CC BY
275
УДК 621.436-71:629.5 ББК 39 455.54-046
Н. В. Пахомова, А. Ф. Дорохов ОДНОКОНТУРНАЯ СИСТЕМА ОХЛАЖДЕНИЯ СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
N. V. Pakhomova, A. F. Dorokhov SINGLE-LOOP COOLING SYSTEM OF MARINE DIESEL ENGINES
Предложено новое конструкционное оформление системы охлаждения судового малоразмерного дизеля как главного двигателя малых и маломерных судов. Одноконтурная схема обеспечивает высокие технико-экономичностные показатели рабочего процесса с оптимальным уровнем теплонапряжённого состояния элементов рабочего цилиндра. Приведены схемы математических моделей, с помощью которых можно определить параметры теплопередачи и теплообмена при предложенной конструкции системы охлаждения и привести показатели рабочего процесса к значениям показателей дизелей, лучших в классе.
Ключевые слова: охлаждение двигателя; температура; тепловой поток; параметры теплообмена; теплопередача; критериальные уравнения; числа Нуссельта, Рейнольдса, Пекле; математическое моделирование; граничные условия.
The new structural design of the cooling system of the marine small-size diesel engine as the main engine of small and small-size vessels is presented. Single-loop circuit provides high technical indicators of the operational process with the optimal level of heat-stressed state of the elements of the operating cylinder. The schemes of mathematical models that can be used to determine the parameters of heat transfer and heat exchange in the proposed structure of the cooling system and bring indicators of the operational process to the values of parameters of diesel engines, the best one in class.
Key words: engine cooling, temperature, heat flow, heat exchange parameters, heat transfer; criteria equations; Nusselt, Reynolds, Peclet’s numbers, mathematical modeling, boundary conditions.
В предлагаемой работе рассматриваются особенности конструкции и возможности модернизации системы охлаждения двигателей некоторых видов морских и речных судов, к которым можно отнести малые рыбопромысловые суда, разъездные катера, рыбопромысловые лодки и спасательные шлюпки. Двигатели судов первой группы (малых рыбопромысловых - МРС) имеют типичную судовую двухконтурную систему охлаждения и представлены широко распространёнными типами машин - Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11. Это преимущественно дизели 4ЧСП 8,5/11, 4ЧСП 9,5/11 и 6ЧСП 9,5/11 литровой мощностью от 7 до 12,3 кВт/л и с частотой вращения коленчатого вала от 25 до 40 с-1. Особенность эксплуатации этих двигателей заключается в том, что при работе на мелководье и в устьях рек ил и песок, поднимаемые работой винта со дна, забивают трубки теплообменников, что приводит к выходу этих аппаратов из строя. После этого, чаще всего, команда отключает теплообменник от системы охлаждения и пускает забортную воду на проток через рубашку охлаждения двигателя. Результатом такой «модернизации», как правило, является чрезмерное снижение общего температурного уровня внутрицилиндровых процессов и рабочих значений температуры деталей, образующих рабочий цилиндр, т. к. вместе с теплообменником отключается и регулятор температуры выходящей из двигателя воды (термостат), что негативно отражается на топливной экономичности двигателя, его энергетической эффективности и экологической безопасности. В дальнейшем происходит постепенное заполнение зарубашечно-го пространства системы охлаждения двигателя песком и донными отложениями, что влечёт за собой ухудшение, а затем и полное прекращение теплоотвода от всех элементов рабочего цилиндра. В результате - перегрев элементов цилиндропоршневой группы, заклинивание поршней в цилиндрах и полный выход двигателя из строя. Это являлось и является довольно распространённой практикой эксплуатации речных рыбопромысловых ботов, промысловых и разъездных лодок и катеров, что делает проблему обеспечения работоспособности системы охлаждения и двигателя в целом актуальной.
Основной идеей работы является решение научно-технической задачи по модернизации системы охлаждения судовых дизелей малой мощности при обеспечении оптимальных (по рас-
ходу топлива, эффективной мощности, экологичности) температурных условий протекания рабочего процесса. Под модернизацией следует понимать замену типовой двухконтурной, замкнуто-разомкнутой системы охлаждения на одноконтурную, автоматически размыкающуюся. Такая компоновка системы охлаждения позволит упростить её путём исключения теплообменника, насоса забортной воды и части арматуры, что даст возможность уменьшить трудоёмкость изготовления и стоимость двигателя.
Принципиальные схемы двухконтурных систем охлаждения и конструкции их элементов хорошо известны и приведены во многих источниках [1-3 и др.]. Режим охлаждения характеризуется температурой жидкости на входе в двигатель и на выходе из него, величиной разности значений этих температур. При стабильном режиме охлаждения количество теплоты, кДж/ч, которая отводится с охлаждающей жидкостью, зависит от часового расхода охлаждающей жидкости Gж, кг/ч [4]:
Qж = с• Gж • А t,
где с - удельная теплоёмкость жидкости, кДж/(кг. град); А t = ^ - t1 - разность значений температуры жидкости на выходе из двигателя и на входе в двигатель, °С (К). Установлено, что изменение температуры воды при прочих равных условиях (неизменный расход воды через систему, постоянная нагрузка двигателя) вызывает изменение количества теплоты, передаваемого рабочими цилиндрами охлаждающей воде. При этом с точностью практического приближения существует линейная зависимость: на каждые 10 °С изменения температуры примерно на 4-5 % изменяется количество уходящей в воду теплоты (с ростом температуры количество уходящей теплоты уменьшается) [4].
В практически линейной зависимости от температуры воды находится и температура стенок цилиндров четырёхтактных двигателей, °С. Здесь существуют примерно такая зависимость:
А = 0,8-А ^,
где А 4т - приращение температуры стенки, °С; А ^ - приращение температуры воды, °С.
Оба эти явления, сопутствующие процессу изменения температурных условий в системе охлаждения, отражаются на эксплуатационных показателях. Анализ этого влияния позволяет сделать вывод о существовании некоторого оптимального температурного режима, в поддержании которого состоит задача автоматического регулирования.
На рис. 1 приведена схема предлагаемой конструкции системы охлаждения.
ВХОД
Рис. 1. Принципиальная схема одноконтурной системы охлаждения: Д - двигатель;
ТП и ТО - точки подвода и точки отвода воды в полости охлаждения; Т - термометр;
РБ - расширительный бачок; ФО - фильтр-отстойник; БМО - блок магнитной обработки забортной воды; ТС - термостат; ЦН - центробежный насос; ТНВД - топливный насос высокого давления
Забортная вода, через кингстонный ящик, засасывается посредством центробежного насоса в фильтр-отстойник и поступает в напорную магистраль, проходя через блок магнитной обработки (БМО). После МО вода становится активированной. Такая вода замерзает не при температуре 0 °С, а при температуре —5...—10 °С её водородный показатель рН выше на 0,5-1,0. Изменяются и многие другие показатели воды: электропроводность, магнитная проницаемость и т. д.
Кроме того, в систему входят запорный 3-ходовой вентиль и трубопроводная арматура.
В теплоэнергетике МО применяется для предотвращения накипи, осадкообразований, биообрастаний и снижения коррозии в котлах, теплообменниках, трубопроводах, компрессорах, двигателях внутреннего сгорания (ДВС), печах и т. д. Когда в технологии используют омагничен-ную воду, то трубопроводы и оборудование долго остаются чистыми либо на них откладывается тонкий слой осадка, который имеет пористую структуру и легко удаляется. Ранее имевшиеся отложения в трубах становятся тоньше и постепенно отпадают совсем. После магнитной обработки вода поступает через 3-ходовой вентиль в термостат, где, смешиваясь с горячей водой, поступающей из расширительного бачка, стабилизируется до температурного уровня 60-65 °С. Принципиальная схема работы термостата приведена на рис. 2.
В случае выхода термостата из строя и роста температуры выходящей из двигателя воды (по показаниям датчика температуры на двигателе, в ходовой рубке совместно со звуковым сигналом) производится переключение 3-ходового крана на перенаправление потока забортной воды в обход термостата. При этом двигатель будет работать в режиме низкотемпературного охлаждения до замены термостата. Вышеописанная схема работы системы охлаждения и предлагаемая её конструкция были апробированы в лаборатории тепловых двигателей кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» Астраханского государственного технического университета на судовом вихрекамерном дизеле 4Ч 9,5/11. В результате испытаний внешние показатели двигателя (температура выходящей воды, температура выпускных газов, удельный расход топлива, эффективная мощность) полностью соответствовали паспортным данным.
Рис. 2. Принципиальная схема работы термостата: вх. х - вход холодной воды; вх. г - вход горячей воды; вых. хг - выход смеси горячей и холодной воды в процессе нормальной работы двигателя; вых. г - выход горячей воды в период пуска
и прогрева двигателя
Следует обратить внимание на то, что выходящая из расширительного бачка вода с температурой 85 °С не может быть направлена непосредственно за борт во избежание нарушения правил МАРПОЛ, поэтому предлагается горячую воду направить через специальный теплообменник на предварительный подогрев топлива перед ТНВД. С одной стороны, подведённая к топливу теплота будет способствовать повышению энергии активации молекул топлива, что обеспечит быстрое высвобождение свободных радикалов и вступление их в реакцию окисления. Это позволит сократить период задержки самовоспламенения и обеспечить большую полноту сгорания топлива. С другой стороны, на данных малоразмерных дизелях можно будет использовать более дешёвые, тяжёлые сорта топлива (например, моторное), которые при предварительном подогреве становятся менее вязкими, что даёт возможность прокачивать их через топливную систему с малыми размерами проходных сечений топливопроводов и, особенно, форсунок.
Интерес будет представлять распределение тепловых потоков как по цилиндровым втулкам, так и по огневым днищам головок цилиндров, по сравнению с этими же элементами двигателей с серийной системой охлаждения, исследованными ранее [5].
В ходе предшествовавших исследований было установлено, что температурное поле цилиндровой втулки двигателя с камерой сгорания в поршне является практически осесимметричным [5], и здесь ядро математической модели процесса теплопередачи через стенку цилиндра может быть представлено в виде двумерного дифференциального уравнения теплопроводности в цилиндрических координатах (уравнение Лапласа) - рис. 3 и нижеприведенное уравнение:
д2Т/дг2 +1/г(дТ/дг) + д2T/дz2 = 0.
Рис. 3. Цилиндровая втулка
Те же исследования показали, что температурное поле цилиндровой втулки вихрекамерного двигателя является 3-мерным, с большим смещением максимума температур в сторону вихревой камеры. Тогда ядро математической модели будет иметь вид 3-мерного дифференциального уравнения теплопроводности:
д2Т/дг2 + 1/г(дТ/дг) + 1/г2(д2Т/дф2) + д2T/дz2 = 0.
Для того чтобы задача нахождения распределения температур и тепловых потоков по телу цилиндровой втулки была решена, для данного конкретного случая необходимо задать условия однозначности решения, под которыми понимаются геометрические и граничные условия. Геометрические условия задают размеры и форму тела, т. е. представляют собой чертёж объекта. Граничные условия должны быть заданы со стороны всех поверхностей, ограничивающих данное тело в пространстве, в виде значений температур, их функций или параметров теплопередачи и теплообмена и увязаны на стыках поверхностей при переходе из одной в другую.
Т = Т(г, ^ ф); q = q(r, ^ ф); о^) = а^г, ^ ф),
где Т- температура, °С (К); q - плотность теплового потока, Вт/м2; а^) - коэффициент теплоотдачи от газов к стенке (от стенки к воде), Вт/(м • град).
Граничные условия в виде температур, тепловых потоков, коэффициентов теплоотдачи или их функций по координатам г, z и ф могут быть заданы на основании расчётноаналитических или экспериментальных исследований. Выражения для оценки теплоотдачи от рабочего тела к стенке цилиндра можно подразделить на два типа:
- выражения с аддитивным подходом к конвективному и лучистому теплообмену;
- выражения со сложной взаимосвязью между конвективным и лучистым теплообменом. К первым можно отнести формулы Нуссельта, Бриллинга, Розенблита, Ананда, Чиркова и др., ко вторым - формулы Эйхельберга, Вошни, Хохенберга, Кавтарадзе. В [6] приводится анализ большого количества а-формул. Там же отмечается, что традиционную аддитивную форму записи конвективных и лучистых тепловых потоков нельзя считать более прогрессивной
по сравнению с формулами Эйхельберга, Вошни, Хохенберга. Помимо теплоты от газов в виде конвективной и лучистой составляющих, цилиндровая втулка воспринимает тепловую нагрузку от трения о зеркало цилиндра юбки поршня и поршневых колец и в виде теплопередачи от поршня к цилиндровой втулке. Эти вопросы рассматривались в [7, 8], что позволяет задать граничные условия со стороны газов комплексно.
Что касается граничных условий со стороны охлаждения, следует отметить особенности конструкции полостей охлаждения в остове двигателей типа Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 как с вихрекамерным смесеобразованием, так и с объёмно-плёночным, с камерой сгорания в поршне. Охлаждение в полостях остова организовано по комбинированной схеме: циркуляционное в головках цилиндров (вода от насоса подводится в нижнюю часть головок и отводится из верхней (см. рис. 1)); в блоке цилиндров теплоотвод от цилиндровых втулок осуществляется за счёт свободной конвекции, т. е. имеет место термосифонное охлаждение. Исследования [9] показали, что при термосифонном способе охлаждения цилиндровых втулок на их теплоотдающих поверхностях имеет место пристеночное кипение и часть отводимой от втулок теплоты отводится в виде скрытой теплоты парообразования. В этой связи граничные условия к дифференциальным уравнениям теплопроводности со стороны охлаждения должны учитывать это обстоятельство. В полостях охлаждения ДВС теплообмен между стенкой и жидкостью, при отсутствии фазовых превращений, характеризуется выражением
Nux A Prm Rex№
где Nux - локальное значение числа Нуссельта; Pr - число Прандтля; Re - число Рейнольдса. В [1] для исследования теплообмена в полостях охлаждения предлагается следующее экспериментальное выражение:
Nu = 1,58 Re0,5 Pr0/33 (Pr/Prw)0,25.
Обозначения f и w при критерии Прандтля означают, что последний определяется при средней температуре жидкости (fluid) и стенки (wall).
При фазовых переходах, в частности при поверхностном кипении, в [10] предлагается следующая зависимость:
Nuf = Скип Re/0’21 Pr/’43 PeK05 Кф0,55 (РРб)0,15 (^экА)0,85 (у’/у)0’6,
где у и у” - удельный вес соответственно жидкой и паровой фазы при кипении; Скип - коэффициент для диагонального и продольного вариантов омывания цилиндров.
Таким образом, анализ процессов теплопередачи и теплообмена, как расчётнотеоретический, так и экспериментальный, на основе представленных вариантов математического моделирования для предлагаемой схемы системы охлаждения позволит установить параметры теплообмена при возможных колебаниях температуры теплоносителя, а следовательно, и деталей рабочего цилиндра. При этом будут определяться значения показателей рабочего процесса, полностью соответствующие показателям лучших мировых образцов двигателей подобного типа.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Петриченко Р. М. Системы жидкостного охлаждения быстроходных двигателей внутреннего сгорания. / Р. М. Петриченко. Л.: Машиностроение, 1975. 223 с.
2. Дизели. Справочник; под общ. ред. В. А. Ваншейдта и др. Л.: Машиностроение, 1977. 480 с.
3. Овсянников М. К. Дизели в пропульсивном комплексе морских судов / М. К. Овсянников, В. А. Петухов: справочник. Л.: Судостроение, 1987. 256 с.
4. Левин М. И. Основы статики систем автоматического регулирования температуры охлаждающей воды в дизеле / М. И. Левин. Л.: Машиностроение, 1965. 464 с.
5. Дорохов А. Ф. Анализ теплопередачи через стенку цилиндра судового малоразмерного дизеля / А. Ф. Дорохов // Двигателестроение. 1987. № 6. С. 6-7.
6. Кавтарадзе Р. З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях / Р. З. Кавтарадзе: учеб. пособие для вузов. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2001. 592 с.
7. Петриченко Р. М. Рабочие процессы поршневых машин / Р. М. Петриченко, В. В. Оносовский. Л.: Машиностроение, 1972. 168 с.
8. Петриченко Р. М. Трение и теплопередача в поршневых кольцах двигателей внутреннего сгорания: справочное пособие / Р. М. Петриченко, А. Б. Канищев, А. Ю. Шабанов; под редакцией Р. М. Петриченко. Л.: Изд-во Ленинград. ун та, 1990. 248 с.
9. Дорохов А. Ф. Анализ тепловых потерь в охлаждающую воду судового вспомогательного дизеля / А. Ф. Дорохов, Ш. М. Ханов // Экспресс-информация ЦНИИТЭИТяжмаш. Сер. 4. Двигатели внутреннего сгорания. 1986. Вып. 10. С. 10-15.
10. Стефановский Б. С. Теплонапряжённость деталей быстроходных двигателей / Б. С. Стефановский. М.: Машиностроение, 1978. 128 с.
REFERENCES
1. Petrichenko R. M. Sistemy zhidkostnogo okhlazhdeniia bystrokhodnykh dvigatelei vnutrennego sgoraniia [Systems of liquid cooling of high-speed internal combustion engines]. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1975. 223 p.
2. Dizeli: spravochnik [Diesels: reference]. Pod obshchei redaktsiei V. A. Vansheidta i dr. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1977. 480 p.
3. Ovsiannikov M. K., Petukhov V. A. Dizeli v propul'sivnom komplekse morskikh sudov [Diesels in propulsion complex of marine vessels]. Spravochnik. Leningrad, Sudostroenie, 1987. 256 p.
4. Levin M. I. Osnovy statiki sistem avtomaticheskogo regulirovaniia temperatury okhlazhdaiushchei vody v dizele [Basis of static of the systems of automated regulation of the cooling water temperature in diesel]. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1965. 464 p.
5. Dorokhov A. F. Analiz teploperedachi cherez stenku tsilindra sudovogo malorazmernogo dizelia [Analysis of heat transfer through cylinder of marine small-size diesel]. Dvigatelestroenie, 1987, no. 6, pp. 6-7.
6. Kavtaradze R. Z. Lokal’nyi teploobmen vporshnevykh dvigateliakh [Local heat exchange in piston engines]. Moscow, Izd-vo MGTU im. N. E. Baumana, 2001. 592 p.
7. Petrichenko R. M., Onosovskii V. V. Rabochieprotsessyporshnevykh mashin [Operational processes in piston machines]. Leningrad, Mashinostroenie Publ., 1972. 168 p.
8. Petrichenko R. M., Kanishchev A. B., Shabanov A. Iu. Trenie i teploperedacha vporshnevykh kol’tsakh dvigatelei vnutrennego sgoraniia [Fraction and heat transfer in piston rings of internal combustion engines]. Spravochnoe posobie. Pod redaktsiei R. M. Petrichenko. Leningrad, Izd- vo Leningrad. un-ta, 1990. 248 p.
9. Dorokhov A. F., Khanov Sh. M. Analiz teplovykh poter' v okhlazhdaiushchuiu vodu sudovogo vspomogatel'nogo dizelia [Analysis of heat losses in cooling water of marine supporting diesel engine]. Ekspress-in/ormatsiia TsNIITEITi-azhmash. Seriia 4. Dvigateli vnutrennego sgoraniia, 1986, iss. 10, pp. 10-15.
10. Stefanovskii B. S. Teplonapriazhennost' detalei bystrokhodnykh dvigatelei [Heat stress of high-speed engines]. Moscow, Mashinostroenie Publ., 1978. 128 p.
Статья поступила в редакцию 12.07.2013 ИНФОРМАЦИЯ ОБ АВТОРАХ
Пахомова Надежда Владимировна — Каспийский институт морского
и речного транспорта, Астрахань - филиал Волжской государственной академии водного транспорта, Нижний Новгород; начальник управления конвенционной подготовки и повышения квалификации; dorohov@astu.org.
Pakhomova Nadezhda Vladimirovna — Caspian Institute of Sea and River Transport, Astrakhan Branch of Volga State Academy of Water Transport, Nizhny Novgorod; Head of the Department of Convention Training and Qualification Promotion; 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 Marine Engineering Energy Complexes"; dorohov@astu.org.
