CC BY
119
ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА
УДК 629.424.1:621.436-61.004.18 Ц р ВЕДРУЧЕНКО
В. В. КРЛЙНОВ
Омский государственный университет путей сообщения
ПОВЫШЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ТЕПЛОВОЗНЫХ И СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ НА МАЛЫХ НАГРУЗКАХ И ХОЛОСТОМ ХОДУ ДРОССЕЛИРОВАНИЕМ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА_
На основе выполненного анализа методов повышения экономичности дизельных двигателей воздействием на турбокомпрессор выбран способ регулирования количества нагнетаемого воздуха в двигатель с помощью сконструированной заслонки. Получена расчетная нагрузочная характеристика дизеля с учетом дросселирования наддувочного воздуха на режимах малых нагрузок; показано улучшение экономических и эффективных показателей при выбранном способе регулирования.
К современным тепловозным и судовым дизелям предъявляются повышенные требования: они Должны работать с высокими технико-экономическими показателями в широком диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режимов, Помимо высокого коэффициента запаса по крутящему моменту от двигателя требуется экономичная работа на неноминальных режимах. Для тепловозных, судовых, автомобильных и тракторных дизелей жела-
тельным является сохранение постоянной мощности при уменьшении скорости вращения коленчатого вала [1 — 9].
В связи с этим очень эффективной оказалась идея использования турбокомпрессора на двигателе: появилась возможность значительно повысить мощность и экономичность ДВС на номинальном режиме. Пропускная способность турбины и компрессора на этом режиме при проектировании согласуется
Таблица 1
Основные показатели режимов работы тепловозов
Серия тепловозов Род службы Коэффициент использования мощности с учетом холостого хода, кв11 Ьремя работы на холостом ходу в % ко всему времени работы тепловоза
ТЭЗ 0,30 - 0,40 40 - 57
2ТЭ10Л Грузовой 0,28 53,9
2ТЭ116 0.27 53,6
ТЭП60 Пассажирский 0,31 43,3
ТЭП70 0,35 38,5
ТЭМ1 Маневровый 0,117 54,2
ЧМЭЗ 0,093 47,3
с гидравлической характеристикой двигателя, их коэффициент полезного действия (КПД) имеет высокие значения, поэтому и КПД комбинированного двигателя, представляющего собой комплекс собственно двигателя (дизеля), турбины и компрессора, близок к максимальному. Однако применение тур-бонаддува влечет за собой и ряд недостатков, сущность которых сводится к следующему. На нерасчетных режимах КПД турбины и компрессора резко падают, а их пропускная способность тогда не согласуется с гидравлической характеристикой двигателя. Вследствие этого при переходе двигателя на режимы, отличающиеся от номинального, параметры рабочего процесса ухудшаются, тогда даже современные двигатели с турбонаддувом имеют низкие значения коэффициентов запаса крутящего момента и не удовлетворяют требованию постоянства мощности. Более того, большинство из них, особенно форсированные на номинальном режиме, не могут развивать постоянный крутящий момент при понижении скоростного режима. Основная причина указанного недостатка — неудовлетворительная работа агрегатов турбонаддува [1,3 — 7].
В то же время на лучших образцах двигателей достигнуты высокие значения форсировки (рте = 1,6ч-ч-2,5 МПа) и экономичности (Ье = 190 -ь200 г / (кВт«ч)) на расчетном режиме. Однако эксплуатационный расход топлива на единицу выполненной работы непрерывно увеличивается. Обусловлено это тем, что транспортные двигатели, особенно автомобильные, тракторные, тепловозные и судовые, большую часть работы выполняют в нерасчетных условиях, когда скорость вращения коленчатого вала и нагрузка в основном ниже номинальных. Именно на данных режимах двигатели с газотурбинным наддувом имеют низкий КПД, поэтому стоимость выполненной работы у них выше, чем у дизелей, не оборудованных агрегатами турбонаддува.
С одной стороны, следует отметить то обстоятельство, что стремление к повышению мощности на номинальном режиме — процесс необратимый. Созданные в последние годы дизели работают при Р,„е= 2,0+2,8 МПа. Для этого потребовалось увеличить давление наддувочного воздуха до рв = 0,3 -г -0,5 МПа.
С другой стороны, установлено [2,3,6,7], что дизельные силовые установки тепловозов значительное время (до 50 % и больше) работают на холостом ходу и расход топлива на этом режиме оказывает существенное влияние на их эксплуатационную I экономичность. В табл. 1 приведены обобщенные
данные основных показателей работы тепловозов во времени на холостом ходу [2,3].
В эксплуатации, как показывают статистические исследования [6,7], время работы дизелей по тепловозной характеристике распределяется следующим образом:
Для дизелей магистральных тепловозов:
1. Холостой ход и малые нагрузки 31 — 58 %
2. Номинальный режим
и близкие к ним мощности 4 — 17 %
3. Переходные режимы
и прочие позиции 39 — 64 %
Для дизелей маневровых тепловозов:
1. Холостой ход 62 %
2. Малые нагрузки 5,9%
3. Переходные режимы 28,8 %
4. Высокие и средние нагрузки 3,2 %
На рис. 1 приведены зависимости часового расхода топлива дизелями основных транспортных тепловозов от частоты вращения коленчатого вала при выключенном вентиляторе холодильника [2]. Из рис. 1 видно, что двухтактные дизели расходуют
300 400 500 600 700 800 об/мин Ю00
Рис.). Часовой расход топлива В в зависимости от частоты вращения коленчатого вала п
при работе тепловозных дизелей без нагрузки: 1 - 6ЧН31.8/33; 2 - 16ЧН26/26; 3 - 10Д20,7/2г25,4 (2Д100); 4 - 16ДН23/30; 5 - 10ДН20,7/2г25,4 (10Д100).
Рис. 2. Среднее давление внутренних потерь Рм в зависимости от средней скорости поршня уш для дизелей с неисправным впрыском топлива: 1 - четырехтактные дизели; 2 - двухтактные дизели (без учета потерь на приводной агрегат продувки).
топлива больше, чем четырехтактные. Это объясняется, главным образом, затратами топлива на привод нагнетателя продувочного воздуха, мощность которого мало зависит от мощности дизеля и существенно зависит от частоты вращения коленчатого вала.
Для уменьшения расхода топлива при работе дизеля на холостом ходу существует, в общем случае, два пути. Один — снижение механических сопротивлений в дизеле, а также мощности вспомогательных агрегатов. Другой — улучшение рабочего процесса дизеля на холостом ходу. Под механическими сопротивлениями подразумевают трения в подшипниках, редукторах, механизмах газораспределения и цилиндрах дизеля. Кроме того, мощность расходуется на привод встроенных в дизель агрегатов (водяной и масляный насосы, агрегаты наддува).
Значение среднего давления внутренних потерь Р„ для двухтактных дизелей без учета затрат мощности на нагнетатель продувочного воздуха меньше, чем для четырехтактных не только вследствие отсутствия насосных потерь, но и меньших потерь на трение от сил инерции.
На рис. 2 показаны зависимости среднего давления внутренних потерь для двух- и четырехтактных дизелей от средней скорости поршня, полученные как методом прокручивания, так и методом отключения отдельных цилиндров дизелей [2,3]. На кривую 1 нанесены точки, соответствующие потерям на дизелях Д49 и Д70, свидетельствующие о том, что для четырехтактных дизелей с непосредственным впрыском, разными размерами цилиндра и с разными формами камер сгорания средние давления внутренних потерь мало отличаются по своим абсолютным значениям.
Из сравнения кривой 2 на рис. 1 и кривых расхода топлива двухтактными дизелями на рис. 2 видно, какое значение для топливной экономичности этих дизелей имеет совершенствование приводных агрегатов наддува.
Поскольку мощность приводного нагнетателя зависит от противодавления на выпуске, она может быть уменьшена за счет снижения давления в наддувочном коллекторе (ресивере) путем перепуска части воздуха во всасывающую полость воздуходувки. Осуществление этого мероприятия на дизеле 2Д100 позволило снизить часовой расход топлива на холостом ходу на 3 - 4 кг/ч [2].
Одним из способов снижения потерь мощности на механические сопротивления и расход топлива на холостом ходу является уменьшение минимальной частоты вращения коленчатого вала дизеля. Однако этот способ связан с трудностями по обеспечению устойчивой работы дизеля как по динамике работы
коленчатого вала, так и по протеканию рабочего процесса.
На малой частоте вращения потери на трение в коренных и шатунных подшипниках составляют около 4 % суммарных потерь, насосные потери изменяются во всем диапазоне режимов работы двигателя от 2 до 15 %, потери на привод встроенных агрегатов — от 4 до 7 %. Суммарное сопротивление трения деталей поршневой группы примерно равно 44 — 66% всех внутренних потерь [2].
По расчетным данным работы [2], приведенным в табл. 2, видно, что в дизелях Д49 имеет место следующее распределение внутренних потерь Рм по узлам при работе на номинальной частоте вращения коленчатого вала без нагрузки.
Из табл. 2 следует, что наибольшие потери имеют место в цилиндрах двигателя. В связи с этим следует отметить практическую необходимость исследований процессов трения поршней и условий их смазки.
Расчеты показывают, что потери Ри могут быть снижены за счет конструктивных изменений дизеля [6-8].
При переходе дизеля с расчетного режима к малым нагрузкам вследствие резкого нарушения нормальной работы топливной аппаратуры, снижения температуры внутренней поверхности камеры сгорания и температуры наддувочного воздуха ухудшаются процессы смесеобразования и сгорания топлива, одновременно растут относительные потери на теплопередачу. Появляется недожог и унос топлива, и, как следствие, снижается индикаторный КПД ("п- по данным исследований — от 0,47 на номинальной нагрузке до 0,38 на холостом ходу [6,7].
Кроме того, с уменьшением нагрузки происходит падение механического КПД (г|т) двигателя, усугубляемое снижением температуры смазочного масла. В итоге резко падает эффективный КПД двигателя [6 — 8].
Таблица 2 Доля потерь на трение в узлах дизеля
Наименование узла Доля потерь в % от суммарных потерь в дизеле
Поршневая группа 44 - 57
Шатунные подшипники 9,3 - 11,4
Коренные подшипники 11,5 - 14,2
Масляные насосы 8,0 - 27,4
Водяные насосы 5,2 - 7,0
Распределительный вал и топливные насосы 2,4 - 3,1
Анализ полученных разными авторами результатов исследований зависимости индикаторного КПД от степени сжатия, степени повышения давления, параметров начала сжатия, коэффициента избытка воздуха, давления надувочного воздуха и др. показал, что они не могут быть применены для режимов малых нагрузок, т.к. характер зависимости индикаторного КПД от этих величин на больших нагрузках отличен от характера их влияния на я, на малых нагрузках и холостом ходу.
Как уже отмечалось, ухудшение эффективных показателей на режимах малых нагрузок связано с уменьшением механического и индикаторного КПД при уменьшении нагрузки.
Таким образом, можно заключить, что ухудшение показателей работы двигателя с газотурбинным наддувом при работе на режимах малых нагрузок и холостого хода происходит по следующим основным причинам:
1. Ухудшается смесеобразование, вследствие чего снижается интенсивность сгорания топлива. Само по себе ухудшение смесеобразования происходит по ряду причин, главными из которых являются: резкое падение давления впрыска топлива из-за падения температуры воздушного заряда в цилиндре и снижения температуры стенок камеры сгорания; чрезмерное обеднение рабочей смеси из-за возрастания коэффициента избытка воздуха сверх оптимального.
2. Увеличиваются относительные тепловые потери в стенки цилиндра вследствие:
а) понижения температуры охлаждающей воды в системе охлаждения;
б) понижения температуры масла в системе смазки;
в) увеличения времени протекания цикла.
3. Как следствие плохого смесеобразования и сгорания топлива появляется недожог и унос топлива из-за плохого распыливания, попадания капель топлива на холодные стенки камеры сгорания и его конденсации.
4. По этой причине разжижается картерное масло, а также происходит интенсивное нагарооб-разование на поршне и газоотводном тракте. Попадание топлива и нагара в масло ведет к уменьшению сроков его службы.
5. Механический КПД уменьшается вследствие роста относительных механических потерь при охлаждении и повышении вязкости масла.
Для четырехтактных дизелей с газотурбинным наддувом и автономным турбокомпрессором уменьшить расход воздуха (уменьшить коэффициент избытка воздуха до оптимальных значений) дизелем можно введением дросселирования воздуха до или после нагнетателя турбовоздуходувки. Для двухтактных дизелей, имеющих обычно в качестве второй ступени наддува (за турбовоздуходувкой) приводной нагнетатель, уменьшение расхода воздуха осуществимо как перепуском его из ресивера дизеля на всасывание во вторую ступень (если нагнетатель объемного типа), так и путем дросселирования до или после приводного центробежного нагнетателя.
Однако уменьшение количества подаваемого компрессором воздуха и его давления при дросселировании на входе в компрессор или на выходе из него связано с увеличением гидравлического сопротивления (рис. 3). При согласовании гидравлической характеристики транспортного двигателя и характеристики компрессора дросселирование воз-
7
Рис. 3. Гидравлические характеристики двигателя: 1 - при отсутствии дросселирования; 2 - при nH0U= const;
3 - при пш = const; 4 - при дросселировании;
5 - граница помпажа.
духа используют для ограничения давления наддува при увеличении частоты вращения вала двигателя от значения пм, соответствующего максимальному крутящему моменту, до номинального пнт (1,5,22]. При переходе с режима Г, х на номинальной частоте с ростом частоты вращения вала увеличив ается частота вращения ротора, а вместе с тем и степень повышения давления компрессора. При дросселировании понижаются давление наддува ри и давление газа перед турбиной р(Г Вследствие этого уменьшается частота вращения ротора турбокомпрессора, и при лит устанавливается новый режим совместной работы [22]. На этом режиме может несколько повыситься температура выпускных газов, однако заметно будет снижена механическая напряженность двигателя. Исследования показывают [22], что дросселирование воздуха на выходе из компрессора оказывает большее влияние на режим совместной работы двигателя и компрессора, чем дросселирование воздуха на входе. Однако конструктивно проще осуществить последнее. Кроме того, при дросселировании воздуха на входе можно несколько сдвинуть границу помпажа в сторону меньших расходов и тем самым расширить рабочий диапазон компрессора по расходу воздуха [ 11,22,23].
Регулирование компрессора перепуском воздуха применительно к компрессорам транспортных двигателей целесообразно использовать как антипом-пажное средство и как способ поддержания определенного давления наддува. В первом случае при приближении расхода воздуха через компрессор к значениям, соответствующим границе помпажа, на нагнетательном патрубке открывается клапан, который выпускает неиспользуемый двигателем воздух. Вследствие этого точка совместной работы двигателя и компрессора будет расположена левее границы помпажа. Для использования энергии выпускаемого воздуха его можно направить в компрессор по касательной к периферии входного патрубка в направлении вращения колеса или во входной патрубок турбины, при этом также расширяется диапазон работы турбокомпрессора. Во втором случае перепускной клапан, установленный на линии нагнетания, при превышении заданного давления (что
характерно для работы двигателя по внешней характеристике на режимах, близких к номинальному) открывается и давление наддува понижается, Выпускаемый воздух целесообразно направить на вход в турбину или (для эжекции) на выход из нее. Такой способ регулирования нашел применение в автотракторных двигателях [22,23].
Были проведены испытания тепловозного дизеля 6ЧН31.8/33 (Д50) с установкой дроссельной заслонки за нагнетателем турбокомпрессора [2,3]. Путем изменения положения дроссельной заслонки удалось достигнуть разрежения в ресивере до 980 мм вод. ст. Увеличение разрежения на всасывании в четырехтактном дизеле приводит к существенному уменьшению коэффициента избытка воздуха а из-за понижения давления воздуха в начале сжатия и за счет повышения его температуры в начале сжатия вследствие увеличения коэффициента остаточных газов. Это объясняется тем, что давление в выпускном коллекторе превышает давление воздуха в ресивере и в момент перекрытия клапанов происходит заброс газов в воздушный ресивер. В связи с этим температура воздуха в ресивере при разрежении 980 мм вод. ст. возрастает на 22 °С.
Кроме того, при увеличении разрежения на всасывании происходит возрастание индикаторной мощности дизеля, т.к. превышение давления газов в выпускном коллекторе под давлением воздуха в ресивере приводит к увеличению «насосных потерь».
В связи с изложенным одним из основных путей совершенствования работы двигателей можно считать применение регулируемого турбонаддува, поскольку именно от турбокомпрессора зависит экономичность двигателя в нерасчетных условиях. Этой теме посвящено большое количество исследований, в которых рассматриваются вопросы качества работы собственно лопаточных машин и совместная их эксплуатация с ДВС [2 — 7,10].
В нашей стране и за рубежом ведутся интенсивные исследования по разработке и внедрению систем автоматического регулирования турбонаддува. Ранее в нашей стране этим вопросом занимались ведущие институты и предприятия: ЦНИДИ, МВТУ им. Баумана, НАТИ, Харьковский завод им. Малышева, ЗИЛ, Специальное конструкторское бюро турбокомпрессоров (СКБ'Г, Пенза) и др. Работы в области регулируемого турбонаддува ведутся в ряде зарубежных фирм: Garrett Corporation, Ford, FIAT, Daimler - Benz, Chrysler, Porsche, Saab - Turbo, Svenska Flygmotor, MAN и др. И тем не менее, несмотря на значительный опыт, теория регулируемого турбонаддува, связанного с комплексным использованием регулируемых турбины и компрессора, разработана еще недостаточно.
Кратко проанализируем опубликованные работы, посвященные данной проблеме.
Отметим, что метод регулирования наддува ДВС с помощью перепуска части газа перед турбиной в атмосферу был впервые предложен в авиации. Вариант такой системы и анализ ее динамических качеств приведены в работе [10]. Данный способ оказался весьма перспективным и в настоящее время исследования в этой области ведутся в нашей стране и за рубежом. Указанная система автоматического регулирования (САР) обеспечивает постоянство мощности авиационного двигателя при изменении высоты над уровнем моря.
В работе [11] анализируется способ перепуска части сжатого воздуха после компрессора на вход в
турбину и показано улучшение внешней характеристики двигателя 16ЧН26/26.
Следует отметить, что за рубежом достаточно широко применяются системы регулирования перепуском газа. На САР турбонаддува этого типа имеется большое количество патентов [12], в которых описаны различные конструктивные варианты блоков регулирования. Обоснование данного способа построено, как правило, на экспериментальных исследованиях. В работах [14,15] приведен материал, свидетельствующий о существенном улучшении внешней характеристики двигателя с помощью количественного способа регулирования.
Регулируемый турбонаддув получил за рубежом достаточно широкое практическое распространение. Например, фирма Garrett Corporation (США) устанавливает регуляторы турбонаддува на турбокомпрессоры массового производства [13]. Фирма GMC для регулирования тепловозного двигателя использует турбокомпрессор с сопловым регулированием [16,17]. Шведская фирма Saab разработала двигатель с перепуском газа, что позволило повысить значение Tt на пониженных скоростных режимах [18]. Три метода регулирования турбонаддува: дросселирование газа на входе турбины, перепуск газа минуя турбину и перепуск воздуха на вход в турбину — применяют на двигателях, выпускаемых фирмой Ford [17]. Итальянская фирма FIAT внедрила систему регулирования давления наддувочного воздуха с перепуском газа в атмосферу [19].
Таким образом, из выполненного краткого анализа также следует, что наиболее эффективным средством, позволяющим улучшить эксплуатационные характеристики дизеля, является все же применение регулируемого турбонаддува, поскольку другие мероприятия (специальная регулировка топливной аппаратуры, подбор выхлопной системы «дизель—коллектор—турбина», настройка турбокомпрессора на малый или средний скоростной режимы и др.) должного эффекта не дают [1].
Известны два способа регулирования турбонаддува: качественный и количественный. Более эффективным, но и сложным является первый способ, который основан на использовании свободного турбокомпрессора, имеющего турбину с регулируемым сопловым аппаратом и компрессор с регулируемым лопаточным диффузором или входным направляющим аппаратом. Второй способ проще и надежнее. Он связан с применением перепуска части газа минуя турбину и части сжатого воздуха в атмосферу или на вход в турбину.
Выбирая режимы и параметры работы турбины и компрессора, можно достаточно эффективно обеспечить согласование их характеристик с характеристикой двигателя только при степени повышения давления менее 2,0. При более высоких степенях повышения давления для согласования характеристик двигателя и турбокомпрессора с целью повышения экономичности работы на режимах малых нагрузок и холостого хода применяют различные способы регулирования. Основные из них следующие [5,20,21]:
— ступенчатое и бесступенчатое регулирование скорости вращения вала турбокомпрессора с изменением нагрузки;
— дросселирование воздуха на впуске в двигатель;
— дросселирование отработавших газов на выпуске из двигателя перед турбиной;
— перепуск части выпускных газов в атмосферу;
Рис. 4. Схема системы наддува дизеля с рециркуляцией воздуха через компрессор: 1 ~ дизель; 2 - крыльчатка; 3 - корпус; 4 - кольцевая камера;
5 - направляющий аппарат; 6 - рабочее колесо;
7 - нагнетательный патрубок; 8 - поворотная заслонка; 9 - перепускной трубопровод; 10 - выхлопной трубопровод.
— перепуск воздуха на вход в газовую турбину или за турбину;
— регулирование подачи воздуха путем изменения проходного сечения турбины или компрессора;
— применение дополнительного наддувочного агрегата с независимым приводом;
— дросселирование воздуха на входе в компрессор;
— изменение угла а, входа потока воздуха на лопатки колеса компрессора входным направляющим аппаратом;
— поворот лопаток лопаточного диффузора;
— поворот лопаток входного направляющего аппарата и лопаточного диффузора;
— изменение высоты канала диффузора;
— перепуск воздуха из нагнетательного патрубка во всасывающий или выпуск его в атмосферу;
— изменение высоты соплового аппарата;
— одновременное регулирование турбины и компрессора;
— изменение частоты вращения компрессора или турбокомпрессора дифференциальной передачей между валом двигателя, ротором компрессора и турбины и валом съема мощности.
Указанные выше способы регулирования в той или иной степени повышают экономичность двигателя на малых нагрузках и холостом ходу, но либо приводят к усложнению конструкции двигателя, либо к усложнению условий работы турбины или компрессора.
Более приемлемым является способ, предусматривающий рециркуляцию воздуха через компрессор с перепуском на всасывание в кольцевую камеру (20,21], с помощью которого можно обеспечить как повышение температуры воздуха на выходе из ком-
прессора, так и устойчивую работу самого компрессора.
На рис. 4 показана принципиальная схема системы наддува, при помощи которой реализуется предлагаемый способ.
Двигатель 1 внутреннего сгорания содержит турбокомпрессор, включающий компрессор с крыльчаткой 2, корпусом 3, кольцевой камерой 4 и направляющим аппаратом 5, и турбину с рабочим колесом 6. Нагнетательный патрубок 7 компрессора через поворотную заслонку 8 и перепускной трубопровод 9 соединен с кольцевой камерой 4. Турбина работает на отработавших газах, поступающих из выхлопного трубопровода 10.
В процессе работы двигателя 1 отработавшие газы по трубопроводу ¿0 поступают в рабочее колесо 6 турбины и приводят ее во вращение. Энергия вращения передается крыльчатке 2 компрессора, в которой происходит сжатие воздуха, поступающего из нагнетательного патрубка 7 на наддув двигателя. Давление наддува регулируют путем перепуска части сжатого воздуха из патрубка 7 через заслонку 8 и перепускной трубопровод 9 во всасывающее отверстие крыльчатки 2,
Заслонку открывают при работе двигателя на частичных нагрузках. Воздух, поступающий во всасывающее отверстие крыльчатки 2, получает предварительную закрутку в направляющем аппарате 5 в направлении вращения крыльчатки, В результате перепуска давление наддува снижается, что обеспечивает повышение экономичности двигателя. Закрутка перепускаемой части воздуха обеспечивает дополнительное снижение плотности при той же скорости вращения турбины, что приведет к допол-
Рис. 5. Расчетная нагрузочная характеристика судового дизеля 6ЧРН32/48 (бтТ)48А1Л:
- без рециркуляции наддувочного воздуха;
- с рециркуляцией наддувочного воздуха.
нительному повышению эффективности системы регулирования наддува.
Конструктивно (применительно к дизелю 8ЧН25/34) надувочный воздух из переходного патрубка подводится в полость вокруг фасонной вставки турбокомпрессора ТК23СЧЭ. Прилегание фасонной вставки тщательно уплотняется резиновыми кольцами, а в самой вставке выполнено 12 отверстий диаметром 8 мм с общей площадью 6 см2. Через эти отверстия воздух подается в среднюю часть входного аппарата рабочего колеса компрессора по направлению его вращения.
Однако недостатком регулирования компрессора дросселированием воздуха является ограниченность диапазона регулирования и уменьшение КПД турбокомпрессора вследствие непроизводительной затраты мощности турбины на преодоление сопротивления дросселирования воздуха [22].
На рис. 5 представлена полученная нами по методике, разработанной в НГАВТ [23], расчетная нагрузочная характеристика дизеля 6ЧРН32/48 для двух вариантов: с рециркуляцией надувочного воздуха с перепуском его через компрессор с помощью сконструированной нами заслонки и без рециркуляции надувочного воздуха.
Из анализа данных рис. 5 следует, что при работе дизеля по нагрузочной характеристике оценочные расчетные значения экономических эффективных и мощностных показателей улучшаются.
В расчетах принималось, что заслонка функционирует лишь при мощности дизеля менее 50 % от номинальной. Допускалось также, что на режимах холостого хода и нагрузок по мощности до 50 % от номинальной значение коэффициента избытка воздуха а при дросселировании уменьшилось от значений 3+5 до 2,0+2,5. При этом значения а, часового расхода воздуха Саи и коэффициента наполнения Фс на холостом ходу и малых нагрузках получены прямым расчетом, а значения избыточного давления наддува р,п(, среднего эффективного давления р,„е и эффективного КПД Г1е( носят оценочный качественный характер изменения по нагрузочной характеристике. Характер их изменения был получен в ряде работ [9,20,22] при испытаниях подобных дизелей на стенде.
Таким образом, анализ закономерностей изменения показателей рабочего процесса и факторов, на них влияющих, позволяет предложить ряд инженерных, конструктивных и регулировочных мероприятий для снижения негативного влияния режима холостого хода и малых нагрузок на параметры работы двигателя. Такие мероприятия должны быть подтверждены расчетом, численным моделированием и экспериментально в условиях стенда и эксплуатации.
Библиографический список
1. Рыбальченко А. Г, Автоматическое регулирование турбо-наддува дизелей / Киев-Донецк: Вища школа, 1984. 152 с.
2. Володин А. И. Топливная экономичность силовых уста-новоктепловозов / А. И. Володин, Г. А. Фофанов. М.,Транспорт, 1979. 126 с.
3. Хомич А. 3. Экономия топлива и техническая модернизация тепловозов / А. 3. Хомич, О. И. Тупицын, А. Э. Симеон. М-, Транспорт, 1975. 264 с.
4. Ведрученко В. Р. О сокращении времени переходных процессов тепловозных и судовых дизелей с газотурбинным
наддувом // Повышение надежности и экономичности дизельного подвижного состава: Межвуз. темат. сб. науч. тр. / Омский гос. ун-т путей сообщения, Омск. 2000. С. 24 - 28.
5. Работа дизелей в условиях эксплуатации: Справочник / А. К, Костин, Б. П. Пугачев, Ю, Ю. Коченев. Л., Машиностроение, 1989. 284 с.
6. Ерощенков С. А. Повышение экономичности тепловозного дизеля 2Д100 на режимах малых нагрузок и холостом ходу: Авто-реф. дисс. ... канд. техн. наук. Харьков, 1968. 13 с.
7. Скрипец Н. Ф. Исследование путей повышения экономичности тепловозных дизелей типа Д70 на режимах малых нагрузок и холостом ходу: Автореф. дисс.... канд. техн. наук. Харьков, 1969. 19 с.
8. Смирнов В. В. Исследование влияния параметров наддувочного воздуха на совместную работу двухтактного среднеоборотного дизеля и агрегатов воздухоснабжения с целью снижения расхода топлива на режимах малых нагрузок и холостого хода: Автореф. дисс. ... канд. техн. наук. Л., 1981. 21 с.
9. Брук М. А. Работа дизеля в нестационарных условиях / М. А. Брук, А. С. Виксман, Г. X. Левин. — Д.: Машиностроение, 1981.208 с.
10. Кринецкий И. И. Регулирование двигателей внутреннего сгорания .- М.-Киев: Машгиэ, 1960, 192 с.
11. Дехович Д. А. Улучшение внешней характеристики двигателя 16ЧН26/26 путем регулируемого перепуска воздуха из компрессора в турбину // Энергомашиностроение, 1971, № 6. С.37-39.
12. D'inventin 1472398 (France). Dispositif de comnaude pour turbo compresseurs de suralimentation des moteurs. TRW Inc.
13. Garret Carp. The advantages of turbocharging pe Lrol engines. S, Air. Mach. Eng., 1974, 24, N 12. P. 333-335.
14. Timoney S. G. High pressure turbocharging o[ two-stroke engines. SAEPreprints, 1969, N690747. 12 p.
15. Wadman B. Turbocharging system for smaller automobile and industrial diesels. Diesel and Gas Turbine Progr., 1976, 42, N 9. P. 22-23.
16. Nuell W. T., Vonder. Turbocharging on Better Vehicle Engines. SAE Preprints, N 631A. 14 p.
17. Nuell W. T., Vonder. Zunehmende Einturung der Abgas turboladers auch fur Ottomotoren, insbeson dere fur Fur — und Flug-rende. MTZ, 1963, 24, N 9. S. 321-325.
18. Bahr A. Neue Fahrzeigmotorren mit Abgasturboladern der IAA77. MTZ, 1977, 38, N 1. P. 542-545.
19. MaggiL.Turbosoffiante con "Wastegate" e "Oveboost" und nuova prospettiva péril molore automobilistico ad accensione co-mandata. ATA, 1977, 30, N 5. P. 215-217.
20. Шквар A. Я . О влиянии рециркуляции воздуха через компрессор на работу судового двигателя 8ЧН25/34 / А. Я. Шквар, В. С. Наливайко, С. Н. Литвин // Судовое энергомашиностроение. Сб. науч. тр, Николаевский кораблестроительный ин-т. Николаев, 1986. С. 11-14.
21. Ас. № 1180544 СССР, МКИ F 02 В 37/12. Способ регулирования наддува двигателей внутреннего сгорания // Шквар А. Я., Наливайко В. С. Приоритет 28.04.84. Бюл. изобр. № 35. 1985.
22. Вырубов Д. Н. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д. Н. Вырубов, Н. А. Иващенко, В. И.Ивин, М. Г. Кругловидр. М.: Машиностроение, 1988. 372 с.
23. Лебедев О. Н. Двигатели внутреннего сгорания речных судов / О. Н. Лебедев, В. А. Сомов, С. А. Калашников. М.: Транспорт, 1990. 328 с.
ВЕДРУЧЕНКО Виктор Родионович, доктор технических наук, профессор кафедры теплоэнергетики. КРАЙНОВ Василий Васильевич, кандидат технических наук, доцент кафедры теплоэнергетики.
