CC BY
27
затрудняло измерение скоростного давления микроманометром ММН-250. Для гашения пульсации в разрывах импульсных трубок устанавливались емкости. Экспериментально определено, что для гашения пульсаций на двигателе К461 достаточно устанавливать емкости 1,5 л.
Выводы. Разработан перечень приборов и схем их размещения, позволяющие измерять расходы отработавших газов, их температуру, количество подсасываемого воздуха и изменение коэффициента эжекции Р при разных поперечных сечениях выхлопного патрубка эжекторного устройства. Установлено влияние пульсации давления в газоходе за двигателем внутреннего сгорания, предложено мероприятие гашения этих пульсаций в виде емкостей, устанавливаемых в разрывах импульсных трубок. Для двигателя К461 достаточно емкости 1,5 л.
Список литературы
1. Соколов Е.Я., Зингер Н.Л. Стуйные аппараты. Изд.2-ое, М.: Энергия, 1970, 288 стр., ил.
2. П.А. Безверхний. Работа инжекционных смесителей и эжекторов и их расчет. Учебн.пособие, Днепропетровск, 1975.
3. Локомотивные энергетические установки: Учеб. Для вузов ж.-д. трансп./А.И.Володин, В.З.Зюбанов, В.Д.Кузьмич и др.; Под ред. А.И.Володина. М.:ИПК «Желдориздат», 2002.-718с
УДК 621.435
Грицук 1.В., к.тн., доцент (Дон1ЗТ) АдровД.С., асшрант (ДонНАБА)
СИСТЕМИ УТИЛВАЦП ТЕПЛОТИ В1ДПРАЦЬОВАНИХ ГАЗ1В ПОРШНЕВИХ I КОМБ1НОВАНИХ ДВИГУН1В ВНУТР1ШНЬОГО
ЗГОРАННЯ
Вступ. Поршневi i комбшоваш двигуни внутршнього згорання (ДВЗ) е найбшьш численними серед теплових джерел енергп, що використовуеться людством, 1х широке поширення обумовлене тим, що в результат багаторiчного розвитку вони досягли достатньо високих енергетичних i економiчних показниюв, мають достатню надшшсть i
добре освоеш в технолопчному вщношенш. Однак !х коефщент корисно1 ди обмежено параметрами реалiзованого в них термодинамiчного циклу й ефективний ККД двигушв iз примусовим запаленням палива не перевищуе 33 %, а дизелiв - 46 % [1, 2, 3, i ш.]. Це свiдчить про значнi «втрати» енерги, що вводиться в них з паливом, причому значну частину 1х становлять «втрати» з вщпрацьованими газами (ВГ), а також, бшьшу частину робочого часу поршневi ДВЗ працюють на змiнних швидкiсних i навантажувальних режимах.
Анал1з останнш до^джень i публжацш. Виконаш ранiше роботи багатьох авторiв дозволили проаналiзувати основнi види «втрат» ДВЗ енерги, що вводиться в них з паливом, обгрунтувати розподш теплоти i теплового балансу, а також основш можливостi використання термiчного потенцiалу вiдпрацьованих газiв ДВЗ для транспортних засобiв i стацiонарних силових установок.
Метою роботи е пошук i обгрунтування формування основних напрямюв використання термiчного потенцiалу вiдпрацьованих газiв поршневих двигунiв внутрiшнього згорання.
Основна частина. Рисунок 1 дозволяе представити залежшсть складових енергетичного балансу вщ частоти обертання колiнчастого валу й вщ навантаження бензинового двигуна й дизеля з газотурбшним наддуванням [4, 5]. Як видно з рисунку 1, незалежно вщ режиму роботи двигушв, «втрати» теплоти з ВГ у навколишне середовище достатньо велию, i ця обставина визначае доцшьшсть утилiзацil теплоти, яка втрачаеться поршневими й комбiнованими двигунами. Наведенi графши свiдчать, що ВГ поршневих ДВЗ мають значну енергiю: у дизелях вона становить 85-110 % по вщношенню до ефективно! потужностi, а в двигунах iз примусовим запалюванням палива перевершуе 11 на 25-45 %. Тобто, юнують значнi резерви одержання додатково! енерги й тдвищення економiчностi у випадку уташзаци теплоти, як «губляться» з продуктами згорання, що йдуть в атмосферу.
Вщомо, що ефективнiсть роботи будь-яко1 системи утаизаци теплоти ВГ поршневих ДВЗ буде ютотно змiнюватись залежно вщ кiлькостi теплоти й температури И джерела, що приводить у дда вщповщну систему. Це е серйозною проблемою, що гальмуе розвиток уташзацшних систем на об'ектах мобшьно1 i стащонарно1 технiки, двигуни яких працюють на безупинно змшюючихся режимах. Результати ощнки «втрат» енерги iз продуктами згорання (ПЗ), що викидаються в атмосферу поршневими ДВЗ, свщчать про значш резерви пiдвищення економiчностi й
можливост одержання додатково! корисно! роботи у випадку уташзацп ще! енерги.
100 90 80 70 60 50 АО 30 20 10
Озал
Онз
Оахл
Не
0% 100 90 80 70 60 50 40 30 20 10
вз 7Л /
/ ш ? \
ж
ч \
Ос от
/
У
Не
0.% 100 90 80 70 60 50 40 30 20
—, Л-
\ Ъал
Звг
--
1ахл
—
Уе
0% 100 90 ВО 70 60 50 40 30 20 10
V
\ Ъал
1ахл
1в
воо
1600 П хд~
а
020,3 04 йВРпе, МПа б
125 т 175 Не. кВт в
10001250 1500 а хб' г
Рисунок 1 - Вплив швидюсного i навантажувального режимiв роботи двигуна на складовi енергетичного балансу: а, б - двигуна ЗМЗ-53; в, г -
двигуна ЯМЗ - 238Н
Можливо видшити два основних напрямки використання термiчного потенщалу ВГ (систем утаизаци теплоти ВГ) - для одержання додатково! корисно! роботи (1) й для забезпечення теплотою нужденних у нш тих або шших споживачiв (2).
1. При першому напрямку додаткова корисна робота або передаеться (додаеться) безпосередньо на колшчастий вал поршневого ДВЗ, або використаеться для приводу яких-небудь агрега^в i систем силово! установки. У цьому напрямку системи уташзацп теплоти ВГ поршневих ДВЗ можна роздшити на основних п'ять груп [6]: паросиловi установки, термоелектричш генератори, двигуни Стирлшга (ДС), повiтрянi розширювальнi машини i поршневi двигуни з внутрiшнiм пароутворенням.
Кожна з наведених систем мае сво! переваги i недолiки, зупинимось бшьш детально на перерахованих системах утилiзацil теплоти ВГ ДВЗ.
Паросиловi установки iз зовншнiм пароутворенням. На рисунку 2 показана схема комбшованого дизеля корпораци «Термоелектрон» (США)
[7]. Характерною рисою И е те, що у вторинному контурi використання теплоти циркулюе власне робоче тшо. Пiдкачуючим насосом 2 воно в рщкому станi спрямовуеться в пщ^вач 6 i потiм у парогенератор 5, де завдяки теплот^ отримананш вiд ВГ дизеля, рiдина випаровуеться. Пар приводить в дда розширювальну машину 4, яка пов'язана редуктором з тинчастим валом дизеля. По^м пар через пiдiгрiвач (де вщ нього нагрiваеться рiдина, яка спрямовуеться в парогенератор) надходить у конденсатор 7 i звщти у рщкому сташ робоче тiло повертаеться в шдкачуючий насос 2.
7 6 5
Рисунок 2 - Схема комбшованого двигуна корпораци «Термо-Электрон»
(США):
1 - дизель; 2 - шдкачуючий насос; 3 - редуктор; 4 - розширювальна машина; 5 - парогенератор; 6 - пда^вач; 7 - конденсатор
За даними [7] випробувань автомобшя з комбшованим двигуном, що виконано за розглянутою схемою, було отримано потужнють на 15 % вище номшально1. Також вiдомi силовi установки, у яких робочим тшом вторинного контуру використання теплоти е вода iз системи охолодження ДВЗ [8] (рисунок 3). Вщповщно до розрахунюв [8] тдвищення ККД у результатi ре^заци тако1 схеми може досягати 18 %. Близью даш за шдвищенням ККД установок при використанш в якостi вторинного контуру паросилово1 установки приводяться для дизеля 4ЧН 12/14 - 12,7 % [9] i для карбюраторного двигуна ЗИЛ-130 - 22,2 % [10].
Рисунок 3 - Принципова схема комбшовано! силово! установки: 1 - поршневий ДВЗ; 2 - парогенератор; 3 - парова турбша; 4 - конденсатор;
5 - насос системи охолодження ДВЗ
Потужшсть, що отримуеться у вторинному контур^ може не передаватися безпосередньо на колшчастий вал поршневого двигуна, а використовуватись для приводу пристро!в, як забезпечують роботу системи охолодження ДВЗ [11] (рисунок 4).
Рисунок 4 - Принципова схема комбшовано! силово! установки: 1 - поршневий ДВЗ; 2 - парогенератор; 3 - конденсатор; 4 - вентилятор; 5 - парова турбша; 6 - насос системи охолодження ДВЗ
Схема включае в себе поршневий ДВЗ (з газотурбшним наддувом або без нього), ВГ якого, проходячи через парогенератор 2, перетворюють у пар охолоджуючу рщину, що подаеться до нього насосом 6. Пар надходить у турбшу 5, де здшснюе корисну роботу. Потужшсть, що розвиваеться турбшою, використовуеться для приводу насосу системи охолодження 6 i вентилятора 4, Шсля турбши пар проходить через конденсатор 3, перетворюеться в рщину, охолоджуеться i спрямовуеться в порожнини системи охолодження ДВЗ.
Враховуючи на те, що витрати потужност на здшснення охолодження складають близько 10 % [8], цю цифру можна вважати виграшем, що дозволить одержати розглянутий варiант утилiзацiï теплоти ВГ. Перевагою розглянутоï схеми можна вважати можливють лшвщацп традицiйних пристроïв, що регулюють штенсивнють охолодження; муфти (або реле) вщключення вентилятора i клапана (термостата), що регламентуе циркулящю рiдини в системi охолодження. Обумовлено це тим, що в даному випадку штенсивнють охолодження прямо пов'язана з навантаженням ДВЗ, а не з частотою обертання його колшчастого валу, як у традицшних схемах систем охолодження.
Термоелектричш генератори Одним з можливих напрямюв утилiзацiï теплоти ВГ е ïï трансформащя в електричну енергш за допомогою термоелектричних перетворювачiв (модулiв) [12].
Випробування показали, що матерiали рiзних модулiв працюють в оптимальному режимi при рiзницi температур «холодного» i «гарячого » спа1'в термоелемента в межах ДТ = 220 - 600К для рiзних клаЫв модулiв, при цьому оптимальне ККД можливо отримати в межах п = 6 - 12%. Виявлена ефективнiсть утилiзацiйного термоелектрогенератора у випадку його використання, наприклад, на двигуш ЗИЛ-130, дозволила б пiдвищити потужшсть, що розвиваеться при частой обертання колшчастого валу 3200 хв-1, вщ 114 до 124,2 кВт i пщняти значення ефективного ККД вщповщного ДВЗ iз 24,6 до 26,8 % [12].
Двигуни Стирлшга. Багато уваги фахiвцiв з теплових двигушв придшяеться двигунам Стирлiнга, такий штерес обумовлений великою кiлькiстю переваг цих двигушв, зокрема, вони мають [13, 14, 15]: бшьш високий ККД, шж у iнших теплових двигушв; низьку токсичнють; можливiсть роботи на рiзних видах палива; низька витрата масла; практично повна зрiвноваженiсть i вщсутшсть вiбрацiй; легкий пуск в умовах низьких температур навколишнього пов^я; допустимiсть короткочасного перенавантаження; можливiсть одержання велико!"
потужносп в одному цилшдрц можливiсть роботи по оберненому циклу без змши конструкци.
Однiею з перших робгт, з точки зору уташзаци теплоти ВГ, варто вважати статтю [16], де автори розглядають комбiнований тепловий двигун, що складаеться iз поршневого ДВЗ i приеднаного до нього ДС (рисунок 5), який пропонуеться називати - «эксендером» (Цей термш складаеться iз двох грецьких ^в - «эксо» - поза, зовшшнш i «эндон» -усерединi, внутршнш, i вказуе на те, що в такому двигуни об'еднаш двигуни внутршнього згорання й iз зовшшшм пiдведенням теплоти).
Рисунок 5 - Эксендер: 1 - дизель; 2 - гщромуфта редуктора; 3 - двигун Стирлшга;
4 - шестеренчастий редуктор; 5 - пда^вач робочого тша Стирлiнга;
6 - термореактор (допалювач вiдпрацьованих газiв); 7 - випускний
колектор дизеля
Основш елемент эксендера i !х взаемозв'язок добре простежуеться з рисунку й дозволяе опустити опис принципу ди установки Пояснимо лише, що необхщшсть включення в редуктор гщромуфти обумовлена деякими особливостями ДС. У цьому двигуш змша швидкостi обертання колiнчастого валу не може вщбуватися так швидко, як у поршневому ДВЗ. Якщо частота обертання поршневого ДВЗ буде зростати штенсившше, то
при з'еднанш з ДС без гщромуфти вш починае примусово обертати вал ДС. У цьому випадку останнш буде дiяти як гальмо й, ^м того, виробляти холод, тобто перетвориться в холодильну машину. Якщо виникне потреба штенсивного зниження частоти обертання валу поршневого ДВЗ двигун Стирлшга буде перешкоджати цьому. Щоб виключити зазначенi явища [16], запропоновано забезпечити можливють кутового ковзання в необхщш моменти за кутом повороту колшчастого валу ДС щодо колшчастого валу поршневого ДВЗ за допомогою гщромуфти.
Дослщження показали [16], що эксендер, складений з дизеля, який мае базову ефективну потужшсть ре = 66 кВт i питому ефективну витрату палива ge = 245 г/(кВт-год), i трицилiндрового ДС, буде розвивати потужшсть 79 кВт (тобто приблизно на 20 % вище) i забезпечувати витрату палива ge = 207 г/(кВт-год) (майже на 16 % нижче). У випадку використання допалювача, щ параметри вiдповiдно можуть досягти значень вщповщно 82 кВт i 199 г/(кВт-год).
В роботi [17] описана силова установка (СУ), яка включае в себе двохтактний малорозмiрний дизель iз газотурбшним наддувом, теплота викидаемих продуклв згорання якого використаеться для приводу ДС. Одте! третини ще! теплоти достатньо, щоб за допомогою ДС забезпечити загальний ККД силово! установки до 60 %.
1ншим можливим напрямком використання уташзацшного ДС е привщ яких-небудь агрегатiв або систем основно! силово! установки [18, 19]. Такими можуть бути вентилятори, насоси, компресори i тл. Найбiльш рацюнальне рiшення при цьому - здшснення приводу за допомогою електроенерги. У цьому випадку ДС повинен пускати в хщ електричний генератор. Додатковим плюсом такого способу е можливють живлення бортових електроприладiв без додаткових витрат енерги (витрати потужност основно! СУ). Найбiльш вигiдно застосовувати для ще! мети вiльнопоршневий ДС. Уташзацшний ДС може застосовуватись й для кондищювання повiтря в кабiнi [20].
Однак при вЫх сво!х перевагах ДС мае й ютотт недолжи, якi ускладнюють його застосування в якост утилiзатора. Це: вiдносно велию габарити й маса; складнiсть конструкци; висока вартiсть; менша приемiстiсть i складнiсть регулювання потужностi; збiльшенi розмiри системи охолодження [19, 14 i iн.]. Крiм того, для одержання високого ККД у ДС варто використовувати в якос^ робочого тша гелш або водень (хоча можлива й робота на повiтрi, але з iстотно меншим ККД). Мiж iншим, саме застосування повiтря в якос^ робочого тiла утилiзацiйних
систем на колюних i гусеничних машинах е кращим. Це полегшуе поповнення витокiв, якi будуть неминучi для об'ектiв наземно! мобшьно! технiки, робота яко!, з одного боку, пов'язана з вiбрацiею, що найчастiше призводить до порушення герметичносл з'еднань трубопроводiв, а з шшого боку - з можливою вщдаленютю працюючо! машини вiд джерела поповнення втрат.
Повiтрянi розширювалbнi машини. Заслуговуе уваги схема утаизаци теплоти ВГ поршневого ДВЗ, запропонована в робот [11] (рисунок 6). Тут робочим тшом вторинного контуру е повпря.
Рисунок 6 - Принципова схема комбшовано! силово! установки: 1-поршневий ДВЗ; 2-компресор; 3-розширювальна машина;
4-вентилятор; 5-теплообмшник-охолоджувач; 6-нагрiвач
Силова установка (яка включае основний двигун i систему уташзаци) складаеться iз поршневого ДВЗ 1 (з газотурбшним наддувом або без нього), ВГ якого тсля проходження через теплообмшник 6, нагрiвають попередньо стиснуте у компресорi 2 повпря. Стисле i нагрiте повiтря надходить у розширювальну машину 3, де здшснюе корисну роботу. Частина ще! роботи витрачаеться на привiд вентилятора 4, за допомогою якого пов^я тсля розширення й перед влученням у компресор охолоджуеться в теплообмшнику 5. 1нша частина роботи витрачаеться на привщ компресора. Частина, що залишилася, передаеться на колiнчастий вал поршневого ДВЗ. Охолоджене у теплообмшнику 5 повпря надходить у компресор, стискаеться й цикл агрегата-утилiзатора повторюеться.
Установка, подiбна розглянутш, була реашзована на тракторному дизелi Алтайського моторобудiвного об'еднання [11]. Рис. 7 дае уявлення про компоновочне ршення поеднання двох контурiв використання теплоти. Цилiндро-поршневi групи 1-го й 6-го цилiндрiв серiйного дизеля А-01 були переобладнаш вiдповiдно в компресор i розширювальну машину. З'еднання компресора, розширювально! машини, поршнево! частини, нагрiвача й теплообмшника-охолоджувача вiдповiдають наведенiй вище принциповш схемi (рис. 6) i на рис. 7 не показаш.
Результати випробувань СУ, отримаш при п = 1600 хв-1, тиску заповнення вторинного контуру використання теплоти 0,5 МПа й ступеня шдвищення тиску в компресорi 4,5 показали, що частина, складова ДВЗ отримала вщ вторинного контуру додатково 6,6 кВт (0,12 кВт на 1 кВт, що розвивае ДВЗ), що дозволило зменшити питому ефективну витрату палива на 28,7 г/(кВт-год) (тобто на 11,5 %) i збiльшити ефективний ККД на 4,6%.
Значно простше виглядае газовий двигун iз зовшшшм пiдведенням теплоти, принципова схема якого показана на рис. 8 [6, 18, 19]. Двигун включае: картер iз цилшдром, що роздiленi теплоiзолюючою проставкою, у яких перемiщуються поршень iз кривошипно-шатунним механiзмом.
Рисунок 7 - Компоновочна схема двохконтурно! силово! установки
З одного боку картера е впускний патрубок зi зворотним клапаном, з шшого боку - перепускний канал для перепуску стиснутого в картерi
повпря у надпоршневий простр. У нижнш частит цилшдра е випускний патрубок для випуску вщпрацьованого робочого тша.
повiтря
Рисунок 8 - Газовий двигун iз зовнiшнiм пiдведенням теплоти: 1 - впускний патрубок зi звороттм клапаном; 2 - кривошипно-шатунний механiзм; 3 - теплоiзолююча проставка; 4 - випускний патрубок; 5 - поршень; 6 - цилшдр; 7 - перепускний канал; 8 - картер
Рисунок 9 - Принципова схема утаизацшного поршневого двигуна з зовтштм тдведенням теплоти i внутрштм поверхневим паротворенням
Двигун працюе наступним чином. При перемгщенш поршня нагору, у результат виникаючого в картерi розргдження, в нього через впускний патрубок надходить повгтря, що мае температуру навколишнього середовища. Пiсля досягнення поршнем крайнього верхнього положення починаеться його рух донизу, що супроводжуеться стисненням повгтря, що перебувало в картерг. Стиск тривае доти, поки верхня крайка поршня не почне вгдкривати вгкно перепускного каналу в цилгндрг. З цього моменту поршень, що продовжуе перемгщуватися донизу буде перештовхувати стисле у картерi холодне повгтря в надпоршневий простiр. Тут повгтря нагрiваеться вiд гарячих стiнок цилгндра, що омиваеться ВГ поршневого ДВЗ, i розширюеться, виконуючи роботу. Як тгльки верхня крайка поршня почне вгдкривати випускний патрубок, гаряче повггря, яке розширюеться, почне виходити гз цилгндра в атмосферу й замгщатися холодним стисненим повгтрям, що надходить гз картера через пропускний канал. Повгтря, що надгйшло в надпоршневий простгр, нагргваеться й цикл повторюеться знову.
Поршневi двигуни i3 впутрпшим. пароутворенням. Пгдвищити потужнгсть розглянуто! вище утилгзащйно1 системи можливо за рахунок використання в якостг робочого тгла водяну пару. У робот [21] запропонована схема, в якгй тонкорозпилена вода впорскуеться на нагргту стгнку цилгндра парово! машини (рисунок 9).
Принцип роботи дано! СУ, в основному, аналоггчний розглянутому вище, вгдмшшсть полягае лише в тому, що в момент наближення поршня до ВМТ через форсунку здгйснюеться упорскування води на гарячг стгнки цилгндра, що омиваеться ВГ поршневого ДВЗ [22]. У цьому випадку мае мгсце поверхневе паротворення.
Проведет розрахунки [127] подтвердили, що процес випару плгвки води зг стгнок, що нагргвають ззовнг, досить ефективний i може бути реалгзований при зовнгшньому обггргвг цилгндргв ВГ силових i теплогенеруючих установок.
1ншим можливим варгантом утилгзаци теплових «втрат» з ВГ е використання поршневого двигуна, у цилгндр якого надходять ВГ поршневого ДВЗ, стискуються й у них впорскуеться вода [22]. Розрахунки показують, що температура наприкшщ стиску може досягати 1500оС и бгльше. Розпилена в обсязг внутрицилгндрового простору вода в цих умовах гнтенсивно випаровуеться, робоче тгло розширюеться, виконуючи корисну роботу. У результат збгльшуеться загальна потужнгсть СУ (що включае ДВЗ г утилгзацгйний двигун), знижуеться питома витрата палива. При зазначенгй вище температург компоненти парогазово! сумгшг, що
знаходиться у цилшдр^ тсля упорскування в нього води, з нею вщбуваються складт змши. У результатi, тсля проходження ВГ поршневого ДВЗ через утатзатор, токсичтсть цих газiв буде знижуватися
[6]. . .
2. Прикладом реалпацп другого напрямку, безпосередньо на транспортних засобах, може служити варiант утилiзацi! теплоти ВГ за допомогою теплообмшника-змшовика, розташованого в глушнику [5]. Рщина, що прокачуеться через змшовик i при цьому нагрiваеться може бути використана в холодну пору року для обiгрiву кабши, акумуляторних батарей, прискореного прорву двигуна й тл. При цьому кiлькостi теплоти, що одержуеться циркулюючою рщиною, достатньо - на автомобш ГАЗ-52, наприклад, вона становить 24,1 кДж/год [5]. Широко вiдомi й когенерацiйнi установки, що встановлюються на судових i стацюнарних енергетичних установках [23, 24 i iн.].
У сучасних схемах зовшшньо! утаизацп, що реалiзованi за другим напрямком, коефщент використання тепла випускних газiв доведений до 45-67%, а тепла охолоджувально! рiдини двигуна - до 50-90%. Тому будь-яка спроба бшьше глибоко! уташзаци вщводимо! теплоти ДЕУ повинна здшснюватись з урахуванням меж ускладнення схеми ДЕУ й умов !! експлуатаци. Теплоутилiзацiйною схемою повинна бути передбачена можливють регулювання теплово! потужностi ДЕУ з утилiзатором у широких межах, аж до повного вщключення систем опалювання або гарячого водопостачання, а також можливють використання того самого теплообмшника як для нагрiвання води в системi опалення, так i нагрiвання води в системi гарячого водопостачання.
СпоЫб використання вторинних енергоресур^в (ВЕР) дизельного джерела електроенергi! (ДЕЕ) мобшьного об'екта й вид застосовувано! для цього теплоутилiзацiйно! схеми залежать вiд потреб об'екта в тепловш енергi!, параметрiв енергоносi!в, конструктивних особливостей дизельно! установки i !! систем, а також вщ теплового балансу дизельного двигуна.
З урахуванням цього можливо прийти до висновку, що для бшьшосп ДЕЕ мобшьних об'екпв найбiльш рацiональним е застосування способу використання ВЕР i теплоутилiизацiйних схем, що вщповщае такому базовому напрямку - напрямок утаизаци характеризуеться вщсутшстю пiдвищення температурного рiвня теплоносiя.
1сторично для утилiзацi! тепла користувалися водомасляними радiаторами з робочими температурами охолоджувально! рщини й масла порядку 1=75-95°С. Утилiзацiя тепла здiйснюеться на основi водо-водяного кожухо-трубчатого теплообмiнника, що монтуеться паралельно з
радгатором. При цьому використалися котли-утилгзатори типу КУП (котли-утилгзатори паровг), КУВ (котли-утилгзатори водогршш), а також котли-утилгзатори типу АКУ й ПКУ (пасивний котел-утилгзатор (ПКУ -без додаткового тдггргву вгд електрики або факела) г активний - з додатковою топкою (АКУ)). 1нша тенденцгя в цьому базовому напрямку -використання електродних котлгв з електродними приставками й опалювальними приладами. Використання електронагргвачгв разом з теплоутилгзацгйним устаткуванням охолоджувально! ргдини й масла дозволяе в 1,5-2 рази полгпшити теплоелектричнг показники у поргвняннг з варгантами чистого електроопалення.
Однак залежно вгд типу й потужностг дизельно! установки кожна з теплоутилшзацшних схем буде мати сво! особливостг.
Найбгльш вдалою, з точки зору авторгв, можна вважати установки теплоутилгзацп (когенераци) на базг газопоршневих двигунгв-генераторгв (ГДГ).
Установки когенераци на базг газопоршневих двигунгв-генераторгв на сьогодення використовуються в дгапазонг потужностей вгд декглькох кВт до 15 МВт г можуть працювати як на ргдкому так г на газовому пальному [25]. Газове пальне мае переваги, насамперед за меншими витратами г великим ргзномангттям джерел його отримання (вгд природного газу до вгдходгв смгтникгв, бгогазу г пгролгзних газгв). Використання турбонаддуву для газопоршневих двигунгв, завдяки пгдвищенню ККД г зниженню капгтальних витрат, також сприяе пгдвищенню ефективностг установки.
Енергетична ефективнгсть когенерацгйних установок характеризуеться коефщгентом використання теплоти палива (КВП), значення якого для ГДГ найбгльше за усг типи установок когенераци г сягае 90-93 %, а абсолютний електричний ККД вгдповгдно до 45-48 % [26, 27]. Утилгзацгя тепла ГДГ можлива вгд системг охолодження двигуна, охолодження масла, вихлопних газгв г мае стввгдношення до генеруемо! електроенерги вгд 1 : 1 до 2 : 1 (найменше в поргвняннг з гншими первинними двигунами). Зниження навантаження ГДГ в дгапазонг вгд 100 до 50 % практично не впливае на електричну та загальну ефективнгсть установки [28].
Кглькгсть пускгв г зупинок ГДГ майже не змгнюе його загальнгй моторесурс, а час до прийняття навантаження пгсля старту не перевищуе 2-3 хвилини. Ресурс до капитального ремонту ГДГ складае в середньому до 60000 годин, а ремонт може здгйснюватися безпосередньо на мгсцг за вгдносно короткий термгн г невелику вартгсть.
EKOHOMi4Ha ефектившсть когенерацiйних станцш на 6a3i ГДГ характеризуемся питомими витратами на 1 кВт встановлено!' потужносп, якi складають 500-700 у.о. За експлуатацшними витратами станци на базi ГДГ також мають переваги.
Еколопчш переваги газопоршневих двигунiв визначаються:
- зниженням емюи парникових i шкiдливих газiв, в порiвняннi шшими тепловими двигунами, завдяки великому значенню КВП i можливостi утаизаци умовно „безкоштовних" газiв;
- пiдтриманням викидiв NOx i CO на рiвнi 20-30 ppm i нижче при застосуванш „бщно!" сумiшi, рециркуляци газiв, каталiтичних реакторiв та iнших конструктивних особливостей, якi закладаються при проектуванш двигуна [29].
Таким чином, використання когенерацшних установок на базi ГДГ мае високу енергетичну, еколопчну, економiчну та експлуатацiйну ефективнiсть при потужностях до 3-4 МВт, що робить !х перспективними у якостi основного джерела електроенерги i тепла для шдприемств комунально-побутового сектора, в сферi обслуговування, промисловостi, сiльському господарств^
Висновок. Отриманi результати пiдтверджують перспектившсть розробки i дослiдження систем уташзаци теплоти ВГ поршневих ДВЗ в стацюнарних енергетичних установках, а особливо на базi газопоршневих двигунiв-генераторiв .
Список лШератури
1. Автомобильные двигатели/ Под ред. М.С. Ховаха. - М.: Машиностроение, 1977. - 591 с.
2. Автотранспортные потоки и окружающая среда/ Под ред. В.Н. Луканина. -М.: ИНФРА - М, 1998. - 408 с.
3. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. Орлина А.С., Круглова М.Г. - М.: Машиностроение, 1983. - 372 с.
4. Смолин А.Б., Руднев В.В., Хасанова М.Л. Система утилизации теплоты автомобильных двигателей // Проблемы проектирования, строительства и эксплуатации автомобильных дорог: Сб. науч. тр. / МАДИ (ГТУ). М.,- 2001.-С. 165-167.
5. Груданов В.Я., Цап В.Н., Ткачев Л.Т. Глушитель с утилизацией теплоты отработавших газов // Автомобильная промышленность.-1987.-№5.-С. 11-12.
6. Кукис B.C., Хасанова М.Л., Пятковская Н.А. Возможность снижения токсичности двигателей внутреннего сгорания при утилизации теплоты их отработавших газов. // Пращ Таврийська державна агротехнична академия -Вип. 2.-Т. 17.-Мелггополь: ТДАТ, 2001.-С. 151-155.
7. Bode D. The latest on organic Rankine bottoming cycle // Diesel and Gas Turbine Progress, 1980. - № 6. - p. 74-81.
8. Цветкова Н.И. Об использовании энергии отработавших газов после газовой турбины в силовых установках // Энергомашиностроение. - 1964. - №6.-С. 41-45.
9. Марченко А.П. Выбор определяющих параметров комбинированного дизеля с системой вторичного использования теплоты: Дис. ... канд.техн. наук. - Харьков, 1984. - 258 с.
10. Шокотов Н.К. О располагаемых резервах повышения КПД дизеля 6ЧН 26/34 и карбюраторного двигателя ЗИЛ-130 в случае применения на них систем утилизации // Двигатели внутреннего сгорания: Республиканский межведомственный тематический науч.-техн. сб. - Харьков: Вища шк.,1984. - Вып.40.-С. 18-23.
11. Жмудяк Л.М. Перспективные схемы утилизации тепла отработавших газов поршневых ДВС // Динамика и тепловая нагруженность и надежность сельскохозяйственных агрегатов: Материалы второго заседания республиканского семинара. - Барнаул: АПИ, 1981.-С. 100-109.
12. Зайцев А.П. и др. Исследование характеристик работы утилизационного термоэлектрического генератора при работе дизеля на различных режимах // Повышение уровня технической эксплуатации судовых дизелей: Сб. науч. трудов НИИВТ. - Новосибирск, 1987. - С. 67-73.
13. Двигатели Стирлинга / Под ред. М.Г. Круглова. - М.: Машиностроение, 1977.
- 150 с.
14. Уокер Г. Двигатели Стирлинга / Пер. с англ. Б.В. Сутугина, Н.В. Сутугина. -М.: Машиностроение, 1985. -408 с.
15.Lia T.A., Laqerovist R.S. Stirling Engine with Uncoventional Heating System // Proc. 8th I.E.C.E.C. - Philadelphia, 1973. - Auq. 13-17. - P. 165-173.
16. Левитин А.Е., Юнда Ю.Д. Эксендер // Исследование поршневих двигателей.
- Ангарск: АФ ИЛИ, 1971. - С. 7-10.
17.Двигатели внутреннего сгорания: Учеб. / Под ред. В.Н. Луканина. - М.: Высш. Шк.,1995. -1 кн. - 268 с.
18. Кукис B.C. Двигатель Стирлинга как утилизатор теплоты отработавших газов. // Автомобильная промышленность. - 1988. - № 9. -С. 19-20.
19.Кукис B.C. Системно-термодинамические основы применения двигателей Стирлинга для повышения эффективности силовых и теплоиспользующих установок мобильной техники: Дис. ... д-ра техн. наук. - Челябинск, 1989,-461 с.
20. Орунов Б. Разработка комбинированного двигателя Стирлинга с рабочим поршнем двойного действия и оптимизация его теплообменников и привода: Дис. ...канд. техн. наук. - М., 1985. - 143 с.
21. Стефановский Б.С., Стефановский А.Б., Белецкая Ю.А., Мощак С.Г. Новая концепция пароэнергетических установок сельскохозяйственного назначения // Тр. Таврической государственной агротехнической академии. - Мелитополь, 1997. - Вып. 2.
- Т. 1. - С. 17-21.
22. Кукис B.C., Смолин А.Б., Богданов А.И. Двигатель для утилизации теплоты отработавших газов // Труды международного форума по проблемам науки, техники и образования. - Т. 1. - Москва, 2000. - С. 56-57.
23. Калиновский В.Н. Вторичное использование теплоты, как резерв повышения топливной экономичности дизеля 1 ОД 100 // Двигатели внутреннего сгорания: Республиканский межведомственный тематический науч.-техн. сб. - Харьков: Вища шк., 1983. - Вып. 20. - С. 34-39.
24. Поликер Б.Е., Михальский Л.Л., Марков В.А., Васильев В.К., Буханец Д.И. Дизельные двигатели Для электроагрегатов и электростанций / Под ред. Б.Е.Поликера. - М.: Легион-Автодата, 2006. - 328с.
25. Басок Б.И., Базеев Е.Т., Диденко В.М., Коломейко Д.А. Анализ когенерационных установок. 1. Классификация и основные показатели. // Пром. теплотехника. - 2006. - Т. 28, № 3-4. - С. 83-89.
26. Смирнов А.В., Антонович Д.В., Егоров А.Е. Комбинированная выработка тепловой и электрической энергии - приоритетное направление в развитии автономной энергетики // Инж. системы. АВОК. - Северо-Запад. - 2002. - № 2(6) . - С. 26-29.
27.Коломейко Д.А., Корнев И.Ю. Анализ энергетической эффективности когенерационной установки фирмы "WILSON" типа PG1250B // Пром. теплотехника. -2005. - Т. 27, № 3. - С. 46-49.
28.Клименко В.Н., Сабашук П.П., Клименко Ю.Г. и др. Энергетические характеристики когенерационной установки на частичных тепловых нагрузках // Пром. теплотехника. - 1997. - Т. 19, № 3. - С. 51-56.
29.GHG Protocol Initiative. Calculating CO2 Emissions from the Combustion of Standard Fuels and from Electricity // Steam Purchase. - Ver 2.1a, WRI and WBCSD. - 2004.
