CC BY
223
УДК 621.43
А. П. Исаев, С. А. Каргин, К. К. Колосов
АНАЛИЗ МЕТОДОВ РАСЧЕТА ПОКАЗАТЕЛЕЙ РАБОЧЕГО ЦИКЛА СУДОВЫХ ДВС1
В исследовании рабочих процессов ДВС явно выделяются два пути определения показателей цикла: экспериментальный и расчетно-аналитический. Экспериментальный метод - это непосредственное индицирование цилиндров двигателей; расчетно-аналитический метод включает в себя: последовательный расчет процессов (тактов), протекающих в цилиндре за рабочий цикл; определение индикаторных и эффективных показателей; после обработки расчетных данных строится теоретическая индикаторная диаграмма двигателя.
Индицирование цилиндров двигателей позволяет получить действительную индикаторную диаграмму двигателя. Наглядное изображение индикаторной диаграммы получают с помощью пневмоиндикаторов типа Майгак, МАИ-2, а также механического индикатора. Кроме того, регистрация давления в цилиндрах двигателя при индицировании производится при помощи датчиков давления различных конструкций (ЦНИДИ, НАМИ, ООО «ГлобалТест», AVL и др.), а регистрация сигнала, вырабатываемого датчиком, - лучевыми осциллографами, электронными осциллографами при помощи соответствующего компьютерного программного обеспечения. Некоторые специализированные мощные системы контроля судовых ДВС (Ритм-дизель, АЛМАЗ и аналоги зарубежного производства) при задании минимального количества исходных данных с использованием постпроцессинга теплотехнических испытаний выдают не только расчетные данные, характеризующие режим нагружения двигателя, но и рекомендации по устранению обнаруженных неисправностей.
В связи с этим подтверждение работоспособности той или иной расчетной методики рабочего цикла двигателя обеспечивается экспериментальным анализом, т. е. модель расчета должна отвечать большинству реалий, присущих действительному рабочему процессу.
На первых ступенях развития ДВС расчет рабочего цикла производился весьма примитивно. Рассчитывали идеальный процесс по одному из известных термодинамических циклов (цикл Отто или цикл Дизеля), а затем делали пересчет полученных результатов на действительные условия при помощи двух общих поправочных коэффициентов: первого - для перехода от теоретического среднего индикаторного давления к действительному и второго - для перехода от теоретического КПД к действительному. Подобный расчет был чисто формальным и не мог обеспечить надежных результатов [1].
В 1907 г. профессор Императорского Московского технического училища В. И. Гриневецкий опубликовал разработанный им метод теплового расчета рабочего процесса ДВС. Сущность этого метода заключается в том, что Гриневецкий ввел целый ряд частных параметров для всех отдельных элементов теплового расчета. Эти параметры были найдены Гриневецким путем анализа результатов экспериментального исследования нескольких двигателей и последующего их обобщения [1].
Расчет Гриневецкого полностью удовлетворял потребностям своего времени. Но Гриневецкий не мог касаться бескомпрессорных дизелей, не использовал цикл со смешанным подводом теплоты; не касался особенностей теплового процесса двухтактных дизелей; не рассматривал газовые двигатели с высокой степенью сжатия; особенности рабочего процесса быстроходных двигателей, а также двигателей, работающих с наддувом, которые имеют наибольшее значение для современных судовых энергетических установок [1].
Решение всех этих новых для того времени задач, возникших в тепловом расчете, после Гриневецкого взяла на себя плеяда его учеников и последователей, в том числе Е. К. Мазинг,
Н. Р. Брилинг, В. Г. Цветков, А. С. Орлин, Б. С. Стечкин, С. Е. Лебедев и др. На базе метода Гриневецкого было разработано несколько вариантов теплового расчета применительно к различным типам двигателей. Эти варианты и по существу, и с внешней стороны несколько отличаются от своего первоначального источника и между собой.
1 Материал статьи подготовлен при поддержке РФФИ (грант № 08-08-00105).
С развитием техники путем сочетания и дополнения методик расчета рабочего процесса ДВС была получена достаточно надежная в инженерных расчетах методика Гриневецкого - Ма-зинга как единая общая система. Гриневецкий в своем тепловом расчете предлагал предварительно задаваться температурой остаточных газов Тг и коэффициентом наполнения цилиндра Пн и дал формулы для вычисления температуры начала сжатия Та и коэффициента остаточных газов уг.
Мазинг, в свою очередь, предложил принимать по оценке температуру остаточных газов Тг и коэффициент остаточных газов уг, а вычислять температуру начала сжатия Та и коэффициент наполнения пн, введя в систему уравнений Гриневецкого температуру Т'0 (воздуха, нагретого стенками цилиндра).
Достоинством классической методики расчета явилась ее универсальность как для двухтактных двигателей, так и для четырехтактных с наддувом и без него.
В системе уравнений Лебедева [1] появляются три новых поправочных коэффициента по сравнению с методикой Гриневецкого - Мазинга. Эти уточняющие коэффициенты усложняют все уравнения системы расчета:
1) коэффициент очистки (£. < 1) учитывает частичную продувку камеры сжатия и соответственно - снижение давления выталкивания рг до меньшей величины в начале обратного хода;
2) коэффициент дозарядки (^ > 1) учитывает дополнительное поступление воздуха (горючей смеси) и соответственно - повышение давления всасывания ра по инерции в конце такта всасывания до большей величины в начале сжатия;
3) коэффициент неравенства теплоемкостей (^с > 1) появляется в уравнении смешения; Сс = 1,05-1,1.
Кроме того, в методике теплового расчета двигателя с внешним смесеобразованием по Лебедеву при расчете процесса наполнения разрежение 8а на такте всасывания и избыточное давление 8Г на такте выпуска находятся исходя из значений скоростей потока через всасывающий ювс и выхлопной ювых клапаны [1]. Эта методика применима и для расчета процесса наполнения дизельного двигателя. Данный прием расчета вполне целесообразен, поскольку рекомендуемые значения разрежения на такте всасывания [2, 3] имеют незначительный диапазон лишь для двух- и четырехтактных двигателей, не указываются также никакие различия в зависимости от размеров цилиндра, быстроходности, степени форсирования и т. д.
В целом методика Гриневецкого - Мазинга, как никакая другая, приближена к реальному процессу, протекающему в цилиндре двигателя, и при инженерных расчетах дает неплохую точность результатов.
Чаще всего расчет показателей рабочего цикла производится как поверочный применительно к конкретному типу двигателя, имеющему определенные показатели рабочего процесса и условия работы.
Однако рекомендуемые диапазоны исходных данных довольно условны [2, 4], не привязываются к какому-либо конкретному двигателю и разнятся лишь в зависимости от тактности двигателя, его оборотности, наличия или отсутствия наддува, а также от способа смесеобразования. Но этой градации явно недостаточно, поскольку за жизненный цикл двигателя его характеристики претерпевают изменения, и реальный рабочий процесс разительно отличается от его математической модели расчета.
Другие источники, например [5], предлагают методики расчета, в которых, кроме исходных данных, общих с моделью Гриневецкого - Мазинга, задаются показателями политроп сжатия п1 и расширения п2. Этот подход принципиально неверен, поскольку предусматривает значительные допущения. Основными факторами, влияющими на показатели политроп сжатия и расширения, являются интенсивность охлаждения цилиндра, его размеры, частота вращения коленчатого вала и интенсивность движения заряда [2].
Несмотря на то, что эти показатели непрерывно изменяются на протяжении всего процесса сжатия и расширения, Мазинг доказал [1, 2, 6], что вполне приемлемо с малой погрешностью (<< 5 %) использовать средние показатели политроп сжатия и расширения.
Кроме того, в методике, предлагаемой в [5], осуществляется расчет состава продуктов сгорания (СО2, Н2О, О2, N2) в моль/кг. Этот пункт вполне рационален, поскольку связан с экологическими проблемами двигателестроения. Проверку данных по составу продуктов сгорания экспериментальным методом можно осуществить при помощи газоанализаторов различных конструкций.
В [7] предлагается на основании законов термодинамики внести изменения в термодинамические расчеты рабочих циклов ДВС и по внесенным изменениям выявить пути повышения экологичности и экономичности ДВС. Метод Гриневецкого узаконивает применением коэффициента использования теплоты при сгорании X = 0,65^0,9 [2, 8]. На основании ограничения максимальной температуры продуктов сгорания Т2 = 2 273 К по выведенным в [7] уравнениям сгорания топлива определяется удельное количество теплоты q1, вводимое в цикл, в зависимости от выбираемой величины степени сжатия е; по конкретному значению q1 необходимая величина коэффициента избытка воздуха а рассчитывается по уравнению [9]:
а = ^т - ^ ,
А0 ■ ^
где Qт - теплотворная способность топлива, кДж/кг; А0 - теоретически необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива при а = 1.
В порядке обсуждения в [10] предлагается вести расчет процесса сгорания топлива в дизелях с учетом работы топливоподающей аппаратуры, а индикаторной диаграммы - с учетом не только теплообмена, но и утечек. Однако, как уже было отмечено, это предложено в порядке обсуждения, и, кроме того, эти предложения апробированы пока только применительно к тепловозным дизелям.
В ходе экспериментальных исследований в лаборатории кафедры «Судостроение и энергетические комплексы морской техники» при Астраханском государственном техническом университете была получена экспериментальная индикаторная диаграмма дизеля 2Ч 9,5/11. Для анализа экспериментальных данных была использована классическая методика Гриневецкого -Мазинга, зарекомендовавшая себя как достаточно надежная в инженерных расчетах [2-4]. Исходные данные для расчета по методике Гриневецкого - Мазинга в большинстве случаев выбираются из диапазона рекомендуемых значений, однако в нашем случае основные исходные данные, такие как р0, Т0, «, ge, были взяты по результатам эксперимента. Использование экспериментальных значений исходных данных вызвано необходимостью наиболее тесного приближения экспериментальных данных к теоретическим для закономерного их сравнения. По данным [2], значение степени повышения давления при сгорании для высокооборотных дизелей составляет X = 1,4+1,6, в то время как по данным эксперимента X = 1,79. Необходимость использования экспериментального значения степени повышения давления при сгорании вызвана тем, что двигатель работал на режиме, отличном от номинального, в то время как методика Гриневецкого - Мазинга разработана для номинального режима работы [11].
Геометрическая степень сжатия взята из паспорта двигателя (е = 17).
Такой нестабильный показатель, как коэффициент избытка воздуха а, определялся исходя из известного экспериментального значения расхода воздуха на двигатель.
При расчете оперировали средним составом дизельного топлива; из этих же соображений выбиралось значение низшей теплотворной способности топлива Qн.
Уже при расчете процесса сжатия выявились расхождения между расчетными и экспериментальными данными.
Давление в цилиндре в конце процесса сжатия, МПа:
Рс = Ра е« = 4,26,
где ра - давление в конце процесса наполнения, МПа; е - геометрическая степень сжатия; «1 - средний показатель политропы сжатия.
В то же время экспериментальное значение давления в цилиндре в конце процесса сжатия: рсэ = 3,213 (МПа), Арс = 32,6 %.
Такое рассогласование между расчетными и экспериментальными данными происходит в связи с тем, что модель расчета Гриневецкого - Мазинга подразумевает такую идеализацию реального процесса, протекающего в цилиндре двигателя, как подвод теплоты (впрыск топлива) при нахождении поршня в верхней мертвой точке, т. е. методика не учитывает опережение начала подачи топлива и задержку самовоспламенения (индукцию). С момента начала подачи топлива в цилиндр процесс сжатия не может рассматриваться как политропный с показателем «ь посколь-
ку неизвестен закон изменения давления: в первый момент после начала подачи топлива наблюдается снижение скорости нарастания давления (участок Сд-С на рис.), поскольку топливо начинает интенсивно испаряться, забирая часть теплоты от сжимаемого заряда, а затем появляются первые очаги воспламенения [11]. Значит, политропный процесс с показателем щ сжатия свежего заряда протекает до точки Сд (рис.) при некоторой действительной степени сжатия ед (геометрическая же степень сжатия е = 17), которая легко определялась по методике, изложенной в [12].
Значительное расхождение экспериментальных и расчетных данных выявляется при расчете температуры в начале подачи топлива. При расчете по методике Гриневецкого - Мазинга в точке Сд температура tCд @ 510 °С. При снятии значения с экспериментальной установки температура в конце процесса сжатия ¿с = 350^370 °С, следовательно, в точке Сд температура еще ниже. Температура ¿с снимается путем прямого термометрирования при помощи микротермопары. Толщина хромелькапелевых электродов микротермопары составляет 15 мкм, в связи с чем термопара обладает малой инерционностью. Значение температуры ¿с в конце процесса сжатия снимается без подачи топлива в цилиндр из-за риска разрушения термопары [11].
Этим подтверждается еще одно расхождение между методикой Гриневецкого - Мазинга и полученными экспериментальными данными: не в полной мере учитывается теплоотдача от сжимаемого заряда к стенкам цилиндра, хотя и учитывается нагрев заряда от горячих стенок цилиндра величиной АТа = 10^20 К [2, 3]. В начале сжатия температура заряда ниже температуры стенок цилиндра, и теплоотдача происходит от стенок к заряду. При равенстве температур теплоотдачи не происходит (этот процесс протекает в короткий промежуток времени, когда величина щ достигает значения к = 1,4 - процесс адиабатный). Далее, при продолжающемся сжатии, температура заряда растет, и градиент температур меняет свое направление. С уменьшением объема растет температурный напор, а значит, становится интенсивней теплообмен между «горячим» зарядом и «холодными» стенками цилиндра. Таким образом, потери в стенки цилиндра снижают температуру сжимаемого заряда на 100^120 К. Это, вероятно, учитывается в модели Гриневецкого - Мазинга, но явно недостаточно [11].
В методике Гриневецкого - Мазинга механическим КПД ^мех задаются. Однако диапазоны рекомендуемых значений ^мех (например, в [2] - для четырехтактных дизелей без наддува Лмех = 0,75^0,8) довольно условные; например, для дизелей одной марки, но с различным временем наработки, механический КПД может отличаться на 2^4 %. Поскольку механический КПД конкретного экспериментального двигателя неизвестен, среднее эффективное давление опреде-
лялось исходя из значений расчетного среднего индикаторного давления р, и среднего давления механических потерь рмех, определенного расчетным путем по методике, изложенной в [2].
В связи с доказанностью вышеперечисленных недостатков классической методики расчета Гриневецкого - Мазинга целесообразно произвести более мелкое деление индикаторной диаграммы на участки (рис.) и производить расчет рабочего процесса двигателя в соответствии с этим делением, как то: процесс наполнения - участок г-а (на рисунке не показан), реальный процесс сжатия свежего заряда - участок а-Сд, процесс сжатия топливовоздушной смеси -участок Сд—С, процесс сгорания - участок С-Х (в этой же области диаграммы происходит предварительное расширение горючей смеси со степенью предварительного расширения р), процесс расширения (рабочий ход) - участок Х-а, процесс газообмена с окружающей средой (выпуск отработавших газов) - участок а-г (на рисунке не показан) [11].
Однако в классической модели Гриневецкого - Мазинга не производится расчет процесса газообмена с окружающей средой. Целесообразно включить этап расчета участка а-г (процесса выпуска отработавших газов) для возвращения в исходную точку расчета с целью сопоставления выбранных исходных и полученных расчетным путем данных.
Особый интерес представляет участок Сд-С теоретической индикаторной диаграммы -от начала подачи топлива в цилиндр двигателя до конца процесса геометрического сжатия рабочей смеси. Как говорилось выше, закон изменения давления в цилиндре на этом участке неизвестен. Топливо подается не мгновенно, а на протяжении определенного угла поворота коленчатого вала двигателя, иногда превышающего угол опережения начала подачи топлива, поэтому рассчитать точное количество топлива в фиксированный момент времени на этом участке можно, используя закон подачи топлива форсункой, который носит интегральный характер.
Первые порции поданного в цилиндр топлива начинают интенсивно перемешиваться с воздухом и испаряться, к моменту окончания подачи топлива его основная часть уже активно горит либо успевает сгореть полностью, поэтому уловить точно момент начала горения топлива невозможно. В данном случае поможет расчет динамики тепловыделения в цилиндре [2, 4].
Используя эти умозаключения, а также учитывая указанные недостатки классической методики расчета, можно провести вполне оправданную попытку расчета процесса сжатия на участке Сд-С (рис.) либо, по крайней мере, получить аналитическим путем закон изменения давления в цилиндре после начала подачи топлива в цилиндр двигателя.
Кроме того, процесс действительного сжатия (участок диаграммы а-Сд) рассчитывается без надлежащего учета теплоотдачи от сжимаемого заряда к стенкам и крышке цилиндра. Целесообразно, наряду с расчетом внутреннего и внешнего тепловых балансов, произвести оценку теплопередачи от сжимаемого свежего заряда через стенки цилиндра в охлаждающую воду и блок. Этот расчет позволит сопоставить еще и значения температуры в конце сжатия, наряду со значениями давления [11].
Учитывая приведенный выше анализ методик расчета рабочего процесса ДВС, можно сделать следующие выводы.
1. Классическая методика Гриневецкого - Мазинга не учитывает:
- опережение начала подачи топлива;
— теплоотвод от сжимаемого заряда к стенкам и головке цилиндра.
2. Диапазоны рекомендуемых значений исходных данных носят условный характер.
В связи с этим хорошо отработанная методика индицирования ДВС укажет пути совершенствования моделей расчета рабочих процессов ДВС, поскольку даже такая надежная и достаточно точная методика расчета, как модель Гриневецкого - Мазинга не в состоянии учесть все реалии действительного процесса. Предлагается комбинировать методики расчета, сочетая их достоинства и устраняя выявленные недостатки.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Тареев В. М. Справочник по тепловому расчету рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания. - М.: Речной транспорт, 1959. - 34 с.
2. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей: учеб. для втузов / Д. Н. Вырубов, Н. А. Иващенко, В. И. Ивин и др.; под ред. А. С. Орлина, М. Г. Круглова. -М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.
3. Судовые двигатели внутреннего сгорания: учеб. / Ю. Я. Фомин, А. И. Горбань, В. В. Добровольский, А. И. Лукин и др. - Л.: Судостроение, 1989. - 34 с.
4. Дизели: справ. / под общ. ред. В. А. Ваншейдта, Н. Н. Иванченко, Л. К. Коллерова. - Л.: Машиностроение, 1977. - 480 с.
5. Моргулис Ю. Б. Двигатели внутреннего сгорания. Теория, конструкция и расчет. - М.: Машиностроение, 1972. - 336 с.
6. Барсуков С. И., КнаубЛ. В. Термодинамика и теплопередача. - Одесса: ОИСВ, 1993. - 393 с.
7. Григорьянц Р. А., Григорьев А. Н. Новое в теории рабочего цикла двигателей внутреннего сгорания // Двигателестроение. - 2002. - № 2. - С. 38-40.
8. Кузовлев В. А. Техническая термодинамика и основы теплопередачи. - М.: Высш. шк., 1983. - 336 с.
9. Ленин И. М. Теория автомобильных и тракторных двигателей. - М.: Машиностроение, 1969. - 368 с.
10. Шелест П. А. Индикаторный процесс тепловозного дизеля // Вестн. машиностроения. - 2001. - № 7. -С. 24-32.
11. Каргин С. А. Теоретическое обоснование и экспериментальное исследование рабочего процесса судового ДВС с комбинированным смесеобразованием и принудительным воспламенением: дис. ... канд. техн. наук. - Астрахань: АГТУ, 2006. - 162 с.
12. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей: учеб. для втузов / под общ. ред. А. С. Орлина и М. Г. Круглова. - М.: Машиностроение, 1984. - 384 с.
Статья поступила в редакцию 11.02.2009
THE ANALYSIS OF METHODS OF CALCULATION OF PARAMETERS OF A WORKING CYCLE OF MARINE ICE
A. P. Isaev, S. A. Kargin, K. K. Kolosov
The analysis of existing methods of calculation of parameters of the working cycle of marine ICE is given. On the basis of the analysis of the experimental data received at carrying out of the researches of the working processes of a ship diesel engine and the engine with combined mixture formation, additions and changes are made in the Grinevetsky - Mazing method of calculation, they have allowed to receive satisfactory convergence of calculation results on share operating running regime of the engine.
Key words: methods of calculation, parameters of a working cycle, marine ICE.
