Методология расчетного и экспериментального исследования внутренних потерь в судовом дизеле Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.436:629.5 ББК 39.455.54-013

А. А. Шуаипов, А. Ф. Дорохов, К. К. Колосов, А. П. Будников

МЕТОДОЛОГИЯ РАСЧЕТНОГО И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ВНУТРЕННИХ ПОТЕРЬ В СУДОВОМ ДИЗЕЛЕ

A. A. Shuaipov, A. F. Dorokhov, K. K. Kolosov, A. P. Budnikov

METHODOLOGY OF COMPUTATIONAL AND EXPERIMENTAL RESEARCH OF INTERNAL LOSSES IN THE MARINE DIESEL

Показаны аналитические и экспериментальные методы расчета внутренних потерь в цилиндропоршневой группе, расчет потерь мощности на трение в подшипниках коленчатого вала, насосные потери, потери на привод агрегатов и вспомогательных механизмов. Подсчитаны общие потери мощности на трение в двигателе внутреннего сгорания дизеля 2Ч 9,5/11.

Ключевые слова: дизель, кривошипно-шатунный механизм, цилиндропоршневая группа, подшипники коленчатого вала, поршневые кольца, потери мощности, сила трения, поверхности трения.

Analytical and experimental methods of calculating the internal losses in the piston-cylinder group, calculation of power losses due to friction in the bearings of the crankshaft, pumping losses, loss of the drive units and auxiliary machinery are presented. The total power loss due to friction in diesel engines 2Ч 9.5/11 is calculated.

Key words: diesel, crank mechanism, piston-cylinder group, crankshaft bearings, piston rings, power loss, friction force, friction surfaces.

Механические потери, рассматриваемые в теории двигателей внутреннего сгорания (ДВС) как невосполнимая часть подводимой при сгорании топлива энергии на преодоление внутреннего и внешнего трения в движущихся сопряжениях и механизмах, составляют значительную долю в энергетическом балансе двигателя. При номинальном режиме работы механический КПД у большинства серийно выпускаемых дизелей редко превышает значение 0,8. Высокий уровень внутренних потерь свидетельствует, как правило, о недостаточной конструкторско-технологической доведенности таких типов двигателей [1].

Среди существующих подходов к определению механических потерь рассмотрены расчетные и экспериментальные методы.

Объектом исследования являлся судовой вспомогательный дизель 2Ч 9,5/11 номинальной мощностью = 14,4 л. с. (10,5 кВт) и с частотой вращения коленчатого вала п = 1 500 об/мин (25 с-1).

Расчетное исследование

Сила трения поршневых колец. Принимая давление газов за кольцом равным давлению над ним, для правильно работающего кольца можно принять, что значение суммарного радиального давления кольца может быть определено по формуле согласно [2, 3]:

Ра = Pу + PiyPL , (1)

2P

где pу = —— - среднее давление кольца от сил собственной упругости; pv - рг - разность

АЛ

давлений в пространствах над кольцом и под ним; Рд - диаметральная сила, сжимающая кольца до зазора 0,3-0,5 мм (т. е. сила, под действием которой кольцо сжимается гибкой стальной лентой до диаметра цилиндра), по данным [4], рд = 21,07 Н; диаметр цилиндра Ац = 95 мм ; высота кольца ^ = 2,5 мм .

Таким образом, давление сил упругости Ру = 0,181 МПа.

По данным [3, 5, 6], для кольца с порядковым номером ] среднее давление газов, действующее в данном межкольцевом пространстве, определится по формуле

Р] = Рср.ц • ек(] 1}, (2)

где е - основание натурального логарифма; рср ц - среднее давление газов за цикл.

Рср.ц=ф X р (Ф). (3)

При подстановке в формулу (3) значений газовых давлений из индикаторной диаграммы, для шага по углу поворота коленчатого вала (ПКВ) Аа = 15° получим рср ц = 0,642 МПа .

Коэффициент к в формуле (2), согласно [3, 5, 6], принимает значения: к = 1 при] > 4, к = 1,5 при] = 3, к = 2 при] = 2 . Тогда для 3-колечного поршня по формуле (2) получим:

р1-2 = 0,6423 • е“1,5(2-1) = 0,1462 МПа,

р2-3 = 0,6423 • е_1,5(3-1) = 0,0326 л/МПа.

Расчетные давления колец, согласно формуле (1), будут: для первого компрессионного кольца рА1 = 0,4354 МПа ; для второго компрессионного кольца рА2 = 0,2378 МПа ; для третьего компрессионного кольца раз = 0,199 МПа ; для маслосъемного кольца рм = ру = 0,181 МПа.

Сила трения поршневого кольца, Н, может быть определена по формуле, приведенной в [2]:

2 Ст h

Яр.к =1,13• Fк • ^PA-^ , (4)

где F, - площадь поверхности прилегания кольца, м2; Ст - скорость движения кольца, м/с; п -коэффициент динамической вязкости масла, Па ■ с; р - радиус закругления или размер фаски на кромке кольца, м.

Температуру масляного слоя в зазоре можно оценить по результатам термометрирования зеркала цилиндра. По данным [5], средняя температура зеркала цилиндра в зоне работы поршневых колец составляет 175 °С, а в зоне работы юбки поршня - 170 °С.

Так как вязкость масла при температуре Т > 150-160 °С практически мало изменяется, асимптотически приближаясь к значению п = 5 [7], то для обеих указанных зон представляется правильным принять h = 6 10-3 Па • с - const. Приняв в качестве скорости движения кольца среднюю

3 _4 2

скорость С = Ст = 5,5 м/с, согласно чертежу кольца р = 0,3 ■ 10- м, Fk = pD4h4 = 7,46 10 м [4]. Подставив в формулу (4) принятые и рассчитанные значения, получим:

Яр.к1 = 23,2 Н ; Ятр к2 = 1,55 Н ; = 1,38 Н ; = 1,29 Н .

Суммарная сила трения всех колец поршня:

Ятр.к = Ятр.кл ;

Ятр к = 65,4 Н .

Сила трения юбки поршня. Сила трения юбки поршня обусловлена главным образом сопротивлением масляной плёнки сдвигу и может быть определена по формуле, приведенной в [2, 5]:

2/3

'р^'юбСт^ ] ЛД/3

■“тр.ю _ I

715

где Иср =-----------^ N (а) - среднее значение боковой силы поршня, полученной из динамическо-

720 а=0

го расчета двигателя на заданном режиме, при значении угла ПКВ Аа = 15°; ^юб - площадь поверхности юбки поршня, участвующая в трении; ^юб определяется путём геометрических расчё-

тов, на основании рабочего чертежа поршня, с учётом поверхностей юбки, не участвующих в трения (полости под масляные холодильники, отверстия под поршневой палец, занижения, учитывающие неравномерности деформаций). Окончательно ^юб = 0,017 м2.

Среднее значение толщины масляного слоя в рабочем двигателе между юбкой поршня и цилиндром, по данным [5], Б0 = 0,038 • 10-3 м.

Тогда сила трения юбки поршня, определённая по формуле (5), составит значение *т,ю = 108,5 Н.

Сила трения поршня определяется по формуле

О = О I о •

тр.п тр.к тр.ю ’

Отр.п = 173,9Н .

Мощность трения деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) двухцилиндрового двигателя, кВт, может быть определена по формуле из [5, 8, 9]:

^р.ЦПГ = 0,736^ Бп Кп.п/22500, (6)

где г - число цилиндров; Б - ход поршня; Кп.п = 1,04 - коэффициент, учитывающий потери в поршневых пальцах [3, 8]. Подставив данные в формулу (6), получим ^^цПГ = 1,955 кВт .

Потери мощности на трение в подшипниках коленчатого вала. По результатам [5] установлено, что потери мощности на трение в подшипниках коленчатого вала к в = 0,951 кВт.

Насосные потери. Среднее давление насосных потерь, МПа, согласно [9], может быть определено по формуле

рн.п. = М-впра - М-выпрг , (7)

Р,

Г

где Мвп = 0,9; Мвып = 1,08 - коэффициент расхода воздуха и газов для умеренной быстроходной машины соответственно (п = 1 500 об/мин);

рг- = 0,94 - 0,96; рг

ра = 0,095 МПа; рг = 0,115 МПа - давление в конце впуска и в конце выпуска соответственно (из индикаторной диаграммы рабочего процесса). Тогда, по формуле (7), получим рн п = 0,031 МПа . Мощность насосных потерь определится по формуле из [5, 9]:

0,736рнп пУь2

=-

900

Р • Д2 _з з

где V = —-— 5 = 0,779 10 м- рабочий объём цилиндра,

Мнп = 0,593 кВт .

Потери на привод агрегатов и вспомогательных механизмов. Потери на привод масляного, водяного и топливного насосов и вспомогательного механизма приняты на базе результатов испытаний указанных агрегатов на безмоторных стендах, проведённых на заводе-изготовителе: потери мощности на привод масляного насоса Мм.н = 0,1472 кВт; потери мощности на привод водяного насоса внутреннего контура охлаждения Мв.н = 0,2355 кВт; потери мощности на привод топливного насоса Мт.н = 0,424 кВт; потери мощности на привод механизма газораспределения Ммг = 0,1944 кВт; потери мощности на привод водяного насоса забортной воды Мв.н.з = 0,2355 кВт.

Суммарная мощность, затрачиваемая на привод агрегатов и вспомогательных механизмов, Мвсп.м = 1,2366 кВт .

Общая мощность механических потерь серийного дизеля и его механический КПД:

N = N ттттг + N + N + N • т тр.ЦШ тр.к.в н.п всп.м’

Nm = 4,736 кВт;

Ne

Лт = "

N + Nm

где Ne = 11,78 кВт . Тогда цт = 0,716 .

Таким образом:

- потери мощности на трение в ДВС составляют:

^пЦПГ + N 1955 + 0 951

трЦПГ----100 % = 1,9 ,100% = 61,36%;

Nm 4,736

- потери мощности на преодоление сил трения в ЦПГ:

Nтр цпг 1 955

тр.ЦПГ 100 % = --100% = 41,28 %

Nm 4,736

общих механических потерь в ДВС.

Методика экспериментальных исследований

Метод I. Снимаем 1-ю индикаторную диаграмму рабочего цикла на холостом ходу двигателя. Так как N = 0, то площадь индикаторной диаграммы (умноженная на 2) будет определять мощность внутренних потерь двигателя - ^н.п:

N = N + N + N

-¿’вн.п -*’тр 1 -‘’го 1 -¿’пр ?

где ^р - мощность, расходуемая двигателем на преодоление сил трения во всех трибосоедине-ниях (трение в ЦПГ: трение поршневых колец о втулку и о стенки поршневых канавок; трение юбки поршня о втулку; трение поршневого пальца во втулке верхней головки шатуна и в бобышках поршня; трение в зубчатых зацеплениях, трение в узлах механизма газораспределения, трение в подшипниках коленчатого вала); - мощность, расходуемая двигателем на осущест-

вление процессов газообмена; Nпр - мощность, расходуемая двигателем на привод вспомогательных механизмов (топливный насос высокого давления (ТНВД), топливоподкачивающий насос, насосы системы охлаждения, масляный насос, зарядный генератор).

1. определяем так:

а) отключаем топливоподачу второго цилиндра (динамический датчик давления установлен в первом цилиндре) и поднимаем (или снимаем полностью) клапаны второго цилиндра и штанги толкателей;

б) запускаем двигатель на одном цилиндре и снимаем 2-ю индикаторную диаграмму (разница в площадях 1-й и 2-й индикаторных диаграмм будет равна доле влияния рабочего процесса на работу внутренних потерь двигателя);

в) при отключённой топливоподаче второго цилиндра устанавливаем на место клапанов их стержни с ограничителями;

г) запускаем двигатель на одном цилиндре и снимаем 3-ю индикаторную диаграмму (разница в площадях 2-й и 3-й индикаторных диаграмм будет равна работе двигателя по осуществлению газообмена в одном цилиндре).

2. Определение мощности, расходуемой на преодоление сил трения в ЦПГ - ^.ц^:

а) демонтируем шатунно-поршневую группу 2-го цилиндра;

б) запускаем двигатель на одном цилиндре и снимаем 4-ю индикаторную диаграмму;

в) разность площадей 1-й и 4-й индикаторных диаграмм будет представлять собой работу трения ЦПГ и одного шатунного подшипника с учётом действия рабочего процесса;

г) вычитаем из результата 2в результат 1б, что будет соответствовать работе трения ЦПГ без учёта влияния рабочего процесса (например, при «холодной» обкатке).

3. Мощность, расходуемую двигателем на привод вспомогательных механизмов, возьмём по данным ОАО «Завод «Дагдизель» [5].

Метод II. 1. Мощность внутренних потерь двигателя, без учёта влияния рабочего процесса (Ун п ), можно получить холодной прокруткой двигателя генератором в режиме электродвигателя:

и • I

<н.п =----------------------------------------------, (8)

Лген

где и - напряжение, В; I - сила тока, А, соответствующая прокрутке двигателя с частотой вращения коленчатого вала 1 500 мин-1; пген - КПД генератора.

2. Мощность внутренних потерь двигателя с учётом влияния рабочего процесса определится так:

N = N" + ДУ

вн.п вн.п ’

где ДN - доля влияния рабочего процесса на уровень внутренних потерь двигателя по п. 1б метода I. Экспериментальная установка и результаты эксперимента

Объектом экспериментального исследования, так же как и расчетно-аналитического метода определения внутренних потерь, является судовой малоразмерный дизельный двигатель 2Ч 9,5/11.

Судовой дизель 2Ч 9,5/11 (завод «Дагдизель», Россия, г. Каспийск) - нереверсивный двухцилиндровый тронковый четырехтактный двигатель без наддува.

Экспериментальная лабораторная установка (рис. 1) предназначена для комплексных исследований показателей работы судового двигателя 2Ч 9,5/11, в частности для проведения испытаний двигателя по нагрузочной и винтовой характеристикам.

Рис. 1. Экспериментальная лабораторная установка на базе дизеля 2Ч 9,5/11:

1 - генератор; 2 - дизель

Установка смонтирована в лаборатории тепловых двигателей кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» Астраханского государственного технического университета.

Экспериментальная лабораторная установка имеет в своем составе двигатель 2Ч 9,5/11; генератор постоянного тока типа П-62-М; устройство для создания нагрузки двигателя с щитом управления; системы, обслуживающие дизель и генератор и контрольно-измерительные приборы. Двигатель и генератор базируются на общей раме и соединяются между собой посредством втулочно-пальцевой муфты. Рама установлена на бетонном фундаменте.

Для контроля над работой дизеля на щитке управления установлены штатные приборы.

Электрооборудование экспериментальной установки (рис. 2) включает в себя: М - асинхронный двигатель для привода генератора постоянного тока 01; 01 - генератор для питания постоянным током для регулирования величины напряжения генератора 02 (П-62-М); 01Ь -обмотка возбуждения генератора 01 для регулирования напряжения якорной обмотки; 02Ь -обмотка возбуждения генератора 02 для регулирования тока возбуждения (в двигательном

режиме 02 регулирует скорость вращения дизеля, в генераторном режиме - нагрузка дизеля); Т - лабораторный автотрансформатор для регулирования тока возбуждения 02; Я1-Я4 - резисторы активной нагрузки 02.

Электрическая схема позволяет перевести генератор 02 в двигательный режим и вращать дизель с требуемой скоростью.

Генератор является машиной постоянного тока со смешанным возбуждением.

Основные характеристики генератора:

Мощность............................................ 13,5 кВт

Напряжение.......................................... 230 В

Сила тока........................................... 58,6 А

Частота вращения вала............................... 1 450 об/мин

КПД................................................. 0,825

Частота вращения коленчатого вала двигателя измеряется электронным тахометром БТ6236Б, а контролируется ручным тахометром ТЧ-10Р.

Последовательно отключая (снимая с экспериментальной установки агрегаты: головка блока; поршни и шатуны; водяной насос; масляный насос; приводы распределительного вала и ТНВД (рис. 3, 4)), получаем результаты и и I эксперимента (метод II). Для получения результатов эксперимента при отключении масляного насоса применяется внешний масляный насос.

Рис. 3. Вид дизеля спереди:

1 - ТНВД; 2 - масляный насос; 3 - шкив коленчатого вала; 4 - водяной насос; 5 - штуцер для подключения внешнего масляного насоса

Рис. 4. Экспериментальная установка с открытой передней крышкой:

1 - привод ТНВД; 2 - привод распределительного вала; 3 - привод масляного насоса; 4 - привод коленчатого вала; 5 - привод водяного насоса

Используя формулу (8), заносим результаты внутренних потерь в таблицу.

Получены следующие результаты потери мощности по агрегатам (табл., рис. 4): на коленчатый вал - 971,37 Вт; на распределительный вал - 251,2 Вт; масляный насос - 405,43 Вт; водяной насос (без подачи воды) - 86,84 Вт; ТНВД (без подачи топлива) - 98,52 Вт; шатун и поршень с маслосъемным кольцом - 741,97 Вт; пакет компрессионных колец (6 шт.) - 360,3 Вт; ЦПГ с шатунами - 1 844,24 Вт; кривошипно-шатунный механизм (КШМ) - 2 815,61 Вт.

№ экспери- мента Агрегат экспериментальной установки Сила тока, А Напряже- ние, В Среднее значение силы тока, А Среднее значение напряжения, В Мощность потерь, Вт

1 Коленчатый вал 12 12 11 69 68,6 68,4 11,67 68,67 971,37

2 Коленчатый вал, распределительный вал, привод масляного насоса 17 16 15,5 69,1 69,4 71 16,17 69,83 1 368,67

3 Коленчатый вал, распределительный вал, масляный насос 24 23 24 23 67,3 68,5 66,9 67,1 23,5 67,45 1 921,3

4 Коленчатый вал, распределительный вал, масляный насос, ТНВД 24.4 21.5 22 30 67,1 68.5 68.6 24,48 68,07 2 019,82

5 Коленчатый вал, распределительный вал, масляный насос, ТНВД, 2 пары поршней, шатунов, маслосъемных колец 50 48 46 45 44 60 63 63,1 46,6 62,03 3 503,76

6 Коленчатый вал, распределительный вал, масляный насос, ТНВД, 2 пары поршней, шатунов, полный комплект поршневых колец 52 51 51,5 61.9 61.9 61.9 51,5 61,9 3 864,06

7 Коленчатый вал, распределительный вал, масляный насос, ТНВД, 2 пары поршней, шатунов, полный комплект поршневых колец, водяной насос 52 54 61,6 61,4 53 61,5 3 950,9

Ряд 1

1 2 3 4 5 6 7

Рис. 5. Последовательность наращивания потерь мощности по экспериментам

После проведения эксперимента и получения данных производится построение действительной индикаторной диаграммы в развернутом виде при работе в режиме холостого хода (рис. 6).

Рис. 6. Построение свернутой действительной индикаторной диаграммы работы дизельного двигателя 2Ч 9,5/11 в режиме холостого хода

Для определения площади данной диаграммы ее необходимо свернуть графическим способом с учетом поправки Брикса. Найденное значение площади составляет ^диаграм = 725 мм2 при следующих значениях масштабных коэффициентов: Мр = 0,043 МПа/мм и М5 = 1,0. Значение было определено при помощи программы «Компас» (рис. 7).

Р, МПа

Рис. 7. Определение площади индикаторной диаграммы при работе в режиме холостого хода

Определим действительное среднее индикаторное давление Р{.

Рг = 0,283 МПа.

Средняя индикаторная мощность

N = Р'’>п, г 30 •!

N = 5,518 кВт.

Для режима холостого хода N = Ыт, следовательно, общая мощность механических потерь составляет Ыт = 5,518 кВт.

Сравнительный анализ двух методов (расчетно-аналитического и метода экспериментального индицирования) показывает, что разница в оценке общей мощности механических потерь дизельного двигателя 2Ч 9,5/11 составляет:

А = 5,5185-4,664100 о% = ]_5,5 %.

5,5185

Отличие экспериментальных данных от расчетных для КШМ составляет:

А = 2906 - 2815,61100о% = 3,1Р%.

2906

Предложенные экспериментальные методы определения внутренних потерь двигателя позволяют произвести их количественную оценку поэлементно, что весьма важно для доводки всего комплекса механизмов и систем двигателя. Сравнение расчетных и экспериментальных данных по оценке потерь мощности на преодоление сил трения в КШМ и ЦПГ показало хорошую сходимость и достоверность проведенной расчетной методики.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шуаипов А. А. Расчетно-аналитический метод определения внутренних потерь в судовом двигателе внутреннего сгорания // Вестн. Астрахан. гос. техн. ут-та. Сер.: Морская техника и технология. - 2011. -№ 2. - С. 128-133.

2. Шабшаевич Б. Э. Расчет силы трения в цилиндропоршневой группе тракторного дизеля // Тракторы и сельхозмашины. - 1973. - № 12. - С. 14-16.

3. Энглиш К. Поршневые кольца. Т. 1. Теория, изготовление, конструкция и расчет. - М.: Машиз, 1962. - 385 с.

4. Дорохов А. Ф. Разработка методологии, принципов проектирования и модернизации производства судовых малоразмерных дизелей: дис. ... д-ра техн. наук / Санкт-Петербург. гос. ун-т водных коммуникаций. - СПб., 1997. - 361 с.

5. Трение и теплопередача в поршневых кольцах двигателей внутреннего сгорания: Справочное пособие / Р. М. Петриченко, М. Р. Петриченко, А. Б. Канищев, А. Ю. Шабанов; под ред. Р. М. Петриченко. -Л.: Изд-во ЛГУ, 1990. - 248 с.

6. Трение, изнашивание и смазка: Справочник: в 2 кн. / под ред. И. В. Крагельского, В. В. Алисина.

- М.: Машиностроение, 1978. - Кн. 1. - 400 с.

7. Дизели Ч 8,5/11, Ч 9,5/11. Руководство по эксплуатации 2452018 РЭ: на рус. и англ. яз. -М.: Внешторгиздат. Изд. № 8026эс. - 273 с.

8. Риккардо Т. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания / пер. с англ. под ред. М. Г. Круглова. -М.: Иностр. лит., 1960. - 450 с.

9. Дьяченко Н. Х., Дафиков С. Н. Быстроходные поршневые двигатели внутреннего сгорания / под ред. Н. Х. Дьяченко. - М.; Л.: Машиз, 1962. - 359 с.

Статья поступила в редакцию 18.07.2012, в окончательном варианте 3.08.2012

ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ

Шуаипов Абу Авганович - Грозненский государственный нефтяной институт им. академика М. Д. Миплионщикова; доцент кафедры «Механика сплошных сред»; dorohov@astu.org.

Shuaipov Abu Avganovich - Grozny State Oil Institute named after Academician M. D. Millionshchikov; Assistant Professor of the Department "Mechanics of Continuous Systems"; dorohov@astu.org.

Дорохов Александр Фёдорович - Астраханский государственный технический университет; д-р техн. наук, профессор; зав. кафедрой «Судостроение и энергетические комплексы морской техники»; dorohov@astu.org.

Dorokhov Alexander Fedorovich - Astrakhan State Technical University; Doctor of Technical Sciences, Professor; Head of the Department "Shipbuilding and Energy Complexes of Sea Equipment"; doro-hov@astu.org.

Колосов Константин Константинович - Астраханский государственный технический университет; инженер кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники»; dorohov@astu.org.

Kolosov Konstantin Konstantinovich - Astrakhan State Technical University; Engineer of the Department "Shipbuilding and Energetic Complexes of Sea Equipment"; dorohov@astu.org.

Будников Анатолий Павлович - Астраханский государственный технический университет; канд. техн. наук, доцент; доцент кафедры «Электрооборудование и автоматика судов»; elmech@astu.org.

Budnikov Anatoliy Pavlovich - Astrakhan State Technical University; Candidate of Technical Sciences; Assistant Professor; Assistant Professor of the Department "Electrical Equipment and Automatics of Ships"; elmech@astu.org.