Повышение энергетических и экономических показателей дизеля применением систем регулирования газотурбинным наддувом

Для гусеничных и колёсных машин характерен переходный режим – разгон с малой до максимальной скорости движения. Время разгона зависит от величины избыточной мощности, развиваемой дизелем в период разгона, которая затрачивается на увеличение кинетической энергии машины в процессе повышения скорости движения. Минимальное время разгона достигается при работе дизеля по динамической внешней скоростной характеристике. Минимальное время разгона больше теоретического ,так как момент, развиваемый ДВС при разгоне, меньше, чем на установившихся режимах работы на внешней характеристики при равных угловых скоростях коленчатого вала двигателя [1].

Приспособленность дизеля с газотурбинным наддувом к режиму разгона зависит от интенсивности изменения угловой скорости ротора турбокомпрессора [5].

Широкое внедрение в практику дизелестроения газотурбинного наддува для форсирования двигателей заставило обратить внимание на значительное ухудшение их динамических качеств. Это привело к активным исследованиям в данной области.

Существует реальная научная задача, состоящая в разрешении противоречий между:

а) необходимостью повышения эффективности использования энергии сжигаемого топлива, а также повышением энергетических и экономических показателей дизеля на переходных режимах разгона с одной стороны;

б) необходимостью затрат дополнительной энергии с целью сокращения времени разгона ротора турбокомпрессора на переходных режимах разгона дизеля с другой стороны.

Поэтому весьма перспективным становится направление по использованию энергии аккумулированных отработавших газов в компенсационном ресивере с целью подачи их дополнительно на турбину турбокомпрессора при переходном режиме разгона. Примером реализации этого направления является система воздухоснабжения дизеля с компенсационным ресивером.

Таким образом, применение системы воздухоснабжения с компенсационным ресивером на дизеле с газотурбинным наддувом может обеспечить сокращение времени его разгона, повышение энергетических и экономических показателей работы дизеля на переходном режиме разгона.

На основании этого сформулирована рабочая гипотеза исследования – повышение энергетических и экономических показателей работы дизеля с газотурбинным наддувом на переходных режимах разгона может быть обеспечено применением системы воздухоснабжения с компенсационным ресивером за счет подачи на турбину дополнительных ОГ, которые были накоплены в ресивере на режиме торможения дизеля.

Установлено, что переходный процесс имеет три фазы. Первая – от момента увеличения нагрузки до момента установления полной подачи топлива. Ее продолжительность составляет 11 % от общей продолжительности переходного процесса и определяется временем запаздывания регулятора. Вторая фаза продолжается до наступления равенства моментов двигателя и нагрузки. Ее длительность 18 %. В этот период коэффициент избытка воздуха α достигает минимального значения, а температура отработавших газов максимальной величины. Третья фаза характеризуется восстановлением частоты вращения коленчатого вала двигателя до номинального значения. Она наиболее продолжительная – 81 % и определяется интенсивностью разгона ротора турбокомпрессора [4].

Турбокомпрессор связан с дизелем посредством газодинамической связи, частота вращения его ротора и количество свежего заряда воздуха на переходных режимах не зависят от частоты вращения коленчатого вала дизеля. При работе дизеля с частотой вращения коленчатого вала, соответствующей холостом ходу, давление надувочного воздуха во впускном трубопроводе после компрессора мало. В случае перехода дизеля с режима холостого хода на режим средних и полных нагрузок, необходимо сначала вывести ротор турбокомпрессора на более высокую частоту вращения, за счёт увеличения поступления отработавших газов на турбину.

Разгон коленчатого вала дизеля осуществляется с частоты вращения, соответствующей холостому ходу, до частоты вращения при максимальном крутящем моменте, что требует максимального изменения частоты вращения ротора турбокомпрессора.

Ускорение частоты вращения ротора турбокомпрессора зависит от полярного момента инерции массы ротора турбокомпрессора J_ТК и избыточного момента турбины относительно момента компрессора ∆М_Т. Исходя из выражения , получим [134, 138]:

, (1)

Кинетическая энергия ротора турбокомпрессора при частоте вращения или соответственно угловой скорости определяется уравнением:

. (2)

Продолжительность разгона ротора турбокомпрессора из состояния покоя может быть получена путём деления кинетической энергии ротора турбокомпрессора на интеграл избыточного момента, требуемого для достижения угловой скорости ω_ТК. Однако разгон, как правило начинается не от ω_ТК = 0, а от частоты вращения ротора турбокомпрессора, соответствующей исходной нагрузки, от которой начинается процесс разгона.

Определение интеграла избыточного момента и ускорения сопряжено со значительными затратами по времени на вычисления, поэтому используется уравнение, приведённое К. Циннером для сравнения инерционности турбокомпрессоров [4]:

, (3)

где В– показатель разгона ротора ТК;

– расход отработавших газов через турбину, кг/ч;

– адиабатическая работа турбины, Дж;

– коэффициент полезного действия турбины и компрессора.

Также в работе [5] указывается, что значение произведения соответствует времени разгона ротора турбокомпрессора до заданной частоты вращения .

Проведём анализ уравнения разгона ротора турбокомпрессора (3). Чем больше показатель разгона ротора турбокомпрессора В, тем хуже приёмистость дизеля. Числитель уравнения представляет кинетическую энергию ротора. Для уменьшения показателя В и обеспечения быстрого разгона ротора турбокомпрессора величина кинетической энергии ротора, должна быть, как можно меньшей. Этого возможно достичь снижением момента инерции ротора J_ТК , которое может быть обеспечено конструктивно, применением колёс ротора малого диаметра и изготовлением их из лёгких материалов.

Также для сокращения величины показателя В, и тем самым сокращения времени переходного режима разгона ротора турбокомпрессора, количество отработавших газов на турбине турбокомпрессора и величина адиабатической работы турбины при данной угловой скорости ротора ТК должны быть по возможности максимальной величины. Показатели знаменателя и зависят соответственно от давления Р_Т отработавших газов на турбине турбокомпрессора на переходном режиме разгона дизеля [4, 5]. Если создать большее давление Р_Т отработавших газов на турбине турбокомпрессора, то показатели знаменателя уравнения (3) и возрастут, и тем самым величина показателя В уменьшится. Следовательно, время разгона ротора турбокомпрессора сократится, и в результате этого произойдёт более быстрое увеличение давления воздуха во впускном трубопроводе после компрессора на переходном режиме разгона дизеля.

Это предложение может быть выполнено применением системы воздухоснабжения дизеля с компенсационным ресивером [2]. Принцип работы данной системы заключается в следующем: при торможении машины, отработавшие газы накапливаются в компенсационном ресивере, а при режиме разгона дизеля, дополнительные отработавшие газы из компенсационного ресивера поступают на турбину, тем самым увеличивается давление Р_Т и количество отработавших газов перед турбиной турбокомпрессора.

В результате, предполагается сокращение времени разгона ротора турбокомпрессора на 8–12 % [3, 5], а также увеличение скорости нарастания давления воздуха во впускном трубопроводе, тем самым в цилиндры дизеля поступит большее количество свежего заряда воздуха. Это приводит к улучшению протекания рабочего процесса дизеля, к сокращению дымления и расходу топлива, тем самым произойдёт повышение энергетических и экономических показателей работы дизеля с газотурбинным наддувом на переходном режиме разгона.

Литература:

1. Орлин, А.С. Двигатели внутреннего сгорания. Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей [Текст] / А.С. Орлин, Д.Н. Вырубов, В.И. Ивин, М.Г. Круглов. – М.:Машиностроение, 1971. – 400 с.

2. Пат. на полезную модель № 101093 «Система управления турбокомпрессором с ресивером транспортного дизеля» [Текст] / Е.С. Терещенко, В.В. Руднев, Д.Ю. Фадеев, Н.Е. Александров – Приоритет 05.04.2010, опубл. 10.01.2010. – Бюл. № 1.

3. Терещенко, Е.С. Повышение качества переходных процессов дизеля с газотурбинным наддувом применением системы управления турбокомпрессором [Текст] /Е.С. Терещенко // Перспективные направления развития науки. Сборник научных статей. – 2011. – № 1. – С. 27-31.

4. Циннер, К. Наддув двигателей внутреннего сгорания. Aufladung von Verbrennungsmotoren: Перевод с немецкого [Текст] / К. Циннер. – Л., Машиностроение, 1978. – 264 с.

5. Шароглазов, М.Ф. Двигатели внутреннего сгорания и расчёт процессов [Текст] / Б.А. Шароглазов, М.Ф. Фарофонтов, В.В. Клементьев. – Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2006. – 382 с.