Совершенствование характеристик форсированных среднеоборотных двигателей двойного назначения средствами топливоподачи и воздухоснабжения тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.02, доктор наук Рыжов Валерий Александрович

• Рыжов Валерий Александрович
• доктор наук
• 2018

Оглавление диссертации доктор наук Рыжов Валерий Александрович

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ДВОЙНОГО НАЗНАЧЕНИЯ

1.1. Основные направления развития двигателей двойного назначения

1.2.Научно-технические проблемы создания среднеоборотных высокофорсированных двигателей двойного назначения

1.3.Цель работы и задачи настоящего исследования

ГЛАВА 2. ОСОБЕННОСТИ МЕТОДОЛОГИИ КОНСТРУИРОВАНИЯ СРЕДНЕОБОРОТНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ДВОЙНОГО НАЗНАЧЕНИЯ В

СОВРЕМЕННЫХ УСЛОВИЯХ

2.1.Необходимые условия успешного выполнения проекта

2.2.Обеспечение систем менеджмента качества проекта

2.3.Комплексное использование компьютерных технологий при разработке и постановке двигателей на производстве

2.4.Типоразмерные ряды двигателей Коломенского завода,

критерии оценки двигателей

2.5.Основные этапы создания среднеоборотного двигателя двойного назначения. Порядок шагов при выполнении проекта

ГЛАВА 3. ОСОБЕННОСТИ МОДЕЛИРОВАНИЯ, РАСЧЕТА И

КОНСТРУИРОВАНИЯ ТОПЛИВНЫХ СИСТЕМ

3.1.Особенности моделирования и расчета топливных систем

3.2.Особенности конструирования топливных систем

З.З.Создание топливных систем для альтернативных топлив

ГЛАВА 4. АНАЛИЗ СИСТЕМ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ДВОЙНОГО НАЗНАЧЕНИЯ

4.1 Область рабочих режимов среднеоборотного двигателя двойного назначения

4.2 Варианты исследованных систем воздухоснабжения. Характеристики двигателя

4.3 Разработанный вариант управляемой регистровой системы воздухоснабжения. Результаты исследования

4.4 Особенности моделирования и расчета двухступенчатых систем турбонаддува перспективных модулей двигателей Д300 и

Д500

ГЛАВА 5. ОСОБЕННОСТИ МОДЕЛИРОВАНИЯ НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ ДЕТАЛЕЙ И РАСЧЕТОВ НА ПРОЧНОСТЬ

5.1 Иерархическая система моделей для оценки прочности деталей двигателя

5.2 Оценка прочностной надежности теплонапряженных деталей двигателя по критерию долговечности

ГЛАВА 6. ОСОБЕННОСТИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ

6.1 Особенности проектирования локомотивных двигателей

6.2 Особенности проектирования судовых среднеоборотных двигателей

6.3 Особенности конструирования среднеоборотных двигателей специального назначения

6.3.1 Особенности надежного запуска двигателя. Основные факторы влияющие на качество пуска

6.3.2 Результаты экспериментальных исследований пусковых

свойств дизель-генератора 22ДГ специального назначения

6.4 Выбор и обоснование браковочных показателей моторного масла

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Совершенствование характеристик форсированных среднеоборотных двигателей двойного назначения средствами топливоподачи и воздухоснабжения»

ВВЕДЕНИЕ

Понятие двигатели двойного назначения появилось относительно недавно с развитием проектирования на основе типоразмерных рядов.

Благодаря широкой унификации базовых узлов, составляющих силовую основу двигателя (цилиндро-поршневая группа, блок цилиндров, коленчатый вал и т.д.) стало возможным на одной и той же базе быстро компоновать силовые установки самого широкого назначения: локомотивные дизель-генераторы, дизель-генераторные установки для атомных станций, главные силовые установки для кораблей и подводных лодок Военно-морского флота и дизель-генераторные установки для объектов специального назначения (космодромы, базы воздушно-космических сил и т. д.).

Таким образом, двигатель двойного назначения - это силовой агрегат, созданный путем синтеза унифицированных силовых модулей типоразмерного ряда двигателей, удовлетворяющий требованиям как гражданских, так и военных объектов и изготавливаемый на одной технологической базе по унифицированным технологиям.

Специфика создания двигателей двойного назначения заключается в том, что при проектировании типоразмерного ряда головной образец создается по наиболее жестким требованиям, сформулированным путем прогноза развития силовых установок по уровню форсирования, ресурсных, экологических и ве-согабаритных показателей.

Таким образом, при создании агрегатов различного назначения силовая база двигателя остается постоянной, а необходимые характеристики обеспечиваются путем комбинации систем воздухоснабжения, топливной аппаратуры и ряда внешних периферийных узлов обеспечения в связи с чем тема диссертации актуальна.

Такой подход существенно сокращает сроки создания установок на базе двигателя, позволяет существенно повысить качество проектирования и изготовления.

Анализ установок для указанных объектов показывает, что для указанных выше объектов наиболее востребованы среднеоборотные дизели с частотой вращения от 750 до 1000 мин-1.

Научная новизна работы заключается в следующем.

1. Разработана методология создания современного форсированного СОД двойного назначения с учетом достигнутого уровня технологий, проектирования и производства сложной наукоемкой продукции энергомашиностроения.

2. Разработаны и реализованы методики выбора основных парметров системы топливоподачи форсированного СОД, обеспечивающие получение оптимальных характеристик впрыска, высокие экологические и экономические параметры двигателям.

3. Разработаны и экспериментально проверены различные варианты систем турбонаддува, в том числе с реализацией цикла Миллера применительно к высокофорсированным СОД двойного назначения.

4. Разработаны и экспериментально проверены способы обеспечения предельно возможных ограничительных характеристик высокофорсированных СОД главных силовых установок кораблей нового поколения классов «Корвет» и «Фрегат» проектов 20380 и 22350.

Практическая значимость работы состоит в том, что:

- разработанные методы и средства конструирования включены в систему автоматизированного проектирования КБ ОАО «Коломенский завод»;

- использование встроенных в системный ряд методик расчетов и алгоритмов проектирования позволило повысить качество проектов, сократить сроки проектирования и доводки модификаций двигателей в 2-3 раза, что существенно сокращает затраты при их постановке на производство;

- разработанные конструкторско-технологические мероприятия позволили улучшить характеристики ряда двигателей Д49, головных образцов двигателей новых рядов Д300 и Д500 и использованы в перспективном проектировании.

На защиту выносится: совокупность методов и средств совершенствования систем топливоподачи и воздухоснабжения обеспечивающих расширение границ применения двигателей двойного назначения типоразмерного ряда Д49, улучшение их характеристик и достижение характеристик высокого уровня головных образцов новых типоразмерных рядов Д300 и Д500.

Реализация результатов работы заключается в том, что разработанные методы и средства использованы ОАО «Коломенский завод» при разработке и постановке на производство следующих модификаций дизельных установок различного назначения: дизель-генератор 22ДГМ для спецобъекта; газодизель 1ГДГ(16ЧН26/26) для первого в России газотепловоза 2ТЭ116Г; дизель 12Д49М для Германских железных дорог; уникальный дизель-дизельный главный судовой комплекс 1ДДА12000 для корабля нового класса «Корвет» (проект 20380) удостоенный Премии Правительства Российской Федерации в области науки и техники; главный судовой дизель 10Д49 для корабля нового поколения «Фрегат» (проект22350); дизель- генератор нового поколения 21-26ДГ-01 с электронной системой топливоподачи для первого российского магистрального локомотива 2ТЭ25А с передачей переменно-переменного тока; дизель-генераторные установки 15-9ДГ для АЭС «Бушер» и «Белоярская»; главные силовые установки 28ДГ и 2-28ДГ для подводных лодок проектов 667 (Лада) и 955А (Борей) и др.

Апробация работы Основные положения диссертации обсуждены: на Всемирном конгрессе CI-MAC, (Хельсинки, 2016г.); на международной научно-технической конфе-ренмции «Трибология машиностроению» в институте им. А.А. Благонравова (Москва, 214г.); на Всероссийской научно-технической конференции «Актуальные проблемы морской энергетики» (С.Петербург, 2012г.); на международной конференции «Двигатель-2010, посвященной 180-летию МГТУ им. Н.Э.Баумана (Москва, 2010); на Международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы поршневых ДВС», посвященной 120-летию В.А.Ваншейдта (С.Петербург, 2010г.); на Международной конференции «Железнодорожное машиностроение. Перспективы, технологии, приоритеты» (Москва, 2007г.); на Международной научно-технической конференции «Дви-гатель-2007», посвященной 100-летию школы двигателестроения МГТУ им. Н.Э.Баумана (Москва-2007г.) и др.

Публикации: по теме диссертации написаны разделы в книге «Прочность теплонапряженных деталей среднеоборотных двигателей внутреннего сгорания» и энциклопедии «Машиностроение» том № 14 изданных в 2016 и 2013г. Опубликованы 147 научных трудов. В том числе 60 в журналах, включенных в перечень ВАК РФ, 7 работ на правах рукописи, 5 учебно-методических работ. Получено 43 патента на изобретения. Опубликовано 15 материалов научно-технических конференций.

Работа выполнена в Открытом Акционерном Обществе Холдинговая Компания «Коломенский завод» ( ОАО «Коломенский завод»).

ГЛАВА 1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ ФОРСИРОВАННЫХ СРЕДНЕОБОРОТНЫХ ДИЗЕЛЕЙ

1.1. Основные направления развития двигателей двойного назначения

Основными потребителями среднеоборотных форсированных двигателей (СОД) являются такие отрасли, как железнодорожный транспорт, военно-морской флот (ВМФ) и стационарные, либо модульно-блочные электростанции. Мощность двигателей локомотивов находится в диапазоне от 1000 кВт (маневровые локомотивы) до 4420 кВт (магистральные грузовые локомотивы). ВМФ применяет СОД главным образом на подводных лодках (мощность до 2000 кВт) и кораблях класса «Корвет» и «Фрегат» в составе дизель-дизельных, либо дизель-газотурбинных агрегатов (мощностью при работе на винт до 8000 кВт), либо вспомогательных дизель-генераторных установок мощностью до 1800 кВт. Как показала практика, для электростанций, кроме АЭС, наиболее эффективны дизели мощностью от 1000 до 2000 кВт. Для АЭС мощность дизелей, как правило, должна быть от 6200 до 7200 кВт.

Конкуренция производителей на мировом рынке, постоянно растущие требования потребителей и стандартов вынуждают разработчиков всего мира постоянно совершенствовать свою продукцию, благодаря чему в настоящее время ведущими фирмами достигнуты достаточно высокие показатели рабочего процесса двигателей. Так, в области среднего эффективного давления 16<Pme<27 бар, удельные расходы топлива по ISO 3046-1 составляют 185<b<195 г/(кВтч) при удельных средневзвешенных показателях эмиссии 7,2<eNOx<12; eCO<0,8 и 0,35<ecH<0,8 г/(кВтч); уровень дымности 0,5<г< 1,2 ед. Bosch; расходы масла от 0,5 до 0,7 г/(кВтч) час при его сроках службы от 2 до 3,5 тыс. ч.

Оценить ресурсные показатели весьма сложно из-за различных методик их оценки в международной практике и в существенном отличии в условиях эксплуатации и обслуживания. Так по данным MTZ Industrial по состоянию на 2011-2012 годы при средней наработке судовых дизелей в год до 6000 часов наработка на отказ колеблется в пределах от 2000 до 3000 часов. В США при-

нято оценивать ресурсные показатели по количеству выработанной энергии. Так по данным фирмы GE выработка в год 4800 МВт считается тяжелыми условиями эксплуатации, при которых ресурс работы двигателя GEVO (12ЧН25/32) до капитального ремонта ограничен выработкой 33500 МВт часов. В России, кроме ресурса, задают параметр потока отказов, который составляет 2-6 отказов на 4000 часов.

Анализ основных направлений развития среднеоборотных двигателей двойного назначения выполнен, главным образом, по результатам НИР ОАО «Коломенский завод» с учетом сведений материалов конгрессов С1МАС и диссертаций [1-13] выполненных в областях близких к настоящей работе.

Параметры современных среднеоборотных дизелей, выпускаемых крупными партиями, предоставлены в Таблице 1.1.

В связи с ограничением нагрузки на ось и габаритов локомотива, весога-баритные показатели двигателей локомотивов близкой форсировки отличаются незначительно. Улучшение тяговых характеристик достигается, главным образом, за счет форсирования двигателя по рабочему процессу, что в настоящее время требует решения сложного комплекса научно-технических задач, так как форсирование рабочего процесса сопровождается ухудшением экологических показателей (из-за роста максимальной температуры цикла), приемистости (из-за инерционности системы наддува) и параметров рабочего процесса на частичных режимах (из-за узкого диапазона оптимальных зон настройки топливной аппаратуры и агрегатов наддува).

Тенденции развития боевых кораблей и подводных лодок приводят к аналогичному результату из-за возрастающей энерговооруженности, ограничения объема машинных отделений и повышения скорости хода.

Таблица 1.1

Параметры современных среднеоборотных дизелей_

№ п/п Ед. Изм. Коломенский завол General Electric США General Motors США Caterpillar США MANB&W Ruston Германия Pielstick Франция

серия опытный.

1 Фирменная марка - Д49 12Д500 Gevo 16-710G3 3600 MAK282 RK270 RK 215 PA5-255

2 Обозначение по ГОСТ 4393 - ЧН26/26 ЧН26,5/31 ЧН25/32 ДН23/27,8 ЧН28/30 ЧН24/28 ЧН27/30,5 ЧН21,5/27 ЧН25,5/27

3 Отношение S/D - 1,00 1,17 1,28 1,21 1,07 1,17 1,13 1,26 1,06

4 Цилиндровая мощность кВт/ц 110-220 367 286 150-191 308 221 312 197 220

5 Агрегатная мощность двигателя с числом цилиндров 8 кВт 1765 - - - 2460L - 2500L 1580 1760 L

12 2650 4412 3440 - 3700 2650 3750 2370 2640

16 2944 - - 3063 4920 - 5000 3160 3520

20 4412 - - - - - 6250 - -

6 Частота вращения номин. мин-1 1000 1000 1050 900 1000 1000 1000 1000 1000

7 Средняя скорость поршня мс-1 8,7 10,5 11,2 8,4 10,0 9,3 10,2 9,2 9,0

8 Частота вращения миним. мин-1 350 300 350 - 350 - - - -

9 Среднее эффект. давление МПа 1,96 2,70 2,08 1,11 2,04 2,14 2,19 2,46 1,95

10 Макс. давление сгорания МПа 14,0 20,0 19,0 13,3 15,2 14,5 23,8 - 14,6

11 Степень сжатия - 13,5 15,5 15,5 16,1 13,0 11,8 12,8 - 12,5

12 Удельный расход топлива г/(кВтч) 198 195 200 201 200 202 207 - 208

13 Удельный расход масла г/(кВтч) 0,9 0,5 0,6 1,2 0,95 1,4-2,0 - - 0,9

14 Масса дизеля с числом цилиндров 8 т 12,8 - - - 19,0 - 17,5 9,0 13,5

12 17,4 22,0 19,2 - 25,14 12,0 22,0 12,1 17,0

16 20,0 - - 18,0 29,95 - 27,0 14,6 22,2

20 27,5 - - - - 33,0 - -

15 Удельная масса дизеля с числом цилиндров 8 кг/кВт 7,5 - - 7,72 - 7,00 5,70 7,67

12 5,67 5,00 5,58 6,80 4,53 5,87 5,11 6,44

16 6,79 - - 5,88 6,09 - 5,40 4,62 6,31

20 6,23 - - - - - 5,28 - 6,26

16 Габариты L•B•H дизелей с числом цилиндров 8 м 3,36-1,672,42 - - - 4,83-1,752,63 - 4,59-1,32,48 2,64-1,712,24 4,4-1,312,44

12 3,92-1,752,84 4,9-2,0-2,7 4,98-1,702,61 - 4,56-1,713,23 4,00-1,842,47 4,28-1,832,656 3,32-1,712,84 4,06-1,982,62

16 4,71-1,923,06 - - 5,48-1,713,23 - 5,08-1,832,82 4,03-1,712,84 5,14-2,072,87

20 6,27-2,233,06 - - - - 5,97-1,942,87 - -

17 Ресурс до переборки час 16000 20000 - - - - - - -

18 Ресурс до капитал ремонта час 60000 60000 - 45000 - - - - -

Продолжение таблицы 1.1

№ п/п Ед. Изм. Китай Quishuyan Dailan General Motors США ABC Англия Бельгия MANB&W Ruston Германия MTU Германия Wartsila Финляндия Caterpillar США

1 Фирменная марка - V265H DZC RK280 8000 W26X 3516B

2 Обозначение по ГОСТ 4393 - ЧН28/28,5 ЧН24/27,5 ЧН28/32 ЧН26,5/30 ЧН25,6/30 ЧН28/33 ЧН26,5/31,5 ЧН26/32 ЧН17/19

3 Отношение S/D - 1,02 1,15 1,25 1,13 1,21 1,18 1,19 1,23 1,12

4 Цилиндровая мощность кВт/ц 230 276 370 287 221 450 410-450 400 123

5 Агрегатная мощность двигателя с числом цилиндров 8 кВт - - - - - - - - -

12 - 3310 4440 - 2650 5400 - 4800 -

16 3676 - - 4600 3536 7200 - 6400 1975

20 - - - - - 9000 8200-9000 - -

6 Частота вращения номин. мин-1 1000 1000 1000 1000 1000 1000 1150 1000 1800

7 Средняя скорость поршня мс-1 - - - 10,0 10,3 11,0 12,08 10,7 11,14

8 Частота вращения миним. мин-1 - - - - - - - - -

9 Среднее эффект.давление МПа - - - 2,65 1,695 2,65 2,52-2,76 2,88 1,95

10 Макс. давление сгорания МПа 15,5 16,4 18,0 - - - - - -

11 Степень сжатия - - - - 15,4 12,1 - 16,2 - -

12 Удельный расход топлива г/(кВтч) 210 205 205 - - - 199 - 210

13 Удельный расход масла г/(кВтч) - - - - - - 0,6 - 1,0

14 Масса дизеля с числом цилиндров 8 т - - - - - - - - -

12 - - - - - 30,6 - 29,1 -

16 - - - 24,0 - 37,0 - 33,7 7,64

20 - - - - - 46,0 43,0 - -

15 Удельная масса дизеля с числом цилиндров 8 кг/кВт - - - - - - - - -

12 - - - - - 5,56 - 6,06 -

16 - - - 5,22 - 5,14 - 5,27 3,87

20 - - - - - 5,11 4,778 - -

16 Габариты L*B*H дизелей с числом цилиндров 8 м - - - - - - - - -

12 - - - 5,23-1,742,63 4,18-1,652,5 5,49-2,103,18 - 5,49-2,713,31 -

16 - - - - 4,94-1,652,50 6,41 2,1 • 3,18 - 6,33-2,713,31 3,37-1,71,72

20 - - - - - 7,33-2,13,18 7,44-2,193,45 - -

17 Ресурс до переборки час - - - - - - - - -

18 Ресурс до капитал.рем. час - - - - - - - - -

IO

Анализ современных направлений развития среднеоборотных локомотивных двигателей позволяет предположить, что в ближайшие годы следует ожидать снижения расхода топлива по ISO 3046-1 до (180-190) г/(кВтч), масла до 0,4 г/(кВтч), увеличения срока службы до выемки поршней до (20-30) тыс.часов. Уровень эмиссии будет понижен до ем0х<6 г/(кВтч) (при применении внешних систем очистки <6 г/(кВтч)), еСО<(0,5-1,5) г/(кВтч), еСН<0,5 г/(кВтч) и выброса твердых частиц <0,02 г/(кВтч).

По данным конгресса CIMAC, комбинированные поршневые двигатели с шатунным механизмом в ближайшие двадцать лет будут еще актуальны. На основании результатов исследований, проведенных на ОАО «Коломенский завод» и анализа зарубежных материалов основные направления совершенствования таких двигателей представляются следующими.

В связи с ростом агрегатных мощностей, при одновременном условии снижения металлоемкости и себестоимости, ужесточения конкуренции на рынке, а также более жесткими требованиями потребителей и международных стандартов, главным направлением следует считать совершенствование рабочего процесса с целью снижения расходов топлива, эмиссии выхлопных газов, улучшения приемистости и, в некоторых случаях, создания возможности использования альтернативных видов топлив. Наиболее сложная задача - одновременное снижение расхода топлива и эмиссии, поскольку факторы, положительно влияющие на оба процесса, часто оказываются взаимоисключающими при их одновременной реализации. Набор факторов, оказывающих эффективное воздействие на рабочий процесс достаточно хорошо известен, поэтому задача оптимизации сводится к выбору их такого сочетания, которое в совокупности обеспечивает решение поставленной задачи.

К мероприятиям по снижению расхода топлива следует отнести оптимизацию использования воздушного заряда в камере сгорания путем его турбули-зации с одновременной корректировкой формы камеры, увеличение максимального давления цикла до (200-220) бар, организацию процесса при Pz=const, оптимизацию процесса смесеобразования путем гибкого управления парамет-

рами топливоподачи и воздухоснабжения. Решение последней задачи возможно только с внедрением электронных систем топливоподачи импульсного действия, либо типа Common Rail, одновременно с использованием прогрессивных схем систем воздухоснабжения (например электрического инверторного привода ротора турбокомпрессора, рекуперативной , регистровой систем, либо систем двухступенчатого наддува с промежуточным охлаждением воздуха).

Эти два направления представляют особый интерес, поскольку при неизбежном росте форсирования двигателя могут обеспечить улучшение характеристик практически во всем спектре работы локомотива. Эффективным мероприятием является также внедрение управляемых фаз газораспределения.

Следует заметить, что повышение давления в цилиндре целесообразно только при умеренных значениях степени повышения давления. Это достигается увеличением степени сжатия, давления наддува и давления впрыска. В противном случае можно получить ухудшение индикаторного КПД.

Весьма эффективными мероприятиями, снижающими расход топлива, являются снижение механических потерь в двигателе за счет оптимизации газовыпускных и впускных трактов (снижение насосных потерь), снижения потерь на трение за счет уменьшения числа поршневых колец, снижения потерь на привод вспомогательных агрегатов, использования специальных жидкокристаллических присадок к маслу, улучшения качества масла и повышения КПД агрегатов турбонаддува до (0,67-0,70) в широкой области рабочих режимов.

В связи с существенным ужесточением норм эмиссии и норм по выбросу твердых частиц, особый интерес представляют специальные мероприятия, такие как прямой впрыск воды, впрыск воды за компрессор, использование водо-топливных эмульсий (ВТЭ), многофазный впрыск топлива, цикл Миллера в сочетании с повышением давления наддува и управляемыми фазами газораспределения (возможно с силовой турбиной), а так же использование альтернативных топлив и, в первую очередь, газов, биотоплив и диметилового эфира. Использование водорода маловероятно из-за больших технических трудностей его хранения, а также опасности насыщения водородом высоконагруженных дета-

лей КС. Эффективным является перепуск газов на всасывание либо организация, так называемой, внутренней рециркуляции за счет специальной настройки фаз газораспределения. Для снижения выбросов углеводородов, дымности и твердых частиц следует максимально ограничить расход картерных газов, использовать масляные ловушки в системах вентиляции картера, либо применять автономные системы вентиляции.

В последние годы активно ведутся работы по созданию надежных нейтрализаторов выхлопных газов. Наиболее перспективой, по-видимому, можно считать комбинированную схему (технологии DOC, DPF, SCR), однако в ряде случаев ее внедрение весьма проблематично из-за ограничений места и веса. В ближайшие годы нормы эмиссии будут обеспечены за счет реализации резервов рабочего процесса в цилиндре, однако к 2018-2020 годам наличие нейтрализаторов станет обязательным.

В последние годы отчетливо прослеживается тенденция к увеличению длины хода поршня.

Анализ возможностей дальнейшего развития тепловозных дизелей типа Д49, проведенный в свете вышеописанных новых требований рынка, показал, что при заданных ограничениях массы и габаритов двигателя по условиям постройки локомотивов России, ход поршня дизеля D49 можно было бы увеличить на 15%. Сравнительные расчетно-аналитические исследования, а так же анализ вариантов, связанных с этим изменением конструкции базовых узлов, показали ,что форсирование рабочего процесса двигателя ЧН26/26 только по максимальному давлению сгорания до 180 бар обеспечит снижение расхода топлива на 2 г/(кВт ч). Внедрение управляемых систем топливоподачи и наддува позволит снизить расход топлива еще на (2-4) г/(кВт ч). Те же мероприятия с увеличенным ходом поршня могут дать дополнительно не более (2-3) г/(кВтч)/

Увеличение соотношения S/D следует рассматривать только при создании нового двигателя с учетом возрастающей при этом скорости поршня, которую не желательно превышать10,5 м/с из-за возрастающих механических потерь и интенсивности износа цилиндро-поршневой группы.

Кроме этого значительный экономический эффект можно получить не только от экономии топлива. Увеличение ресурсных показателей позволит существенно снизить затраты на обслуживание, а, в перспективе, использование средств диагностики позволит перейти от плановых ремонтов к ремонтам по фактическому состоянию, что так же обеспечит снижение эксплуатационных расходов.

Что касается увеличения ресурсных показателей, то они существенно увеличены уже сегодня. Например, применение моторного масла группы D и присадок типа "ИНКОРТ" к воде увеличивают пробег локомотива до выемки поршней с 300 до (500-600) тыс.км. При этом срок службы масла достигает 4000 часов. Необходима разработка эффективных критериев или браковочных показателей срока службы масла. Особенно эффективны эти мероприятия в сочетании с применением самоочищающихся фильтров масла, обеспечивающих его лучшую тонкость очистки и деаэрацию. Опыт эксплуатации дизелей с германскими самоочищающимися фильтрами «Бол-Кирх» показал отличный результат. Дальнейшее улучшение ресурсных показателей может быть достигнуто повышением несущей способности коренных и шатунных подшипников путем использования новых материалов (подшипники типа TIAN, Sputter, Rilenlager), повышением качества изготовления и оптимизацией конструкции базовых деталей, применением материалов с улучшенными характеристиками. Например, применение чугуна ВПЧ с азотированием для втулок цилиндров с одновременным специальным формированием микроструктуры рабочей поверхности, методом плоско-вершинного хонингования, специальные покрытия поршневых колец, применение крышек цилиндров с охлаждаемыми седлами, использование принудительного проворота клапанов и т.д. Многие из этих мероприятий уже проверены на машинах Д49 и внедряются в производство.

Мероприятия по повышению ресурса в большинстве случаев одновременно позволяют снизить расход масла. В качестве специальных мероприятий по снижению расхода масла следует отметить применение поршней повышенной газоплотности за счет сочетания тронков и головки поршня специальной

конструкции с кольцами, имеющими заданную эпюру радиального давления и специальное покрытие рабочей поверхности. Весьма эффективным мероприятием, внедренным на машинах Д49, является оптимизация конструкции газового стыка и монтажных нагрузок при его формировании с целью исключения возможной овализации втулки. Хотелось бы заметить, что ресурсные показатели могут быть существенно ухудшены в погоне за низкими расходами масла, поэтому мероприятия по снижению расхода масла и увеличению ресурсных показателей должны быть четко увязаны как между собой, с сортом масла и со спектром режимов работы.

Ужесточение показателей эмиссии, дымности и твердых частиц осложнили решение задачи по обеспечению темпа приема нагрузки двигателем. Приемлемым темпом следует считать набор мощности не менее чем 100 кВт/с. Для обеспечения такого темпа, с учетом вышеупомянутых требований, необходимо жесткое согласование параметров топливоподачи и воздухоснабжения в процессе приема нагрузки. Очевидно, что для этого требуется, в первую очередь, малоинерционный агрегат наддува и многофункциональная электронная система управления двигателем, одна из функций которой должна обеспечивать согласованную с воздухом подачу топлива. Решение этой задачи, как отмечено выше, в основном определяется созданием управляемых систем воздухоснаб-жения и топливоподачи, над которыми ведется интенсивная работа.

Для двигателей специального назначения, например в аварийных дизель-генераторных установках, требуется обеспечить приемистость до 250 кВт/с и более, что так же требует разработки мероприятий по совершенствованию топ-ливоподачи и воздухоснабжения.

Для тепловозных двигателей очень важна возможность снижения отводов тепла в системы охлаждения.

Уменьшение теплоотводов может несколько повысить в целом КПД установки, снизить вес вспомогательного оборудования. Приемлемой величиной удельного тепловыделения современного двигателя следует считать 0,65 кВт/кВт (на полной мощности), что может быть обеспечено введением вы-

сокотемпературного охлаждения в горячем контуре (по воде) и холодном контуре (по маслу). Введение высокотемпературного охлаждения в первом случае проблем не вызывает, однако во втором случае весьма проблематично. Увеличение температуры масла свыше 90°С требует резкого повышения качества масла, отработки его браковочных параметров и улучшения поверхностей трения из-за снижения толщины масляного клина в шатунных и коренных подшипниках, что приводит к уменьшению их несущей способности, поэтому увеличение температуры масла однозначно требует коренного изменения конструкции несущего покрытия подшипников, т.е. переход на подшипники нового поколения, например типа Sputter.

Обобщенные прогнозные показатели перспективного среднеоборотного двигателя представлены в Таблице 1.2.

Таблица 1.2

Показатель Перспективные современные * конструкции Опытный двигатель 12ЛДГ500 ** 12ЧН26,5/31 Прогнозируемые показатели к 2018-2020г.

Агрегатная мощность, кВт (л.с.)

Локомотивный 4412 (6000) 4412 (6000) 4412 (6000)

Судовой (ВМФ) 7200 (9792) 7352 (10000) 7352(10000)

Атомная станция 6200 (8432) 6200 (8432) 6200 (8432)

Частота вращения, мин-1 900-1000 900-1000 900-1000

Степень форсирования по рабочему процессу, МПа 2,08-2,65 2,58 2,70-3,00

Удельный расход топлива по 185-191 184-185 184-185

ISO 3046-1, г/(кВтч) 195-198(1) - -

200-203(2) 199-202(2) 199-202(2)

Удельный расход масла на

угар, г/(кВтч) 0,45-0,60 0,35-0,40 0,35-0,40

Удельная масса, г/кВт 5,20-5,95 5,00-5,50 5,00-5,50

Ресурс до капитального ре-

монта, тыс. часов 24-50 60 60

*средние показатели по фирмам GE, GM, MAN, Wartsila, Deutz, Mr ги.

(1)- экологические показатели по UIC 624 II

(2)- экологические показатели по директиве EC 2004/26/EG.

** ОАО "Коломенский завод".

Большое влияние на эксплуатационные расходы оказывает качество при-

меняемых горюче-смазочных материалов (ГСМ). Очевидно, что с ростом фор-

сирования дизельных двигателей это влияние будет усиливаться, поэтому наряду с совершенствованием конструкции немало важными являются вопросы трибологии и качества топлива. Самое большое количество ГСМ в России потребляет железнодорожный транспорт, где затраты на них составляют едва ли не самый большой объем в общей доле затрат [13].

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Рыжов Валерий Александрович, 2018 год

- - „

.. _______ .............

/ / У \

....... / У я \

----т---- _ :: _ ........... / / у/ / Тепловозная

—.....— / характерстика

7

/

К-Иг

.............. Г......

КПД

0,76 0,74 0,72 0,7 0,68 0,66 0,64 0,62 0,6 0,58 0,56 0,54

300

; ! ' _____

Автоматическое управление УТС ......... V-

м

1 ,2

/

„

_ АЛ ><5

_________ ________

--------------

! 220 210 200

400 500

600

700

800

п, об/мин

500

600

700

300 п, об/мин

Рисунок 4.18. Характеристики двигателя 12ЛДГ500 (12ЧН26,5/31) с управляемой системой турбонаддува типа VTG

Система с двумя параллельно работающими турбокомпрессорами, один из которых отключается при п <600 мин-1, не обеспечивает высоких Рте в зоне (600^800) мин-1 и сложна по компоновке и управлению. Турбокомпрессоры, рассчитанные на половинный расход воздуха, будут иметь несколько сниженный КПД по сравнению с турбокомпрессором, спроектированным на полный расход топлива.

В результате комплекса НИР установлено, что эти недостатки могут быть устранены путем разной настройки двух ТК. (Установка ТК разной производительности с высоким КПД до 0,68 и введением комплекса управляющих элементов, а так же использованием перепуска воздуха и ОГ).

4.3 Разработанный вариант управляемой регистровой системы воз-духоснабжения. Результаты исследования

Схема разработанной системы турбонаддува для двигателя 10Д49 (16ЧН26/26) мощностью 3823 кВт (5200 л.с.) представлена на Рис.4.19. Одновременно проведена модернизация конструкции, позволившая существенно

улучшить рабочий процесс за счет повышения максимального давления сгорания до 16,5 МПа и давления впрыскивания до 180 МПа.

Воздух ип топит поборота колеистого бала

трубопроводы дизеля;

связь датчиков с блоками управления;

связь блоков управления с исполнительными механизмами

1-дизель; 2-выпускной коллектор ряда А; 3- выпускной коллектор ряда Б; 4- трубопровод перепуска газов между выпускными коллекторами; 5- турбина турбокомпрессора ряда А; 6- компрессор турбокомпрессора ряда А; 7- турбина турбокомпрессора ряда Б; 8- компрессор турбокомпрессора ряда Б;9-воздушная заслонка ряда А; 10-воздушная заслонка ряда Б; 11-газовая заслонка ряда Б; 12-исполнительный механизм заслонок; 13-воздушная заслонка перепуска; 14-газовая заслонка перепуска; 15-антипомпажный клапан; 16-охладитель воздушный; 17-датчик частоты вращения коленчатого вала дизеля; 18- датчик давления газов перед турбокомпрессором ряда А; 19-датчик давления воздуха в ресивере дизеля; 20-датчик частоты вращения ротора турбокомпрессора; БУ УРН-01-блок управления системы управления регистровым турбонаддувом; БУ СУТН-блок управления системы управляемого турбонаддува; РВ-распределитель воздушный; п-показатель частоты вращения дизеля; пткА(Б)-показатель частоты вращения турбокомпрессора ряда А (Б); Р^-давление воздуха в ресивере дизеля; РгА-давление газов перед турбокомпрессором ряда А. Поз. 18 и 19 смонтированы в БУ СУТН.

Рис. 4.19. Схема управляемой системы регистрового наддува двигателя 10Д49 (16ЧН26/26)

Для реализации области работы в диапазоне малых оборотов двигателя применены турбокомпрессоры серии ТРS57 фирмы «АВВ», система управления регистровым наддувом и система управления на базе комбинированной системы перепуска воздуха и газов. Кроме того, выполнена специальная настройка проточной части турбокомпрессоров по ряду А и ряду В цилиндров и уменьшен диаметр выпускных коллекторов на дизеле.

Турбокомпрессоры ТРS57 с осерадиальной турбиной обеспечивают степень повышения давления в компрессоре до (4-4,5) и КПД на уровне (66-70)%. Коломенский завод имеет положительный опыт их применения на целом ряде модификаций Д49.

Система позволяет поднять давление наддува в диапазоне (0,5-0,75)пном за счет отключения одного из турбокомпрессоров, и таким образом, расширить область работы по ограничительной характеристике [96,99]. Однако проблематичной остается зона в области работы в момент подключения второго турбокомпрессора, при п=0,75пном, и при работе с одним турбокомпрессором в диапазоне низких оборотов двигателя (0,3-0,5) пном. В этих зонах ухудшаются переходные процессы, и, как следствие, происходит повышенный выброс дыма, а также снижаются динамические показатели двигателя. Пиковые значения уровня дымности ББК могут достигать (60-90)% и зависят от темпа набора мощности дизелем.

Повышение гибкости управления достигается за счет комбинированной системы, установленной на неотключаемом турбокомпрессоре ряда А. Перепуск сжатого воздуха из компрессора на вход в турбину ведет к увеличению оборотов Птк и соответствующему росту давления наддува, а также позволяет снять ограничение по «помпажу» компрессора в момент подключения второго турбокомпрессора. С другой стороны, перепуск газов минуя турбину снижает обороты Пк и давление наддува, что позволяет снять ограничение по давлению сгорания и оборотам Пк, на установившихся режимах, близких к полной мощности.

На стенде ОАО «Коломенский завод» проведены специальные испытания с целью проверки эффективности принятых решений с двумя типами турбин (1-6ТК9 и ТР857-Б33). Анализ результатов показал, что по сравнению с исходной комплектацией дизеля турбокомпрессоры ТРS57-F33 обеспечивают более высокие значения коэффициента избытка воздуха, прежде всего в области работы с одним турбокомпрессором.

При работе на установившихся режимах винтовой характеристики значения а изменяются от 1,7 до 2,0. При этом уровень дымности не превышает 1,0 FSN. В момент подключения второго турбокомпрессора уровень дымности не более 1,4 Б8М

Работа по швартовной и винтовой характеристикам в зоне малых оборотов происходит со снижением коэффициента избытка воздуха, просадкой оборотов и повышенным дымлением. Поэтому были исследованы основные способы повышения давления наддува и улучшения переходных процессов в диапазоне оборотов двигателя (0,3-0,5)пном.

Для снятия ограничения по просадке оборотов и оптимизации переходных процессов использован подвод дополнительной энергии на колесо турбины с помощью дополнительной камеры сгорания (с плазменным зажиганием), установленной на входе в патрубок турбины неотключаемого турбокомпрессора. Ранее на ОАО «Коломенский завод» были разработаны и исследованы различные способы подвода энергии, в том числе подкрутка ротора обратимой электрической машиной [96,97], подача сжатого воздуха в наддувочный ресивер и на колесо турбины, а также подача нагретых газов на турбину. Несмотря на ряд проблем, связанных с управлением и надежностью работы, наиболее эффективно применение системы подкрутки турбины с помощью плазменной гарелки, когда струя газов с высокой температурой смешивается с отработавшими газами дизеля и подается на вход турбины.

Базовый комплект системы подкрутки включает горелочное устройство с тепловой мощностью до 200 кВт, систему подачи топлива и сжатого воздуха, блок питания и автоматики, систему управления. Испытания проводили на режимах при последовательной работе дизеля с одним и двумя турбокомпрессорами.

При имитации подключения дизеля к редуктору (работа с одним турбокомпрессором) применение системы газодинамической подкрутки дает положительный эффект в снижении просадки оборотов на 10% и сокращает длительность переходного процесса. Уровень дымности FSN при этом снижается на 20%, а время дымления сокращается на 5,5 с.

При разгоне дизеля по винтовой характеристике применение подкрутки эффективно в момент подключения второго турбокомпрессора. Прирост оборотов неотключаемого турбокомпрессора составляет до (3000-3500) мин-1, что способствует росту давления наддува и ускоряет процесс подключения второго турбокомпрессора. В итоге уменьшается просадка оборотов двигателя и дым-ность отработавших газов, соответственно на 40 и 15%.

Необходимо отметить, что данная система требует тщательной доводки в связи со сложностью настройки и управления, обеспечения надежности работы. Использование системы связано с дополнительным расходом топлива и сжатого воздуха.

Таким образом, рассмотрены три проблемные зоны в области работы дизеля: низких, средних и высоких оборотов, для которых отработаны мероприятия по улучшению системы воздухоснабжения.

Анализ уровня дымности по нагрузочным характеристикам позволяет выбрать вариант с коррекцией подачи топлива в зависимости от давления наддува на развиваемых дизелем мощностях.

Важную роль играет и качество системы управления, которая должна обеспечивать оптимальное давление наддува в зависимости от цикловой подачи топлива на всех режимах. Быстродействие системы должно быть соизмеримо с быстродействием системы регулирования дизеля.

В период испытаний выполнена оценка динамических характеристик дизеля в комплектации гидромеханическим регулятором частоты вращения и электронными регуляторами отечественного и зарубежного производства, уточнена характеристика ограничения подачи топлива по давлению наддува.

Критериями качества переходных режимов при набросах нагрузки была длительность переходного процесса и минимально возможная дымность на выпуске, которая оценивалась с помощью приборов оптического и фильтрационного типов, а так же посредством фото-киносъемки. Для измерения дымности разработано программное обеспечение, позволяющее вести запись процесса в режиме реального времени.

Выброс оксида углерода и дыма (сажи) связан с качеством смесеобразования и полнотой сгорания, а дыма - еще и со своевременностью сгорания [98]. Значительного улучшения переходных процессов можно добиться за счет оптимизации топливной аппаратуры, с учетом роста периода задержки воспламенения, особенно в первой половине переходного процесса. Решение задачи возможно только с внедрением электронных систем топливоподачи импульсного действия, либо типа СоттопКай. Большое влияние на процесс сгорания оказывает максимальное давление цикла, которое увеличено до 17 МПа, а в перспективе для новых модификаций до 20 МПа и более. Внешние характеристики двигателя 10Д49(16ЧН26/26) представлены на Рис.4.20.

Испытания проведены в двух вариантах компоновки с 1 -6ТК9 Коломенского завода и TPS57-F33 фирмы АВВ. На графиках п; Тg1; !в; Рmax; птк означают ограничения по оборотам, температуре ОГ перед ТК; току возбуждения генератора; максимальному давлению сгорания и оборотам турбокомпрессоров соответственно.

Результаты испытаний предложенной системы показаны на Рис.4.21-4.26. Система защищена патентом [87]. На рисунках введены обозначения: Рву-мощность на клеммах выпрямительной установки; Ре- эффективная мощность двигателя; Ь- удельный эффективный расход топлива; а- суммарный коэффициент избытка воздуха; FSN- дымовое число, N дымность выпускных газов

измеренная оптическим методом; ^тк- КПД турбокомпрессоров, Pint и Pg1 - давление наддувочного воздуха и газов давление перед ТК; Gair- расход воздуха, Нр- выдвижение рейки топливного насоса; 1,2,3,4,5- соответственно нижняя ограничительная, номинальная винтовая, швартовная, заданная верхняя ограничительная и ограничительная обеспеченная после проведения НИР характеристики.

4800 4400 4000 3600 3200 2800

н

m

^

ф

о- 2400

л

ё о

X

f 2000 1600 1200 800 400 О

300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 Обороты двигателя п, мин"1

Рис. 4.20. Область режимов работы двигателя 10Д49 с учетом предельных ограничительных характеристик

Рис. 4.21. Влияние воздухоснабжения на экономичность и дымность на режимах винтовой характеристики (регистровый наддув).

Рис. 4.22. Параметры воздухоснабжения на режимах винтовой характеристики

(регистровый наддув)

О 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240

Время t, с

Рис. 4.23. Наброс нагрузки по винтовой характеристике (последовательная работа с одним и двумя ТК).

Рис. 4.24. Наброс нагрузки по нагрузочной характеристике при п=550 мин-1

(работа с одним ТК).

Рис. 4.25. Влияние газодинамической подкрутки турбины на дымность.

Нагружение по нагрузочной характеристике (п=560 мин-1) с одним ТК

Рис. 4.26. Влияние конструкции сопловых наконечников форсунок

на дымность

Система турбонаддува с силовой турбиной имеет наилучшие экономические показатели, особенно в зоне п=(650^850) мин-1. Охватываемая область работы близка к наиболее полной. Однако, система усложнена наличием механической связи силовой турбины с коленчатым валом. Испытания системы с силовой турбиной были проведены и показали улучшение экономичности. Однако следует заметить, что КПД ТК было (0,58-0,6), а современные ТК обеспечивают КПД до 0,7 в связи с чем, из-за очень высокой сложности такие системы практически не применяют. Кроме того, они существенно проигрывают регистровым системам в зоне нагрузок до 50%.

Система с регулируемым регенеративным перепуском части воздуха в турбину относительно проста по отношению к регистровой и силовой турбиной. Однако как, показали испытания, на двигателе 10Д49 она обеспечивает хорошие показатели на режимах более 50% в связи, с чем может быть применена только в тех вариантах, когда требуется повышенная эффективность именно в

этой зоне. Например, для судовых двигателей с ВРШ. Результаты эксплуатации дизель-генераторных установок с утилизационными котлами показали, что эффективность утилизаторов снижается из-за их засорения продуктами ОГ, что требует их частой замены.

Если принять во внимание серьезное ужесточение норм эмиссии вредных выбросов, то в целях достижения компромиссного решения между способами обеспечения экологических и экономических показателей, которое требует новых качественных решений по воздухоснабжению топливоподаче и управлению процессами, а также и существенное улучшение характеристик турбоагрегатов современных конструкций, следует отдать предпочтение в основном двум типам систем воздухоснабжения:

- управляемой системе со свободным одним или двумя ТК для локомотивных дизель-генераторных установок, малой энергетики и АЭС;

- регистровой управляемой системе в одно либо двухступенчатом варианте для судовых установок.

Следует так же отметить, что системы воздухоснабжения необходимо рассматривать в совокупности с системами топливоподачи, рядом конструктивных особенностей камер сгорания двигателей и систем управления.

4.4. Особенности моделирования и расчета двухступенчатых систем тубронаддува перспективных моделей двигателей Д300 и Д500

Наиболее сложной задачей при создании двигателя двойного назначения является поиск и реализация способов организации рабочего процесса удовлетворяющего требованиям экономичности при экологических показателях в пределах установленных норм. Одно из таких решений -применение цикла Миллера, который требует высоких давлений наддува, что, в свою очередь, наиболее эффективно обеспечивают двухступенчатые системы воздухоснабжения.

Анализ типов систем турбонаддува показал, что системы воздухос-набжения с двухступенчатым наддувом обладают большими возможностями [64-74]

В настоящей работе представлены результаты расчетных исследований по определению влияния параметров 2-х ступенчатого турбонаддува и глубины цикла Миллера для головного образца нового типоразмерного ряда Д500 (ЧН26,5/31) на эмиссию NOx. . Выбраны оптимальные регулировки для обеспечения требуемых норм выбросов и экономичности дизеля.

По результатам расчетных исследований определены типоразмеры турбокомпрессоров и выполнены компоновки систем двухступенчатого наддува нового дизеля 12Д500 мощностью 4420 кВт при частоте вращения 1000 об/мин с разработкой 3D-моделей отличительных деталей и узлов.

Определение оптимального пакета основных параметров и настроек дизеля проведено с использованием программного комплекса «Дизель-РК».

Согласно требованию ГОСТ 31967-2012 «Выбросы вредных веществ с отработавшими газами», начиная с 2021 г., вредные выбросы для тепловозных дизелей и среднеоборотных судовых дизелей не должны превышать 7,4 г/(кВтч) и 8,98 г/(кВтч) соответственно.

В Соединенных Штатах в перспективе должны обеспечить существенное снижение вредных выбросов. Относительно действующих пределов выбросы частиц магистральных тепловозов должны быть снижены на 90%, а выбросы NOx на 77%. Законодательством Евросоюза также предусмотрено снижение предела выбросов NOx (на 50%, Stage III B), который составит 4 г/(кВт ч). Нормы Tier 3 в Соединенных Штатах не предусматривают снижения выбросов NOx, но в соответствии с нормами Tier 4 их существенное снижение (до 1,7 г/(кВт ч)) должно было произойти в 2017 году. IMO разработала документ MARPOL 73/78 Annex VI, включивший первые нормы вредных выбросов судами. Документ MARPOL 73/78 AnnexVI вступил в силу в 2005 году и касается дизельных двигателей мощностью от 130 кВт, установленных на судах, построенных в период с 1 января 2000 года. Приложение AnnexVI устанавливает пре-

делы выбросов судами окислов азота, окислов серы и летучих органических соединений. Предел выбросов окислов азота определен как зависящий от частоты вращения коленчатого вала двигателя. IMO разработала первые подробные правила (NOx Technical Code), регулирующие применение норм выбросов NOx (Tier 1). С целью дальнейшего снижения вредных выбросов судами MARPOL 73/78 Annex VI и Technical Code были пересмотрены. В октябре 2008 года были приняты нормы IMO Tier 2 и IMO Tier 3. Нормы IMO Tier 2 по выбросам NOx вступили в силу в 2011 году и будут действовать повсеместно для новых судовых дизельных двигателей мощностью от 130 кВт. Нормы IMO Tier 3 по выбросам NOx вступили в силу 1 января 2016 года, но будут действовать только в обозначенных зонах и касаться дизельных двигателей мощностью от 600 кВт и судов с главными двигателями, цилиндровая мощность которых превышает 30 кВт/цил. Нормы IMO Tier 2 по выбросам NOx будут действовать вне зон, предусмотренных нормами IMO Tier 3. В соответствии с нормами IMO Tier 3 предел NOx будет снижен на 80% по сравнению с действующими сегодня нормами IMO Tier 1. Пределы эмиссии NOx (нормы IMO Tier 1, IMO Tier 2 и IMO Tier 3) представлены на Рис. 4.27.

18.0

16.0

н Втк( 14.0

/( 12.0

г

10.0

O

N 8.0

я и 6.0

с

с и 4.0

м

2.0

0.0

0

rl -Тег 2 -TicrS

500 1000 1500 2000

обороты двигателя, об/мин

Рис. 4.27. Пределы эмиссии NOx, установленные IMO

По способам реализации и применяемым средствам, технологии снижения эмиссии NOx можно разделить на 2 категории: «внешние» и «внутренние». «Внешние» мероприятия снижают уровень окислов азота в выпускных газах каталитическим способом, а «внутренние» - уменьшают образование NOx в процессе сгорания.

Из-за того, что «внутренние» мероприятия имеют ограниченные возможности снижения эмиссии NOx, а нормы IMO Tier 3 содержат жесткие пределы по NOx, может потребоваться комбинированное применение нескольких «внутренних» мероприятий.

Системы избирательного каталитического поглощения (SCR) используют аммиак (NH3) для снижения эмиссии NOx каталитическим способом. Из-за опасности обращения с аммиаком он не впрыскивается непосредственно, а получается в результате термолиза из раствора мочевины в воде. SCR - проверенная технология последующей обработки ОГ, которая, по существу, позволяет любому двигателю соответствовать нормам эмиссии IMO III и согласно [64] дает 90% снижение.

Если реактор располагается за турбиной турбокомпрессора, влияние на конструкцию двигателя и его работу незначительное. Но если его расположить перед турбиной, он оказывает существенное воздействие на работу двигателя в переходных режимах.

Рециркуляция выхлопных газов означает смешение части выхлопных газов со всасываемым воздухом. Она приводит к снижению адиабатической температуры процесса сгорания в цилиндре ( Рис. 4.28), так как газообразные продукты сгорания разбавляются инертными газами (более низкая концентрация О2). Еще один незначительный эффект - повышение теплоемкости наддувочного воздуха из-за повышения концентрации СО2 и Н2О.

Рециркуляция отработавших газов

'"Оч.

А

гэаоо

т [К]

1-2000

-1П00

о г

Цикл Миллера

ЛЛ \ \ ■ \ \ \ \\

О 90

В лияние р ециркуляции ОГ на температуру пламени

°пкв

-90

В

о

90

°пкв

Влияние цикла Миллера на температуру пламени

Рис. 4.28.

Комбинированное применение 2-х ступенчатого турбонаддува, цикла Миллера и задержки процесса сгорания (поздний впрыск топлива или позднее воспламенение) приводит к снижению температур сгорания в цилиндре (см. рис. 4.28). Оно может обеспечить до 70% снижения эмиссии КОх (относительно норм 1МО I) при сохранении расхода топлива.

Использование воды оказывает такое же влияние, как и рециркуляция ОГ. Это позволяет снизить температуру сгорания (энергия испарения воды, повышение теплоемкости наддувочного воздуха, разбавляющее действие из-за более низкой концентрации О2). Существует минимум 3 способа достичь повышения концентрации воды в наддувочном воздухе:

- увлажнение, которое заключается во впрыске водяного тумана в ресивер (дает снижение эмиссии КОх до 30%);

- впрыск воды непосредственно в цилиндр (дает снижение эмиссии КОх до 50%);

- использование водо-топливных эмульсий (снижение эмиссии КОх до 50%).

Разработки дизельных двигателей большой размерности последних десятилетий отмечены непрерывным повышением значений среднего эффективного давления, требующим пропорционального повышения давлений наддувочного воздуха. Кроме того, применение эффективного способа снижения эмиссии NОx без ущерба для расхода топлива - закрытия впускных клапанов до НМТ - требует для обеспечения поступления в зону горения достаточного количества воздуха еще более высоких значений наддува.

Дальнейшее повышение давлений наддувочного воздуха одноступенчатыми ТК и обеспечение требований по КПД и рабочему диапазону становится на данном этапе очень проблематичным.

Двухступенчатая система турбонаддува позволяет достичь значительно более высоких давлений наддувочного воздуха. Обе ступени такой системы могут быть согласованы для достижения на каждой из них оптимального КПД, что в дополнение к промежуточному охлаждению воздуха между 2-мя ступенями сжатия позволяет существенно повысить общий КПД.

Установлено, что применение цикла Миллера - один из наиболее перспективных способов снижения уровня NOx, не приводящий к повышению удельного расхода топлива.

Расчетное влияние раннего закрытия впускных клапанов, при условии сохранения постоянным коэффициента избытка воздуха, на параметры турбо-наддува показано в верхней и средней части Рис. 4.29.

Очевидно, что для обеспечения постоянного соотношения воздух-топливо необходимо повышение давления наддувочного воздуха, а для обеспечения постоянного давления продувки цилиндров с ранним закрытием впускных клапанов требуется повышение КПД ТК.

Закрытие впускного клапана, °пкв до НМТ

Рис. 4.29. Влияние раннего закрытия впускных клапанов при номинальной нагрузке

Для обеспечения соответствия двигателей нормам эмиссии IMO II, с требованием снижения уровня NOx на 20%, могут быть использованы ряд конструктивных изменений в сочетании с улучшенным турбонаддувом.

Для обеспечения соответствия нормам IMO III требуется применение технологий последующей обработки ОГ или сочетание «внутренних» мер, а именно, избирательного каталитического поглощения (SCR) и рециркуляции выхлопных газов (EGR).

Ужесточение требований по вредным выбросам выдвигает новые проблемы при создании современных систем турбонаддува. Одна из них: необходи-

мость обеспечения гибкости работы, которая бы позволила двигателю обеспечивать требуемый уровень эмиссии в зонах контроля и при этом сохранять высокую экономичность на разных режимах эксплуатации.

Путем применения предельного цикла Миллера с ранним закрытием впускных клапанов при угле поворота кривошипа до 100 град до НМТ, за которым следует расширение заряда в цилиндре в конце такта впуска, можно достичь снижения температур в начале впрыска топлива и, благодаря снижению температур процесса сгорания, существенного снижения эмиссии NOx.

Расчетное моделирование позволило определить оптимальную регулировку дизеля (угол впрыска топлива, фазы газораспределения, степень сжатия, давление наддува и др.) для достижения минимальных вредных выбросов с обеспечением удовлетворительной экономичности. В работе выполнена также оценка различных вариантов перекрытия клапанов, с целью увеличения внутренней рециркуляции выхлопных газов. Сочетание раннего закрытия впускных клапанов с уменьшением перекрытия клапанов позволяет достичь увеличения остаточных газов в камере сгорания и, таким образом, дополнительно снизить эмиссию NOx.

Комбинированное использование предельного цикла Миллера и давлений наддува до 12 бар может обеспечить почти 50% снижения эмиссии NOx (по сравнению с обычным двигателем с одноступенчатым турбонаддувом). Необходимо отметить, что это происходит на фоне приемлемого ухудшения удельного расхода топлива.

Модель цикла Миллера, показанного на Рис.4.30, в сравнении со стандартным дизельным циклом подтверждает уменьшение такта сжатия, приводящего к снижению температуры заряда в цилиндре.

Как уже указывалось, одним из возможных способов уменьшить степень сжатия при использовании цикла Миллера является раннее закрытие впускных клапанов. Когда впускной клапан закрывается до НМТ, воздух, содержащийся в цилиндре, расширяется, поскольку поршень продолжает свое движение вниз. В связи с этим полная работа по сжатию уменьшается по сравнению со стан-

дартным циклом. Так как полная работа по расширению остается такой же, это положительно сказывается на КПД двигателя. Положительное влияние на КПД также обеспечивается повышенным давлением в воздушном ресивере, что является гарантией того, что давление в цилиндре остается прежним при положении поршня в ВМТ и, таким образом, также в конце такта сжатия. На практике это означает, что часть работы по сжатию воздушного заряда переходит из цилиндра к компрессору.

-Миллер ~ — Обычный дизельный цикл

Рис. 4.30. Диаграммы Р-У для идеального цикла Миллера и идеального дизельного цикла

Дополнительное расширение заряда в цилиндре после закрытия впускных клапанов до НМТ обеспечивает более низкие температуры в цилиндре в начале процесса сгорания. Это разница по температурам сохраняется и даже возрастает в процессе сгорания. Положительные эффекты снижения уровня температуры в цилиндре включают: снижение выбросов КОх, снижение температур ОГ, деталей, уменьшение передачи тепла от заряда к стенкам камеры сгорания (что обуславливает меньшие тепловые потери).

Уменьшение продолжительности такта впуска при цикле Миллера требует повышения давлений во впускном ресивере до значений, превышающих возможности одноступенчатого турбонаддува, и, следовательно, обусловливает необходимость применения 2-х ступенчатого турбонаддува. Так как КПД турбины и компрессора, а также степень повышения давления между ступенями высокого и низкого давлений являются решающими факторами для успешного применения предельного цикла Миллера, крайне важен тщательный выбор турбокомпрессоров и их настроек.

Используя 2 турбокомпрессора, работающих последовательно по газу и воздуху, обычной конструкции с обычной степенью повышения давления, можно получить очень высокое давление наддува даже при низких скоростях роторов. Для повышения КПД системы потребуется промежуточное охлаждение воздушного потока между компрессорами низкого и высокого давления. Типичная система 2-х ступенчатого турбонаддува с промежуточным и последующим охладителями показана на Рис. 4.31.

Перепуск газа

г—М-

-

Перепуск воздуха

I

ОНВ 1

I

ОНВ 2 Ступень ВД Ступень НД

Рис. 4.31. Система 2-х ступенчатого турбонаддува

В силу гораздо большего потенциала по достигаемому давлению воздуха, 2-х ступенчатый наддув с промежуточным охлаждением обеспечивает возрастающие требования по обеспечению низкого уровня эмиссии при высоком среднем эффективном давлении при одновременном повышении мощности.

Термин «2-х ступенчатый турбонаддув» подразумевает наличие двух турбокомпрессоров в одном агрегате или комбинирование 2-4х ТК с независимыми валами и различной частотой их вращения (в отличие от одного ТК с несколькими ступенями, компрессор и турбина, на одном валу). В 60-70 годы прошлого столетия по 2-х ступенчатому наддуву были проведены обширные теоретические исследования и натурные испытания.

Полученные результаты по сравнению с одноступенчатым наддувом показали, что:

- 2-х ступенчатый турбонаддув позволяет достичь значительно более высоких давлений наддувочного воздуха;

- с повышением мощности КПД 2-х ступенчатого турбонаддува существенно повышается.

Концепция 2-х ступенчатой системы турбонаддува получила распространение на среднеоборотных дизелях в 1970^1980 годах. В частности, на Коломенском заводе 2-х ступенчатые турбоагрегаты устанавливались на дизелях 12ЧН32/32 (Д56), 20ЧН26/26 (20ДГ). В настоящее время на ОАО «Коломенский завод» в серийном производстве применяется 2-х ступенчатый турбонаддувоч-ный агрегат 6ТНА для наддува дизеля 6ЧН30/38 (30ДГ), устанавливаемого на НАПЛ проекта 636.6.

Увеличение агрегатных мощностей требует решения задачи покрытия широкого поля производительности по расходу воздуха. С этой целью в работе [77] были представлены основные принципы формирования типоразмерного ряда 2-х ступенчатых турбоагрегатов.

В результате предложена линейка турбоагрегатов, покрывающая диапазон по расходу воздуха от 0 до 25 кг/с и обеспечивающая повышение давления наддува до пк =7,7 (Рис. 4.32).

9 8 7

э

ю £ 6

N

5 4 3

1 л 2 3 п 4 г.; 5 6 / \

п [А. \/ \ \

7/ * Г / ■ 1

// // / / /

а\ у 1 X 1 1

0 5 10 15 20 25

Gair пр., кг/с

30

35

1 - ТНА 3526; 2 - ТНА 4130; 3 - ТНА4835; 4 - ТНА 5641; 5 - ТНА 6548;

6 - ТНА 7556; 7 - ТНА 3530; 8 - ТНА 4135; 9 - ТНА4841; 10 - ТНА 5648;

11 - ТНА 6548;12 - ТНА 7565

Рис. 4.32. Типоразмерные ряды двухступенчатых турбоагрегатов

Область работы 2-х ступенчатого турбоагрегата определяется полями расходов его компрессорных ступеней. Область работы компрессорной ступени назначается обычно в координатах: степень повышения давления - расход воздуха и зависит от размеров проточной части. Ограничивающими факторами этой области являются обычно: линия помпажа, максимальная частота вращения ротора и линия запирания по пропускной способности. Размеры колес ступеней компрессоров зависят, помимо расхода, от разбивки общей степени повышения давления. Соотношение повышения давления между ступенями, исходя из условия минимальной работы сжатия, можно определить по формуле 4.3 [77]:

п

пк2

к1 /Та2'Л2ч(к-1)

V г-р /

ТагЛ1

(4.3)

где к - показатель адиабаты;

Пь П2 - КПД первой и второй ступеней компрессоров; Та1, Та2 - температура воздуха на входе в первую и во вторую ступеней компрессоров.

Из выражения (4.3) следует, что соотношение зависит от температу-

— к2

ры воздуха на входе в первую ступень, глубины охлаждения воздуха между ступенями, а также от КПД каждой ступени компрессора. Расчеты показывают, что соотношение разбивки степени повышения давления вблизи минимальной работы сжатия слабо влияет на величину этой работы. Указанное обстоятельство позволяет варьировать соотношением —к1 для снижения массогабаритных

— к2

показателей системы воздухоснабжения, приемистости дизеля, отстройки по помпажу и создает предпосылки для некоторого маневра по подбору компрессоров при формировании типоразмерного ряда.

Приведенный расход через вторую ступень компрессора связан с параметрами первой ступени выражением:

Да2 \0,5 (Тя

Gпр2 = Gпрl-1--(4.4),

—к1 х1

где ах1коэффициент сохранения давления в промежуточном тракте между ступенями.

Из выражения (4.4) следует, что приведенный расход Gпр2 пропорционален температуре воздуха за промежуточным охладителем и обратно пропорционален степени повышения давления в первой ступени, коэффициенту сохранения давления между ступенями.

Общая степень повышения давления в компрессорах первой и второй ступени равна

—k общ = —к1 ■ —к2 ■ Ох1. (4.5)

Как показывают расчеты, потребное давление наддува для организации цикла Миллера может располагаться в диапазоне — к общ=(6^12) единиц. Исходя из приведенных зависимостей степень повышения давления в первой ступени будет находиться в диапазоне —к1= (2,9^4,0), а во второй —к2=(2,1^3,1). Таким образом, даже при сверх высоком давлении наддувочного воздуха —к общ=12

наиболее напряженная первая ступень давления будет работать при достаточно умеренной степени повышения давления —к1=4,0 с вполне достижимой частотой вращения ротора. Задавшись —к общ=6 (—к1=2,9) при постоянном (Та2/Та1)0,5 и ах1=(0,97^0,98) из формулы (4.4) получим, что для полной реализации пропускной способности первой ступени приведенное поле расхода через вторую ступень должно почти в три раза превышать приведенное поле расхода первой ступени. К сожалению, на практике это условие выполнить не удается. Указанное обстоятельство усугубляется еще и тем, что типоразмер колеса 2-й ступени априори меньше колеса 1 -й ступени из-за меньшей потребной степени повышения давления и удельного объемного расхода. Из отмеченного следует, что даже небольшие изменения по расходу воздуха, некритичные для первой ступени, могут существенно сместить рабочую точку на характеристике второй ступени в область запирания или помпаж. Таким образом, внедрение двухступенчатой системы турбонаддува сопряжено с необходимостью тщательной отстройкой по совмещению гидравлических характеристик компрессоров и дизеля, а также принятия специальных мероприятий по расширению расходного поля компрессора второй ступени. В этом случае в инженерной практике для расширения расходного поля в основном используются следующие мероприятия:

- закручивание воздушного потока перед колесом компрессора в сторону его вращения;

- увеличение проходного сечения во входном сечении колеса компрессора;

- увеличение КПД компрессорной части;

- тщательное профилирование входного патрубка;

- снижение скорости потока на входе в колесо компрессора;

- увеличение протяженности каналов в колесе компрессора;

- использование безлопаточного диффузора.

Здесь следует отметить, что реализация перечисленных мероприятий сопряжена, в основном, с необходимостью понижения степени повышения давления в компрессорной ступени и увеличения ее габаритов. Учитывая, что во второй ступени степень повышения давления находится на невысоком уровне, использо-

вание этих мероприятий является весьма уместным и не противоречит общей концепции 2-х ступенчатого наддува. Пример расширения области работы компрессорной ступени за счет вышеупомянутых факторов представлен ниже.

Привлекательной стороной для применения двухступенчатых агрегатов служит их высокий КПД и возможность поддержания высокого наддува в широком диапазоне по мощности. С другой стороны, необходимо отметить, что дефорсированные по оборотам системы 2-х ступенчатого турбонаддува обладают большей массой (по сравнению с высокооборотными одноступенчатыми системами), что неминуемо приводит к увеличению массо-габаритных показателей самого дизеля. Этот недостаток вкупе с необходимостью установки промежуточного холодильника и дополнительными воздухо-газопроводами отчасти объясняет то, что 2-х ступенчатый наддув не получил в свое время широкого применения. В настоящее время 2-х ступенчатый наддув применяется только там, где степени повышения давления или покрываемый диапазон по расходу воздуха, обеспечиваемые одноступенчатым турбонаддувом, были бы недостаточными. Таким образом, 2-х ступенчатый турбонаддув, заняв узкую нишу, использовался до последнего времени только для специальных назначений.

Тем не менее, развитие двигателей большой размерности по-прежнему подчинено задачам повышения удельной мощности, снижения эмиссии и улучшения расхода топлива. Поскольку возможности получения высоких степеней повышения давления с помощью одноступенчатого турбонаддува становятся все более ограниченными, для 2-х ступенчатого турбонаддува появляются новые возможности.

Основные требования, предъявляемые к 2-х ступенчатой системе турбо-наддува, касаются, с одной стороны, ее рабочих параметров (степень повышения давления и КПД) и, с другой стороны, конструкции системы, включая ее размеры и вес. Также предъявляются определенные требования по приемистости, надежности и ремонтопригодности.

Для обычных двигателей есть определенная зависимость между средним эффективным давлением и требуемым давлением наддувочного воздуха. При раз-

работке новой системы одноступенчатого наддува эта зависимость может быть применена с учетом пределов работы одноступенчатых турбокомпрессоров.

Что касается двигателей с 2-х ступенчатым турбонаддувом и предельным циклом Миллера, установленная зависимость между средним эффективным давлением и давлением наддувочного воздуха не действует, а имеющийся опыт оказывается недостаточным.

Исходные данные, необходимые для принятия решения, касающегося давления наддувочного воздуха, можно получить посредством расчетного моделирования. Влияние степени повышения давления на параметры двигателя и уровень эмиссии было исследовано на обычных среднеоборотных двигателях (пример приведен на Рис. 4.33). При постоянных значениях мощности двигателя, максимального давления сгорания, коэффициента избытка воздуха и температуры ОГ соответствующим образом регулировались фазы клапанов и начало впрыска топлива. Максимальный подъем клапана и его ускорение поддерживались постоянными; это дает минимальную высоту кулачка, которая обеспечивает асимметричное перекрытие в связи с использования предельного цикла Миллера. Результаты показывают, что эмиссия КОх почти линейно уменьшается в зависимости от степени повышения давления, а удельный расход топлива Ь имеет для выбранной конфигурации четкий минимум.

ь,

%

11:

и:

""■ 1 ступ. - Ь 1 ступ. - NOx

'2 ступ. - Ь 2 ступ. - NOx

-о:

N0x5%

11 12 пк

Рис. 4.33. Эмиссия ЫОх, расход топлива Ь в зависимости от степени повышения давления при использовании одноступенчатых и 2-х ступенчатых систем тур-бонаддува

С учетом возможного повышения среднего эффективного давления, а также применения системы турбонаддува для различных установок расчетная степень повышения давления системы турбонаддува составила 8.

КПД 2-х ступенчатой системы турбонаддува приблизительно на 10 процентов выше, чем одноступенчатой системы. Это обусловлено в основном положительным влиянием промежуточного охлаждения воздуха между ступенями компрессора, снижающим работу адиабатического сжатия. Но повышению КПД способствуют также и другие факторы. К ним относятся:

- коэффициент восстановления, при 2-х ступенчатом процессе расширения газа в турбинах происходит более полное использование изоэнтропической энтальпии, чем при одноступенчатом;

- низкая степень повышения давления в ступенях компрессоров. Обычно повышение КПД ступеней компрессора и турбины, как показывают их характеристики, можно ожидать при более низких расчетных степенях соответственно повышения и понижения давления;

- механический КПД, турбокомпрессор высокого давления имеет высокую удельную мощность и умеренную скорость. Поэтому можно ожидать более высоких значений механического КПД в ступени высокого давления;

- число Рейнольдса, более высокие уровни давления обеспечивают более высокие значения числа Рейнольдса, следовательно, на ступенях высокого давления потери потока снижаются.

Более высокий уровень КПД 2-х ступенчатой системы турбонаддува позволяет сделать заключение, что КПД может быть выше обычного значения, и, следовательно, его влияние необходимо учитывать. Это становится актуальным и потому, что с увеличением степени повышения давления влияние КПД системы турбонаддува на КПД двигателя возрастает (Рис. 4.34).

Диаграммы Рис.4.34 показывают, что относительное изменение расхода топлива двигателя эквидистантно изменяется с относительными изменениями КПД системы турбонаддува и температуры выхлопных газов. Влияние КПД си-

стемы турбонаддува еще больше возрастает для двигателей с низкими температурами выхлопных газов.

КПД системы турбонаддува определяется здесь как полный КПД процесса турбонаддува, включающего сжатие воздуха (происходящее до поступления окружающего воздуха в воздушный ресивер) и расширение газа (выброс выхлопных газов из выхлопного коллектора в атмосферу). Он зависит, главным образом, от КПД турбокомпрессоров и температуры в промежуточном охладителе, а также и от потерь в системе (в основном общих потерь давления).

Как видно из Таблицы 4.1, КПД турбокомпрессора низкого давления

Пк,нд оказывает самое большое влияние на полный КПД, особенно когда его

степень повышения давления высокая.

А.£ с 3 6.0

С.Э

ЛЬ,% ]

-е.-

7.0

Пк

3.3 13.3

-с.е

Пк

ЛЬ,%

2

-I' 4

-I' 5

-I' ь

-11'

АЬ на АТе! =+10°С ПТ =(0,76^0,78) Те1=(520-550)°С

Рис. 4.34. Влияние КПД системы турбонаддува пт (вверху) и температуры газов перед турбиной Т§1 (внизу) на удельный расход топлива

Влияние отдельных параметров на изменение КПД системы турбонадду-ва на 1% показано в Таблице 4.1.

Соотношение повышения давления между ступенями оказывает существенное влияние на суммарный КПД. Для полностью симметричной конфигурации с равными КПД и температурами на входе оптимальным было бы обеспечение постоянной степени повышения давления для обеих ступеней.

Таблица 4.1

Параметр Един. Вариант 1 Вариант 2

Пк,нд % 1,4 1,5

Тсоо1 ОС 15 10

Пк,вд % 3 2

Вариант 1: пк,нд/пк,вд 2, Пк,нд = 4,0 Пк,вд = 2

Вариант 2: пк,нд/пк,вд = 1,35 Пк,нд = 3,2 Пк,вд = 2,5

На практике температура воздуха на входе в компрессор высокого давления всегда выше, чем на входе в компрессор низкого давления. Поэтому оптимальный суммарный КПД достигается при более высоких степенях повышения давления компрессора низкого давления. При полной степени повышения давления, равной 8, для компрессора низкого давления желательно выбрать степень повышения давления в диапазоне от 3,2 до 4.

Увеличение степени повышения давления в компрессоре низкого давления в указанных пределах дает следующее:

- суммарный расчетный КПД незначительно снижается, но поскольку соотношение ЛКнд/пКвд уменьшается при нагружении двигателя, КПД на частичных нагрузках выше;

- эффективная площадь проходного сечения турбины высокого давления остается почти постоянной в широком диапазоне работы; эффективная пло-

щадь проходного сечения турбины низкого давления уменьшается с увеличением ПКНд, Рис. 4.35;

- характеристика компрессора высокого давления практически не изменяется, в то время как характеристика компрессора низкого давления смещается влево;

- с учетом отмеченных предыдущих моментов более высокое значение ПКНд дает возможность уменьшить габариты системы турбонаддува;

- диапазон, в котором степень повышения давления турбокомпрессора высокого давления остается постоянной, больше при высоком значении отношения Пкнд/Пквд.

Степень повышения давления, равная 4, является для компрессора низкого давления верхним пределом, поскольку при более высоких степенях повышения давления сложно достичь более высокие значения КПД при обеспечении высокой удельной пропускной способности и требуемой для 2-х ступенчатого турбонаддува ширины характеристики.

ЯКНД

Рис. 4.35. КПД турбонаддува и эффективная площадь проходного сечения радиальных турбин в зависимости от степени повышения давления компрессора

низкого давления

В прошлом разработка радиальных компрессоров определялась требованием постоянного увеличения степени повышения давления, обеспечения высокого КПД и максимальной удельной пропускной способности. Однако, высокая степень повышения давления и максимальная пропускная способность приводили к увеличению числа Маха на входе в компрессор и к ограничению удельного расхода.

Компрессоры 2-х ступенчатых систем работают при умеренных степенях повышения давления, поэтому требования, касающиеся КПД и объемного удельного расхода, а также ширины характеристики, могут быть более полно удовлетворены.

На Рис. 4.36 показана эволюция ступеней компрессора компании АВВ. Последнее поколение одноступенчатых компрессоров турбокомпрессоров А100 достигает очень высоких значений степени повышения давления. Однако плата за это - ограничение пропускной способности.

Рис. 4.36. Усовершенствование компрессоров фирмы АВВ

Снижение потребной степени повышения наддува в компрессоре высокого давления в 2-х ступенчатых системах турбонаддува дает новые возможно-

сти. Спроектированная новая компрессорная ступень для указанных целей при степени повышения давления, находящейся на уровне 1950-х годов, дает увеличение удельного расхода на 40% при существенном расширении характеристики и увеличением КПД на 8% выше. Особенно это актуально, как уже указывалось, для второй ступени компрессора. На рис. 4.37 показано, насколько увеличена ширина характеристики в сравнении с характеристикой компрессора одноступенчатой системы турбонаддува.

Рис. 4.37. Характеристика компрессора высокого давления в сравнении

со стандартной характеристикой

Ступени турбины должны вращать соответствующие компрессоры, поэтому требования к ним должны быть согласованы с требованиями к ступеням компрессоров.

Удельный расход газа через турбину, определяемый в данном случае эффективной (полезной) площадью проходного сечения, приобретает большое значение. В случае применения 2-х ступенчатых систем турбонаддува пропуск-

ная способность турбины в значительной степени определяет размер турбокомпрессора.

Для 2- ступенчатых систем в условиях увеличенного расхода газа через турбину при умеренной степени расширения и относительно умеренной скорости вращения ротора появляется больше возможностей для выбора оптимальной окружной скорости на периферии колеса турбины. Это позволяет повысить КПД турбины по сравнению с КПД одноступенчатой системы турбонаддува. При использовании одноступенчатого турбонаддува окружная скорость колеса турбины не может достигнуть оптимального значения из-за ограничений по механической прочности.

Основным фактором ограничения пропускной способности турбины является предельная величина кинетической энергия газа на выходе, которая обычно представляет собой основной источник потерь при традиционном определении КПД по полным параметрам на входе и статическим на выходе. При 2-х ступенчатом расширении энергия газа на выходе из турбины высокого давления не теряется. Часть ее может быть использована в турбине низкого давления.

Промежуточное охлаждение имеет большое значение для достижения высокого КПД системы турбонаддува. С точки зрения термодинамики температура охлаждающей среды должна быть возможно минимальной. Но помимо ограничений по конструкции и размерам охладителя есть ограничение, связанное с конденсацией влаги и образованием тумана. Капли воды на входе в компрессор высокого давления крайне отрицательно сказываются на его долговечности и стабильности работы.

Конденсация влаги после охладителя наддувочного воздуха, где достигаются очень высокие абсолютные давления, имеет еще более важные последствия. Конденсации влаги можно избежать за счет повышения температуры охлаждающей среды, либо можно с ней смириться, если двигатель способен работать с конденсатом. Третий вариант - сепарация воды, влияние которой на КПД турбокомпрессора незначительное, поскольку сепарированная вода уже сжата и не создает дополнительной работы для турбины.

Влияние промежуточного охлаждения воздуха на КПД системы турбонад-дува заключается в снижении изоэнтропической работы процесса сжатия, которая зависит от самой температуры и от перераспределения степени повышения давления. На Рис. 4.38 показаны эти зависимости для степени повышения полного давления, равной 7. При повышении температуры оптимальное значение А^к опг. смещается к более высоким значениям степени повышения давления в компрессоре низкого давления. Если температура промежуточной охлаждающей среды остается высокой, целесообразно проектировать систему для получения более высокой степени повышения давления компрессора низкого давления.

пкнд

Рисунок 4.38. Влияние температуры в промежуточном охладителе на КПД системы турбонаддува при полной степени повышения давления, равной 7

Система турбонаддува, обеспечивающая поток воздуха и газа из окружающей среды на вход в цилиндр и из цилиндра в окружающую среду, требует использования большого числа трубопроводов.

Тщательное проектирование трубопроводов необходимо для того, чтобы система была компактной, эффективной и долговечной. Для оценки термодинамических процессов имеют значение потери давления. Влияние потерь давления, показанное в Таблице 4.2, справедливо и для потерь давления в трубопроводах.

Трубопровод, соединяющий турбины, должен передавать не только статическое давление, но и значительную часть кинетической энергии от выхода из турбины высокого давления на вход в турбину низкого давления.

Впускной и выпускной коллекторы целесообразно уменьшать в объеме, поскольку плотность газа выше, а его скорость ниже, чем у одноступенчатой системы. Уменьшенный объем помог бы улучшить работу двигателя в переходном режиме, сохранив в некоторой степени пульсацию газа и, что не менее важно, при этом снизив стоимость.

В дополнении к требованиям, предъявляемым к основным деталям 2-х ступенчатой системы турбонаддува, представляются требования предъявляемые к указанной системе в целом. Как правило, из-за высоких удельных расходов все корпуса, всасывающие патрубки и фильтр-глушитель шума должны проектироваться таким образом, чтобы потери давления в них были минимальными. В Таблице 4.2, аналогично Таблице 4.1 показано влияние потерь давления на полный КПД в различных точках системы. Очевидно, что самое большое влияние наблюдается в элементах проточных частей с самыми низкими уровнями давления, а именно, на входе в компрессор низкого давления и на выходе из турбины низкого давления.

Что касается турбокомпрессора низкого давления, то компрессор ступени низкого давления аналогичен обычному одноступенчатому компрессору. Однако на стороне турбины имеются отличия по сравнению с одноступенчатым тур-бонаддувом. Здесь надо упомянуть о пониженном уровне температуры и повышенном давлении на входе в турбину, что создает повышенные осевые усилия на упорный подшипник и дополнительную нагрузку на уплотнения. Эти обстоятельства необходимо учитывать при проектировании упорных подшипников и системы дренажных воздушных и газовых отверстий для снижения осевого усилия. Одним из вариантов обеспечения работоспособности упорного подшипника является использование плавающей упорной пяты.

Таблица 4.2.

Величина потерь по элементам, вызывающая изменение КПД системы турбонаддува на 1%

Потери давления Ед. Вариант 1 Вариант 2

АР квх, нд мбар 13 19

АР квх, вд-квых, нд мбар 56 67

АР рес-квых, вд мбар 243 194

АРт вых, вд-твх, нд мбар 97 74

АРт вых, вд мбар 31 27

Вариант 1: Пкнд/Пквд=2, Пшд =4,0 Пквд =2 Вариант 2: Лкнд/Лквд=1,3, Пшд =3,2 Пквд =2,5

квх компрессорный вход квых компрессорный выход вд высокое давление нд низкое давление рес ресивер воздушный твх турбинный вход твых турбинный выход АР суммарная потеря давления

Турбокомпрессор высокого давления должен удовлетворять целому ряду новых требований:

- компрессор должен обладать максимально широкой характеристикой для отстройки от помпажа;

- на входе в компрессор, где обычно имеет место давление ниже атмосферного, теперь наблюдается высокое давление; поэтому необходимы совершенно новый принцип уплотнения и конструкция, способная выдержать без деформации давление газа;

- необходима новая конструкция системы уплотнений, которая позволит избежать увеличения прорыва газов в условиях существенно возросшего перепада давления;

- корпуса компрессора и турбины должны выдерживать существенно повышенные уровни давления;

- следствием повышенного уровня давления также является более высокое осевое усилие, что требует новой конструкции упорного подшипника;

- при заданной степени повышения давления крутящий момент увеличивается пропорционально давлению на входе в компрессор, что влечет за собой необходимость изменения соответствующих размеров вала;

- силы газа, воздействующие на турбокомпрессор, также существенно возрастают, поэтому требуется новая технология монтажа.

Выполнение всех этих требований означает проектирование совершенно нового турбокомпрессора. Безусловно, может быть использован накопленный в проектировании одноступенчатых компрессоров опыт, но за исключением некоторых второстепенных деталей все детали турбокомпрессора высокого давления должны быть спроектированы специально.

Кроме перечисленных требований при использовании 2-х ступенчатой системы возникают и другие требования. Такие вопросы как взаимодействие ступеней, загрязнение и требования к очистке, обеспечение стабильной работы ступеней компрессора с отстройкой от помпажа требуют опыта испытаний 2-х ступенчатых систем турбонаддува на испытательном стенде или на двигателях. Эти моменты отрабатываются во время квалификационных и эксплуатационных испытаний системы турбонаддува.

Как известно, основная проблема при использовании цикла Миллера -работа двигателя на низких нагрузках и, особенно, при пуске и на холостом ходу. Повышение потребного давления наддувочного воздуха, необходимого для компенсации снижения коэффициента заполнения цилиндра в связи с использованием предельного цикла Миллера, можно достичь только в диапазоне нагрузок от средних до высоких. Только в этом диапазоне нагрузок система свободного турбонаддува способна обеспечить необходимую подачу воздуха. При работе двигателя на холостом ходу энергии выхлопных газов недостаточно для вращения турбин, и давление наддувочного воздуха близко к атмосферному. В этих условиях сложно запустить двигатель и увеличить нагрузку на дви-

гатель с фиксированными фазами газораспределения, выставленными для реализации цикла Миллера.

Работа такого двигателя требует применения некоторого регулирования. Поскольку основная задача при использовании цикла Миллера - изменение закрытия впускных клапанов, повышение давления наддувочного воздуха было бы частичным решением. Очевидный способ решить проблему - исключить ее причину, а именно, изменить фазы закрытия впускных клапанов.

Относительно простые системы, позволяющие достичь изменения параметров цикла Миллера - поворот кулачка или задержка закрытия - уже предлагаются и разрабатываются. Повышение степени изменения параметров открывает новые возможности оптимизации [66].

Управление фазами клапанов - облегчает запуск двигателя и улучшает его характеристики на частичных нагрузках, что имеет большое значение для судовых и локомотивных двигателей на переходных режимах и при приеме нагрузки для электростанций.

В случае если к двигателю предъявляются особые требования, может представлять интерес перепуск газа мимо турбины высокого давления как возможность изменения степени повышения давления и/или перераспределения степени повышения давления в системе воздухоснабжения и, таким образом, повышения возможности 2-х ступенчатого турбонаддува.

Другим способом влияния на протекание рабочего процесса является применение асимметричного перекрытия клапанов. Изменение параметров двигателя при использовании асимметричного перекрытия представлены на Рис. 4.39.

Анализируя кривые удельного расхода топлива ( Рис. 4.39. г), можно отметить, что применение предельного цикла Миллера (80, 90 и 100о) приводит к существенному повышению расхода топлива из-за увеличения работы насосных ходов (Рис. 4.39. е). Очевидно, что уменьшение периода продувки при симметричном и асимметричном перекрытии клапанов может дать некоторые преимущества с точки зрения экономии топлива.

ВО 40 50 60 70 80 90 100

Миллер

а) Температура в цилиндре при асимметричном перекрытии клапанов

30 40 50 60 70 80 90 100 Миллер

г) Нормализованный удельный расход топлива при симметричном перекрытии клапанов

л

м «

и

е

2 35

т о

н «

н «

О

30 40 50 60 70 30 90 100 Миллер

б) Остаточные газы при асимметричном пе-

рекрытии клапанов