Исследование влияния конструктивных параметров турбокомпаундного дизеля на его экономичность Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.431.73

А. В. Васильев, Е. А. Дивинский

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ТУРБОКОМПАУНДНОГО ДИЗЕЛЯ НА ЕГО ЭКОНОМИЧНОСТЬ

Введение

Значительным резервом повышения экономичности поршневых и комбинированных двигателей является утилизация энергии выхлопных газов. В связи с этим были проведены расчетные исследования дизеля с силовой газовой турбиной (СТ), установленной последовательно по ходу газов за турбинами турбокомпрессоров (ТКР). Исследования выполнены с помощью расчетной модели, созданной на основе обобщенного численного метода [1, 2], доработанного нами для случая наличия СТ [3]. Адекватность модели подтверждена хорошим соответствием экспериментальным данным, полученным при испытаниях дизеля 8ЧВН 15/16 при изменении противодавления на выпуске [4]. Из экспериментов с повышенным противодавлением на выпуске видно, что существенное влияние на экономичность турбокомпаундного двигателя оказывает проходное сечение турбины турбокомпрессора. Отмечено также, что во всём диапазоне режимов наблюдается отсутствие продувки цилиндров в период перекрытия клапанов и возможность обратных забросов газов из выпускного коллектора в цилиндр и из цилиндра во впускной коллектор. Кроме того, отмечена возможность обратного выброса свежего заряда во второй половине такта впуска. Задачей исследования являлось выявление резервов повышения экономичности турбокомпаунд-ного дизеля. Кроме того, осуществлялся выбор параметров проходных сечений силовой турбины и турбины турбокомпрессора, а также фаз газораспределения (ГР).

В ходе исследования сравнивались параметры турбокомпаундного дизеля с параметрами дизеля 8ЧВН 15/16 без СТ для его модификации В-500Д номинальной мощностью N = 309+5 кВт при частоте вращения коленчатого вала п = 1 800 мин-1. В ходе математического моделирования рабочего процесса дизеля данной модификации без СТ получены следующие параметры: п = 1 800 мин-1, Ые = 312,8 кВт; среднее эффективное давление ре = 0,9219 МПа; удельный эффективный расход топлива ge = 227,2 г/(кВт • ч); индикаторный КПД с учётом потерь на газообмен п = 0,4031; среднее давление насосных потерь рнх = 0,1067 МПа; коэффициент избытка воздуха а = 2,175.

Расчеты при изменении проходных сечений турбины ТКР и СТ проведены с фазами ГР, соответствующими серийным фазам с учетом участков сбега кулачков: угол опережения открытия впускного клапана фвп1 = 24,3°; угол запаздывания закрытия впускного клапана фвп2 = 58,3°; угол опережения открытия выпускного клапана фвып1 = 74,1°; угол запаздывания закрытия выпускного клапана фвып2 = 22,1°.

Параметры турбины ТКР, так же как и при расчете дизеля без СТ, заданы по шести точкам, каждая из которых характеризуется коэффициентом напора, пропускной способностью ^ и эффективным КПД турбины. В данном численном эксперименте изменялись значения турбины ТКР с шагом 0,000025 м2 для пяти характеристик и условно принимались постоянными значения коэффициента напора и эффективного КПД турбины. Значения показаны в табл. 1.

Таблица 1

Пропускная способность турбин ТКР

Коэффициент напора КПД турбины

№ характеристики

1 2 3 4 5

0,000375 0,00035 0,000325 0,0003 0,000275 0,5 0,15

0,000425 0,0004 0,000375 0,00035 0,000325 1,0 0,6

0,000475 0,00045 0,000425 0,0004 0,000375 1,5 0,74

0,000515 0,00049 0,000465 0,00044 0,000415 2,0 0,77

0,000535 0,00051 0,000485 0,00046 0,000435 2,5 0,75

0,000545 0,00052 0,000495 0,00047 0,000445 3,0 0,73

Характеристика / без СТ соответствует столбцу № 2 табл. 1. Значения минимальных проходных сечений корпуса СТ после разгонного участка выбирались так, чтобы мощность СТ была близка к значению ЛСТ = 20 кВт, соответствующему потребной максимальной мощности на привод вентилятора дизеля В-500Д. Кроме того, оценивалась возможность получения наилучшей экономичности в случае передачи мощности СТ на коленчатый вал. Для исследования выбран диапазон изменения ^(05 от 0,0038 до 0,0043 м2 с шагом 0,0001 м2.

В табл. 2 приведено изменение удельного расхода топлива geI, турбокомпаундного дизеля, мощности Лст силовой турбины и параметров, влияющих на ge£ в зависимости от сочетания и / При расчёте gex КПД редуктора принят равным 0,95.

Таблица 2

Изменение параметров турбокомпаундного дизеля в зависимости от проходных сечений турбины ТКР и СТ

^<05, М2 № характеристики ц/ 8 еЕ , г/(кВт • ч) Лет, кВт П< а Рнх, МПа

0,0038 1 221,43 19,32 0,39 1,576 -0,1094

2 221,58 20,34 0,3884 1,615 -0,1156

3 221,82 21,42 0,3866 1,655 -0,1224

4 222,22 22,48 0,3846 1,697 -0,1297

5 222,65 23,81 0,3822 1,747 -0,1383

0,0039 1 220,91 18,8 0,3915 1,607 -0,1077

2 221,11 19,78 0,39 1,645 -0,1139

3 221,39 20,84 0,3881 1,686 -0,1207

4 221,78 21,95 0,3861 1,73 -0,1281

5 222,29 23,27 0,3835 1,781 -0,137

0,004 1 220,46 18,24 0,393 1,638 -0,1061

2 220,68 19,21 0,3915 1,676 -0,1123

3 221 20,22 0,39 1,717 -0,1191

4 221,4 21,39 0,3874 1,763 -0,1267

5 222,05 22,62 0,3847 1,814 -0,1357

0,0041 1 220,08 17,6 0,3946 1,668 -0,1045

2 220,37 18,53 0,393 1,706 -0,1107

3 220,66 19,63 0,391 1,75 -0,1176

4 221,14 20,77 0,3887 1,797 -0,1255

5 221,84 22,04 0,3859 1,849 -0,1348

0,0042 1 219,75 16,93 0,396 1,7 -0,1029

2 220,05 17,88 0,3943 1,739 -0,1092

3 220,39 18,96 0,3923 1,783 -0,1162

4 220,93 20,11 0,3899 1,831 -0,1244

5 221,7 21,43 0,3869 1,885 -0,1341

0,0043 1 219,52 16,2 0,3974 1,73 -0,1014

2 219,77 17,2 0,3957 1,772 -0,1079

3 220,18 18,28 0,3939 1,817 -0,1151

4 220,79 19,43 0,391 1,866 -0,1234

5 221,64 20,78 0,3878 1,923 -0,1336

Зависимости изменения ge£ от сочетания и /представлены также на рис. 1. Наилуч-

шее значение ge£ получено при = 0,0043 м2 при наибольшем / турбины ТКР, что связано с более высоким индикаторным КПД п при удовлетворительном уровне коэффициента воздуха а и более низкими насосными потерями рнх. Максимальный выигрыш по экономичности по сравнению с дизелем без СТ составляет 7,7 г/(кВт • ч).

Ftos, м2

Рис. 1. Зависимости изменения ge2 от сочетания F0S и у/

2

Ft0S, м

Рис. 2. Зависимости изменения мощности силовой турбины Nct от сочетания Ft0S и у/

Однако сочетание Ft0S и у/ при наилучшем значении geS не обеспечивает требуемой мощности для привода вентилятора (20 кВт), что хорошо видно на рис. 2 по зависимости изменения Nct от сочетания Ft0S и у/ Данное сочетание можно использовать при передаче мощности СТ на коленчатый вал. Выбором промежуточных между указанными в табл. 1 значений у/ турбины NRH для каждого из Ft0S с заданным шагом подобраны значения Nct = const = 20 ± 0,1 кВт. При этом рассчитаны значения geS. Расчетные данные приведены в табл. 3.

Таблица 3

Влияние проходного сечения СТ на экономичность дизеля при ограничении мощности СТ

Ftos, м2 ge& г/(кВт ■ ч) Nct, кВт

0,0038 221,51 20,03

0,0039 221,15 20,0

0,004 220,96 20,0

0,0041 220,79 19,98

0,0042 220,93 20,10

0,0043 221,2 20,09

Из табл. 3 следует, что при NCT = const = 20 ± 0,1 кВт в заданном диапазоне Ft0S влияет на geS незначительно. Для дальнейших расчетов, с учетом передачи мощности СТ на привод вентилятора, можно выбрать значение Ft0S = 0,0041 м2. При этом выигрыш по экономичности по сравнению с дизелем без СТ составил 6,4 г/(кВт • ч).

Разработанная математическая модель рабочих процессов двигателя, учитывающая характеристики МГР с учётом требований по динамике и надёжности, позволяет исследовать влияние на показатели двигателя фаз ГР и на этой основе выбирать их оптимальные значения. Методикой предусмотрена возможность учета обратных течений газов из выпускного коллектора и цилиндра.

При исследовании влияния фаз ГР использована методика планирования эксперимента, позволяющая получить регрессионные зависимости, использованные для оптимизации характеристик ГР в заданном поле режимов.

В табл. 4 представлена матрица ортогонального центрального композиционного плана численного эксперимента для получения регрессионных зависимостей удельного эффективного расхода топлива g es от фаз ГР двигателя:

geX = *0+ Z Ьл + Z bjxixj + Z biix2 , (1)

i i < j i

где b0, bi, bj, bii - коэффициенты; i, j - номера факторов; хг-, xj - кодированные значения факторов. Значения x1, x2, x3, x4 соответствуют следующим факторам: фвп1 - угол опережения откры-

тия впускного клапана; фвп2 - угол запаздывания закрытия впускного клапана; фвып1 - угол опережения открытия выпускного клапана; фвып2 - угол запаздывания закрытия выпускного клапана. За центр плана были приняты значения фаз ГР при использовании серийных распределительных валов с учётом деформации клапанного привода и остаточного теплового зазора: фвп1= 24,3°, фвп2 = 58,3°, фвып1 = 74,1°, фвып2 = 22,1°. Шаг варьирования по всем факторам составлял 10° угла поворота коленчатого вала. За центр плана были приняты значения фаз ГР при использовании серийных распределительных валов. Варьируемыми факторами являлись углы опережения открытия и запаздывания закрытия клапанов. Табл. 4 содержит также значения функции отклика ge£ для всех точек плана, определённые путём моделирования рабочих процессов и по уравнению регрессии, а также результаты их сравнения.

Расчеты выполнены при условии постоянства коэффициента избытка воздуха а = 1,77. Выполнение этого условия обеспечивалось соответствующим выбором цикловой подачи топлива. Таким образом, при вычислении ge£ учитываются результаты процесса очистки и наполнения цилиндров, в частности количество свежего заряда.

Таблица 4

План численного эксперимента для получения регрессионных зависимостей удельного эффективного расхода топлива geE

от фаз газораспределения двигателя

Номер опыта № Кодированные значения факторов Функция отклика ge'£, МПа Отклик по регрессии, МПа Ошибка, %

Хі Х2 Хз Х4

1 2 3 4 5 6 7 8

1 -1 -1 -1 -1 223,36 223,49 0,06

2 +1 -1 -1 -1 222,3 222,44 0,062

3 -1 +1 -1 -1 224,24 224,39 0,065

4 +1 +1 -1 -1 222,8 222,93 0,057

5 -1 -1 +1 -1 223,97 224,1 0,059

6 +1 -1 +1 -1 222,72 222,8 0,038

7 -1 +1 +1 -1 225 225,12 0,055

8 +1 +1 +1 -1 223,3 223,43 0,057

9 -1 -1 -1 +1 221,08 220,99 -0,043

10 +1 -1 -1 +1 220,85 220,76 -0,039

11 -1 +1 -1 +1 221,88 221,83 -0,021

12 +1 +1 -1 +1 221,3 221,21 -0,042

13 -1 -1 +1 +1 221,76 221,67 -0,04

14 +1 -1 +1 +1 221,33 220,22 -0,052

15 -1 +1 +1 +1 222,76 222,65 -0,047

16 +1 +1 +1 +1 221,89 221,79 -0,043

17 -1,414 0 0 0 222,77 222,66 -0,048

18 1,414 0 0 0 221,34 221,31 -0,015

19 0 -1,414 0 0 220,69 220,65 -0,018

20 0 1,414 0 0 221,79 221,69 -0,045

21 0 0 -1,414 0 221,24 221,11 -0,059

22 0 0 1,414 0 221,96 221,95 -0,005

23 0 0 0 -1,414 224,78 224,1 -0,3

24 0 0 0 1,414 220,63 221,17 0,24

25 0 0 0 0 220,83 221,1 0,13

Сопоставление исходных значений функции отклика с вычисленными по формуле (1) позволяет сделать вывод об удовлетворительной точности регрессионной зависимости, т. к. ошибка не превышает 0,3 % .

В табл. 5 приведены угловые протяжённости опытных законов движения толкателя с учётом сбега, разработанных на основе численного метода в соответствии с данным планом, в табл. 6 - коэффициенты регрессионной зависимости (1), определённые по известным методикам (например, [5, 6]).

Таблица 5

Угловые протяжённости опытных законов движения толкателя, в градусах поворота кулачкового вала

№ кулачка 1 2 3 4 5

Впуск 138 141 148 155 158

Выпуск 148 151 158 165 168

Таблица 6

Коэффициенты регрессионной зависимости удельного расхода топлива g ^ от фаз газораспределения двигателя

Ь0 221,11 Ь23 0,3375

Ьх -0,4791 Ь24 -0,1125

Ьц 0,4382 Ь3 0,2969

Ь 12 -0,1013 Ь33 0,2107

Ьі3 -0,5875 Ь34 0,2124

Ь 14 0,2088 Ьл -1,0355

Ь2 0,3678 Ьф^ 0,7633

Ьт2 0,3072

Рассмотрим некоторые результаты исследования. На рис. 3 приведены зависимости ge^z от фаз ГР впускного клапана фвпі и фвп2 при значениях фаз выпускного клапана фвьші и фвып2, соответствующих центру плана. Полученные данные позволяют выявить качественные и количественные закономерности влияния фаз ГР на величину geS.

10

ф°вп1

223,9

223.6

223.3 223

222.7

222.4 222,1

221.8

221.5 221,2 220,9

220.6 220,3 220

ф0вп2

geL г/(кВт • ч)

а

25 п

221,» вп1 20

[222,4

1222,7

44 48 52 56 60 64 68 '

ф0вп2

б

Рис. 3. Суммарный эффективный расход топлива с учётом потерь на газообмен в зависимости от фаз газораспределения впускного клапана

Так, при увеличении фвп1, с одной стороны, уменьшаются насосные потери на такте впуска, с другой - ухудшается наполнение цилиндра в связи с забросом остаточных газов во впускной канал на такте выпуска (расчёт выполнялся с учётом возвращения в цилиндр остаточных газов, поступивших во впускной канал в ходе кратковременного заброса). При этом функция ge£ (фвп1) имеет минимум приблизительно для фвп1 = (27...29)0.

Эта закономерность сохраняется, как следует из рис. 3, во всём исследуемом диапазоне фвп2. Более существенно влияние на удельный расход топлива ge£ угла запаздывания закрытия впускного клапана фвп2. Это связано с тем, что при чрезмерно больших значения фвп2 заметно уменьшается количество свежего заряда (и, следовательно, цикловая подача топлива в соответствии с условием a = const), что вызывает рост geS с ростом фвп2 в исследуемом диапазоне. Однако при малых фвп2 проявляется встречно действующий фактор уменьшения насосных потерь на впуске с увеличением фвп2. В связи с этим, например, в области фвп2 = (44.48)° заметно снижается скорость уменьшения geS при росте фвп2.

Из приведённых на рис. 3 результатов следует, что варьирование фаз ГР впускного клапана в заданных пределах при условии постоянства коэффициента избытка воздуха а приводит к изменению величины удельного расхода топлива g е-^, вычисленного с учётом потерь на газообмен, приблизительно от 220,5 до 223,5 г/(кВт • ч).

На рис. 4 приведена зависимость ges от фаз ГР выпускного клапана при значениях фаз впускного клапана фвпі = 24° и фвп2 = 58° (центр плана).

gel,

г/(кВт • ч)

вып1

12 16 2014^832

ф

°вып2

а

Рис. 4. Суммарный эффективный расход топлива с учётом потерь на газообмен в зависимости от фаз газораспределения выпускного клапана

На диаграммах видно, что в области фвып1 = (68... 70)° имеется минимум функции ge£, связанный с минимизацией суммы потери полезной работы расширения газов и насосных потерь при выпуске. Можно отметить, что в диапазоне (60. 78)° при фвып2 = (27. 32)° меняется незначительно.

На рис. 5 приведена зависимость ge•E (фвп1, фвып2) при фвп2 = 58° и фвып1 = 74° (центр плана).

35 30

25 ф°вып2 20 15 10

І?25!?! 16 20 24 28 32 36

ф°вп1

б

1-- - - с

::::::: I--- ■4 -4 -■= ТТ -ч

1-- -

-А--

?2 2,і гИ-

+

[222 \-

Л- г?? 5 >2 --Л--

-[3:^ -- ц- 1-- ■7 —

: з2^з,5: 1-

-г224Л Л - - _ V

и - ч -- ч 4

-иіріг-* Л *4-

№2# -ч \ 4

Рис. 5. Суммарный эффективный расход топлива в зависимости от перекрытия фаз впускного и выпускного клапанов

Из приведённых диаграмм следует, что с увеличением фвп1 и фвып2 имеется минимум функции ge^E при фвп1 = 26° и фвып2 = 29°. Необходимо отметить, что перекрытие фаз впускного и выпускного клапанов несколько увеличилось по сравнению с серийными фазами для дизеля без СТ (фвп1 = 24° и фвып2 = 22°), что связано с превалированием изменения насосных потерь над влиянием обратных забросов газов на индикаторный КПД.

Зависимости, аналогичные приведённым на рассмотренных диаграммах, легко могут быть получены также при других сочетаниях фаз ГР при различных критериях оптимизации и ограничениях, например, по температуре выхлопных газов, путем сканирования в заданных диапазонах факторов при постоянстве коэффициента избытка воздуха а.

В результате оптимизации по ge£ получены следующие наилучшие фазы ГР: фвп1 = 26°, фвп2 = 44°, фвып1 = 68°, фвып2 = 29°. Однако улучшение geI, по сравнению с использованием серийных фаз составило 0,6 г/(кВт • ч) (величина ge£ с 220,8 г/(кВтч) уменьшилась до 220,2 г/(кВт • ч), что незначительно и не оправдывает изготовления новых распределительных валов.

Заключение

Таким образом, при использовании различных сочетаний минимального проходного сечения СТ и / турбины ТКР для дизеля типа 8ЧВН 15/16 можно получить максимальный выигрыш по ges до 7,7 г/(кВт • ч) с использованием редуктора, имеющего КПД 0,95. При передаче мощности СТ на привод вентилятора дизеля В-500Д выигрыш по ges составляет 6,4 г/(кВт • ч) при том же КПД редуктора.

С использованием методики планирования эксперимента получены регрессионные зависимости суммарного удельного эффективного расхода топлива ge£ от фаз ГР двигателя. Улучшение g е£ по сравнению с использованием серийных фаз составило 0,6 г/(кВт ч) (величина ges с 220,8 г/(кВтч) уменьшилась до 220,2 г/(кВт • ч), что незначительно и не оправдывает изготовления новых распределительных валов. Однако метод исследования влияния фаз может быть использован для других дизелей.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Григорьев Е. А., Васильев А. В. Математическое моделирование рабочего процесса двигателя 8ЧВН 15/16 с целью оптимизации фаз газораспределения и законов движения клапанов // Наземные транспортные системы: межвуз. сб. науч. тр. - Волгоград: ВолгГТУ, 2000. - С. 7-12.

2. Васильев А. В., Григорьев Е. А., Дивинский Е. А. Повышение эффективности дизеля совершенствованием газораспределения // Тракторы и сельхозмашины. - 2000. - № 6. - С. 20-22.

3. Васильев А. В., Дивинский Е. А. Исследование рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной // Двигателестроение. - 2004. - № 2. - С. 15-17.

4. Экспериментальное исследование рабочего процесса дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины / Волгоградский моторный завод. - Волгоград, 1989. - 69 с. - Деп. во ВНТИЦ, инв. № 028.90064083.

5. ШенкХ. Теория инженерного эксперимента. - М.: Мир, 1972. - 381 с.

6. Таблицы планов эксперимента для факторных и полиномиальных моделей / В. З. Бродский, Л. И. Бродский, Т. И. Голикова и др. - М.: Металлургия, 1982. - 752 с.

Статья поступила в редакцию 18.06.2010

THE STUDY OF THE INFLUENCE OF DESIGN PARAMETERS OF TURBOCOMPOUND DIESEL ENGINE ON ITS FUEL CONSUMPTION

A. V. Vasiliev, E. A. Divinskiy

The rated studies of the influence of cross sections of turbine compressor and power turbine and also phases of gas distribution on the fuel consumption of turbocompound diesel engine are considered. The studies are executed by the model, created on the base of generalized numerical method of calculation of diesel engine performance, complemented by authors for the presence of power turbine. By using different combinations of minimum cross sections of power turbine and turbine compressor of 8^BH 15/16 diesel engine, the possibility of maximum gain receipt according to ge about 7.7 g/(kWt • h) using reduction gear box with coefficient of efficiency about 0.95 is shown. If power turbine transmits power to gear system of the fan of B-500,3, diesel engine, gain by ge is about 6.4 g/(kWt • h) using reduction gear box with the same coefficient of efficiency. During calculations of influences of change of gas distribution phases, using in addition the method of experiment planning, there were received regression dependences of total specific fuel consumption geS on engine gas distribution phases. In comparison with serial phase usage increase of geS is about 0.6 g/(kWt • h), that is too small and does not justify the production of new camshafts. The method of study of the gas distribution phase influence may be used for other diesel engines.

Key words: power turbine, turbine compressor, gas distribution phases, fuel consumption, turbocompound diesel engine.