,5/11 с вихрекамерным смесеобразованием. Двигатель был обрудован системой для снятия и оцифровки индикаторной диаграммы производства ООО «Глобалтест» (рис. 2), а в цилиндровую втулку были установлены 24 хромель-копелевые термопары для определения температурного состояния цилиндра (по 6-ти поясам, в 2-х взаимно перпендикулярных направлениях - в плоскости качания шатуна и в плоскости оси коленчатого вала). Рис. 2. Разрез крышки цилиндров с форсункой и датчиком динамического давления на месте свечи накаливания Экспериментальная индикаторная диаграмма форсированного двигателя представлена на рис. 3. Рис. 3. Развёрнутая действительная индикаторная диаграмма двигателя ЧН 9,5/11 В табл. 1 и 2 приведены показатели рабочего процесса дизеля 4ЧН 9,5/11 при работе на режимах нагрузочной и винтовой характеристик. Номинальная эффективная мощность серийного судового вихрекамерного дизеля 4Ч 9,5/11 - 22 кВт при частоте вращения коленчатого вала 1500 мин-1 и удельном эффективном расходе топлива 0,279 кг/(кВт · ч). Эффективная мощность дизеля 4ЧН 9,5/11 составляет 27 кВт (n = 1500 мин-1) при удельном эффективном расходе топлива 0,24кг/(кВт · ч). Мощность в 27 кВт была принята по соображениям поддержания на приемлемом уровне внешних показателей двигателя - температуры; давления воды и масла; температуры отработавших газов; температуры цилиндровой втулки и клапанов, при его исходной серийной комплектации. Фактически дизель развивал мощность 30 кВт, но при этом стали проявляться дефекты, связанные с недостаточной жёсткостью элементов остова (прогибы днища крышки цилиндров), недостаточной производительностью насосов системы охлаждения, и другими факторами. Таблица 1 Показатели двигателя ЧН 9,5/11 на режимах нагрузочной характеристики Показатель Режим Холостой ход 25 % 50 % 75 % 100 % Эффективная мощность Ne, кВт 0 6,75 13,5 20,3 27 Среднее эффективное давление ре, МПа - 0,17 0,34 0,52 0,69 Часовой расход топлива Gт, кг/ч 1,46 2,39 3,56 4,75 6,5 Удельный эффективный расход топлива gе, кг/(кВт · ч) - 0,354 0,264 0,234 0,24 Таблица 2 Показатели двигателя ЧН 9,5/11 на режимах винтовой характеристики Показатель Режим 50 % 75 % 100 % Частота врашения n, об/мин 1 190 1 360 1 500 Эффективная мощность Ne, кВт 17 22,4 27 Среднее эффективное давление ре, МПа 0,549 0,633 0,687 Часовой расход топлива Gт, кг/ч 3,67 4,77 6,5 Удельный эффективный расход топлива gе, кг/(кВт · ч) 0,216 0,213 0,240 Результаты термометрирования рабочего цилиндра подтвердили данные проводимых ранее исследований для дизелей этого типа [4], которые показывали значительную неравномерность распределения температур как по периметру, так и по сечению цилиндра (рис. 4). Рис. 4. Вид распределения температур по высоте и периметру втулки: 1 - по зеркалу цилиндра форсированного двигателя; 2 - по зеркалу цилиндра серийного двигателя При этом максимальные значения температуры отмечены со стороны вихревой камеры сгорания (в плоскости качания шатуна 262 °С у форсированного дизеля и 215 °С у серийного дизеля), тогда как с остальных трёх сторон показания термопар были достаточно близки - 228÷232 °С у форсированного дизеля и 199÷202 °С у серийного дизеля. Температура измерялась посредством мультиметра MY62 класса точности 0,5. Такое распределение температур в цилиндре свидетельствует о значительном искажении геометрических параметров цилиндровой втулки и сопряжённых с ней деталей в виде отклонений от правильной цилиндрической формы в силу температурных деформаций. Это сказывается на качестве протекания рабочего процесса в худшую сторону (прорыв газов в заколечное пространство), увеличении износов сопрягаемых деталей и снижении ресурса. Полную картину теплонагруженного состояния втулки с учётом теплоты, выделяемой в результате трения в цилиндропоршневой группе, может дать эпюра распределения тепловых потоков по цилиндру, которая может быть получена в результате решения математической модели теплопередачи через втулку. В основу модели могут быть положены дифференциальные уравнения теплопроводности через цилиндрическую стенку (уравнения Лапласа), в виде объёмной задачи по всему телу втулки: ∂2T/∂r2 + 1/r(∂T/∂r) + 1/r2(∂2T/∂φ2) + ∂2T/∂z2 = 0, или в виде плоской задачи для каждого из 4-х сечений, с последующим сшиванием результатов по границам, при назначении соответствующих геометрических и граничных условий и теплофизических характеристик [5]: ∂2T/∂r2 +1/r(∂T/∂r) + ∂2T/∂z2 = 0, где Т - температура, К (°С); r, z, φ - координатные оси по радиусу, оси и углу поворота по азимуту окружности втулки. На основе результатов решения математической модели можно будет определить схему и конструкцию системы охлаждения двигателя, компенсирующую неравномерность имеющегося распределения температуры. Пусковые свойства и термодинамический анализ Недостаточные пусковые свойства вихрекамерного дизеля при его запуске без применения свечей накаливания и сравнительно высокий удельный расход топлива объясняются частично значительными тепловыми потерями через стенку вихревой камеры сгорания в систему охлаждения (да ещё в условиях термосифонного охлаждения серийных дизелей, когда теплоноситель из теплообменника направляется сразу в крышку цилиндров) (см. рис. 2). Пусковые свойства могут быть улучшены путём реализации предложения, сделанного в [6]. Суть его в том, что вихревая камера экранируется от полости охлаждения теплоизолирующим экраном (рис. 5), подобно тому, как это сделано в [7]. Рис. 5. Схема вихревой камеры сгорания: 1 - теплоизолирующий экран Помимо конструкционных и технологических задач, возникающих и решаемых в процессе модернизации тепловых двигателей, необходим термодинамический анализ протекания изменившихся процессов в рабочем объёме. Количество теплоты, полученной рабочим телом, зависит от условий проведения процесса. На практике рассматривают процессы с постоянным объемом (изохорные, проходящие при постоянном объеме) или процессы с постоянным давлением (изобарные, проходящие при изменяющемся объёме). Если процесс изохорный, то тело не совершает механической работы (dV = 0), из этого следует, что вся получаемая теплота идет на изменение энергии: δQ = dU. На рис. 6 показан теоретический термодинамический комбинированный цикл поршневого двигателя (цикл Тринклера - Сабатэ) в координатах р - V и T - S. На этом цикле основано действие всех реальных циклов современных дизельных двигателей. В этом цикле к начинающему формироваться рабочему телу теплота сначала подводится по изохоре (V - const) - участок 2-3, при этом вся получаемая теплота идёт на увеличение внутренней энергии - δQ = dU. На следующем участке, в связи с началом движения поршня и соответствующим увеличением объёма V, процесс подвода теплоты продолжается, но уже по изобаре (р - const) на участке 3-4. Рис. 6. Теоретический термодинамический цикл Тринклера - Сабатэ Если процесс изобарный (р - const), то рассмотренное соотношение dQ = dU + рdV можно переписать как дифференциал dQ = d(U + pV) некоторой функции H = U + pV, которая, по физическому смыслу, является теплосодержанием, а в термодинамике называется энтальпией. Её физический смысл в том, что при постоянном давлении изменение энтальпии (теплосодержания) равно количеству теплоты, получаемому телом - (δQ)V, S = dH, и идет: - на изменение внутренней энергии dU (через изменение температуры тела); - на совершение работы над внешней средой рdV (через изменение объема). Полный дифференциал энтальпии для произвольного процесса будет иметь вид dH = dU + (рdV + Vdр) = TdS - рdV + рdV + Vdр = TdS + Vdр. Отсюда следует, что для процесса, проводимого при постоянном давлении р и энтропии S, количество получаемой теплоты dH - полный дифференциал. Следовательно, сама функция Н (энтальпия) - искомый термодинамический потенциал относительно переменных р и S. Тогда для увеличения работоспособности дизельных двигателей необходимо максимально использовать теплосодержание рабочего тела Н при переменных р и S за счёт увеличения объёма V (за счёт увеличения хода поршня) и суммарной температуры газа Т. Итак, было установлено, что для повышения энергетической эффективности тепловой машины, в частности дизельного двигателя, необходимо увеличивать внутреннюю энергию рабочего тела (за счёт повышения температуры) и количество работы (за счёт увеличения объёма). Вследствие этого современные судовые среднеоборотные двигатели, при наличии возможности увеличения высоты по габаритам машинного отделения, имеют тенденцию к длиноходности т. е. к увеличению хода поршня [8, 9]. Долгое время без должного внимания оставался внутрицилиндровый температурный фактор, если не считать определения максимальной температуры цикла при тепловом расчёте двигателя - tz или Тz (ºC или К). Однако суммарное значение температуры образовавшегося рабочего тела за рабочий цикл определяет его теплосодержание и, следовательно, работоспособность. График индикаторной диаграммы и график цикловых температур, полученные по данным испытаний дизеля 4ЧН 9,5/11, представлены на рис. 3 и 7 соответственно. Индикаторные диаграммы являются основой для построения графиков температур графическим методом по В. А. Вашейдту [10] либо по уравнению состояния идеального газа Клапейрона - Менделеева: pV = GRT, (1) где р - давление, МПа; V - объём, м3; R - универсальная газовая постоянная, Дж/(моль · К); Т - температура, К. Рис. 7. График среднецикловых температур Суммарное значение температуры рабочего тела (газа) за цикл, K, можно определить по формуле ТΣг = φТ(V)dV, тогда средняя индикаторная температура рабочего тела за цикл, K, определится как Тi = ТΣг/Vh, К, где Vh - рабочий объём цилиндра, м3. Условимся, что средняя индикаторная температура цикла - это условная постоянная температура рабочего тела, определяющая его теплосодержание (энтальпию), а следовательно, работоспособность в течение всего цикла. Графически Тi можно представить как высоту прямоугольника, площадь которого равна площади замкнутой температурной кривой, а основание равно ходу поршня. В этом случае численно средняя индикаторная температура за цикл ТΣг, K · м3, будет равна произведению ТΣг = Тi Vh, Рассмотрим полученную размерность К · м3. Для этого из уравнения (1) выделим интересующее нас произведение, а именно VТ. Получим: VT = GRT 2/p. Размерность данного выражении будет Дж · К · м2/Н или Дж · К/Па. Разделив размерность ТΣг на Vh , получим К. Таким образом, термодинамический анализ состояния рабочего тела в цилиндре двигателя, оценка средней температуры газа за цикл индикаторной температуры позволяют оценить перспективы работоспособности газа и, как следствие, прогнозировать возможность повышения эффективности работы машины с помощью различных конструктивных новаций. В этом плане температурные показатели ТΣг и Тi имеют приоритет перед силовыми - рz и рi, которые только фиксируют текущее состояние рабочего тела и не дают возможности оценить скрытую перспективу роста работоспособности газа. Заключение Подводя итоги вышеизложенного, можно сказать, что задача модернизации двигателей внутреннего сгорания заключается в последовательном, а часто и в совместном грамотном и ответственном решении целого ряда подзадач конструкторского, технологического и организационно-экономического плана. Результатом такого подхода может стать двигатель с высокими эксплуатационными показателями, максимально адаптированный к условиям действующего производства и поэтому вполне конкурентный на рынке машин своего класса.
1. Prospekt dizeley i dizel'nyh agregatov. Mahachkala: Dagknigoizdat, 1995. 16 s.
2. Dizeli Ch 8,5/11 i Ch 9,5/11. Konstrukciya i rukovodstvo po ekspluatacii. M.: Vneshtorgizdat, 1990. 230 s.
3. Alivagabov M. M. Dvigateli spasatel'nyh shlyupok i katerov. L.: Sudostroenie, 1980. 224 s.
4. Dorohov A. F. Temperaturnoe sostoyanie CPG sudovyh malorazmernyh dizeley / A. F. Dorohov, V. N. Bochkarev // Dvigatelestroenie. 1986. № 11. S. 51-52.
5. Pahomova N. V. Odnokonturnaya sistema ohlazhdeniya sudovyh dizeley / N. V. Pahomova, A. F. Dorohov // Vestn. Astrahan. gos. tehn. un-ta. Ser.: Morskaya tehnika i tehnologiya. 2013. № 2. S. 143-148.
6. Alekseev V. V. Uluchshenie puskovyh kachestv vihrekamernogo dizelya putem uvelicheniya termicheskogo soprotivleniya teploperedache / V. V. Alekseev // Vestn. Astrahan. gos. tehn. un-ta. Ser.: Morskaya tehnika i tehnologiya. 2014. № 4. S. 39-47.
7. A. s. SSSR № 1638341 ot 11.04.89. Kl. F02F1/24. Golovka cilindrov dvigatelya vnutrennego sgoranii / Dorohov A. F. BI № 12, 30.03.91.
8. Konks G. A. Mirovoe sudovoe dizelestroenie / G. A. Kongs, V. A. Lashko // Koncepcii konstruirovaniya, analiz mezhdunarodnogo opyta. M.: Mashinostroenie, 2005. 512 s.
9. Voznickiy I. V. Sudovye dvigateli vnutrennego sgoraniya / I. V. Voznickiy, A. S. Punda. M.: MORKNIGA, 2008. T. 1. 283 s.
10. Vansheydt V. A. Sudovye dvigateli vnutrennego sgoraniya / V. A. Vansheydt. L.: Sudostroenie, 1977. 392 s.
