Литература по Механике и для Механиков / Для 3-го курса / Voznitskiy_-_Sudovye_dvigateli_vnutrennego_sgora (2)

варианта сопловых аппаратов (рис. 5.14) - один оптимизирован для режимов полных нагрузок, а второй для малых. Переход с одного вари­ анта на второй осуществляется без остановки двигателя.

В 2007 году фирма MAN Diesel в целях повышения эффективнос­ ти ГТК на всем диапазоне рабочих режимов, включая и режимы малых нагрузок, разработала ГТК с изменяющимся сопловым аппаратом ( Variable Turbine Area). В этой турбине в сопловом кольце установлены направляющие лопатки, которые могут поворачиваться вокруг своей оси с помощью рычагов, приводимых в действие двумя позиционны­ ми электродвигателями. С переходом двигателя на пониженные на­ грузки лопатки разворачиваются в сторону уменьшения шага, сопро­ тивление проходного сечения между ними увеличивается, и это влечет за собой рост сопротивления выходу газов из выхлопного коллектора. Давление и температура газов в нем повышаются, соответственно рас­ тет энергия поступающих на турбину газов, что, в свою очередь, вле­ чет за собой рост производительности компрессора и заряда воздуха в рабочих цилиндрах. Увеличению заряда в известной степени способ­ ствует и снижение потерь воздуха на продувку цилиндров, обусловли­ ваемое увеличением сопротивления выходу воздуха из цилиндров (рост давлений в выхлопном коллекторе).

§ 5*10. Помпаж турбонагнетателей. Помпаж компрессора

Помпаж —это неустойчивая работа компрессора, возникающая при больших положительных углах атаки, обусловленная срывом потока за входными кромками лопаток и, соответственно, резким увеличением потерь в рабочих каналах.

Характер обтекания лопаток рабочего колеса центробежного ком­ прессора на расчетном режиме, а также при уменьшенной и увеличен­ ной подачах при неизменной частоте вращения вала (и п = const) пока­ зан на рис. 5.15.

На расчетном режиме (рис. 5.15а) угол входа /^относительной скорости w , совпадает с углом /3,л, и угол i атаки равен нулю. Поэтому потери кинетической энергии в рабочем канале оказываются мини­ мальными. Снижение подачи (и проекции скорости с]а) приводит к уменьшению угла /3; (рис. 5.156), в результате чего угол атаки стано­ вится положительным. На спинке лопатки возникает срыв потока. При больших углах атаки образовавшийся вихрь заполняет рабочий канал, и нарушается работа компрессора.

Рис. 5.15. Обтекание лопаток рабочего колеса при неизменной частоте вращения и различной подаче:

а) расчетный режим (г = 0); б) уменьшенная подача (г > 0); в) увеличенная подача

0'<о)

Увеличение подачи компрессора (и с ) влечет рост угла /3, входа относительной скорости (рис. 5.15в); угол атаки становится отрица­ тельным. При таком режиме работы срыв потока, наблюдаемый на вог­ нутой поверхности лопатки, увеличивает потери и снижает КПД ком­ прессора, но не приводит к помпажу, т.к. вихревая зона поджимается к вогнутой поверхности лопатки, носит местный характер и не захваты­ вает всю площадь сечения канала.

Подобные срывные явления возникают также при обтекании ло­ паток диффузора с углами атаки, отличными от нуля (рис. 5.16).

При уменьшенной подаче и неизменной частоте вращения вала компрессора абсолютная скорость с3входа (и ее проекция на радиаль­ ное направление с3г) становится меньше, чем на расчетном режиме, а угол атаки i будет положительным. На вогнутой поверхности лопатки может происходить срыв потока и вихреобразование (рис. 5.166). При

Рис. 5.16. Обтекание лопаток диффузора при неизменной частоте вращения и различной подаче:

а) расчетный режим; б) уменьшенная подача; в) увеличенная подача 9*

отрицательном угле атаки срывные явления наблюдаются на спинке лопатки (рис. 5Лбе).

Из рассматриваемого рисунка видно, что условия для образова­ ния срывов более благоприятны на вогнутой поверхности лопатки, чем на спинке, чему способствуют криволинейность канала и инерцион­ ность потока. Поэтому, как и для случая с рабочим колесом, помпаж возникает при больших положительных углах атаки.

Явление помпажа в компрессоре сопровождается резким увели­ чением шума, пульсацией давления нагнетаемого воздуха и его пода­ чи, появлением вибрации. В период срыва потока воздух из нагнета­ тельной полости устремляется во всасывающую и прорывается через фильтр в атмосферу, а затем, в последующий период нормальной рабо­ ты, воздух движется в естественном направлении.

Работа компрессора в зоне помпажа недопустима.

Причины

Система топливоподачи:

-низкое давление за циркуляционным (топливоподкачивающим) насосом;

-воздух или вода в топливе;

-низкая температура подогрева топлива;

-неисправны всасывающий и отсечной клапаны ТНВД;

-заедания плунжера и иглы;

-повреждение сопла форсунки.

Система выпуска:

- нарушения в открытии выпускного клапана;

-засорение решетки перед ГТК;

-увеличение противодавления за ГТК.

ГТК:

-загрязнение или повреждение турбины, компрессора;

-загрязнение воздушных фильтров;

-повреждение глушителя;

-выход из строя подшипников.

Система наддувочного воздуха:

-загрязнение воздухоохладителя;

-прекращение циркуляции воды в воздухоохладителе;

-очень высокая температура в воздухоохладителе.

Разное:

-нарушения в работе регулятора числа оборотов (колебания);

-резкие изменения нагрузки двигателя;

-очень резкие изменения частоты вращения:

•при работе на высокой нагрузке (маневрировании);

•при срабатывании защиты остановкой/снижением частоты вра­ щения;

•при работе двигателя назад;

•при оголении винта в штормовых условиях.

Последние причины могут носить случайный кратковременный характер и не являются опасными. Если же помпаж продолжается дли­ тельное время, то в качестве первого шага рекомендуется принять сле­ дующую рекомендацию.

Контрмеры

Помпаж может быть нейтрализован путем стравливания воздуха из ресивера через установленный на нем противопомпажный или пре­ дохранительный клапан. Но надо учитывать, что при этом произойдет повышение температуры выпускных газов. Важно, чтобы она не пре­ вышала допустимой величины. Второй способ состоит в соединении выхода воздуха из компрессора с трубопроводом подачи газов в ГТК с установкой в этой ветви клапана. При появлении помпажа клапан от­ крывается, давление за компрессором падает, а увеличение количества поступающей на газовую турбину смеси газов и воздуха увеличивает­ ся. Падение давления за компрессором и рост оборотов ГТК приводят к прекращению помпажа.

означает, что температура, давление и концентрация компонентов га­ зовой смеси в каждой точке объема цилиндра одинаковы. Эти допуще­ ния позволяют применить для описания рабочего процесса в цилиндре дизеля уравнения: первого закона термодинамики, массового баланса и состояния рабочего тела.

Уравнение первого закона термодинамики (закона сохранения энер­ гии) в дифференциальной форме имеет вид:

d Q = d U + d L , (6.1)

где Q - количество теплоты, подводимой к рабочему телу; U - внут­ ренняя энергия рабочего тела; L - работа, совершаемая рабочим телом.

Изменение количества теплоты, подводимой к рабочему телу, за­ пишем следующим образом:

dQ= dQr + dQw+ dQn- dQm. (6.2)

где QT - количество теплоты, выделяющейся при сгорании топлива; Qw - количество теплоты, подводимой/отводимой за счет теплообмена со стенками цилиндра; Qn - количество теплоты, подводимой в ци­ линдр с продувочным воздухом; Qm - количество теплоты, отводимой из цилиндра с отработавшими газами.

Потери тепла на испарение топлива, диссоциацию молекул С 02и Н 20 , неполноту сгорания топлива для дизелей обычно не учитывают, что приводит к погрешности в определении интегральных показателей рабочего цикла (работа, мощность, КПД и др.) не более 1%.

Элементарное количество теплоты, выделяющейся при сгорании топлива, можно представить как dQT= QHdgx, где QH- низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; gx - текущая масса сгоревшего топлива.

Элементарные количества подводимой в цилиндр и отводимой из него тепловой энергии при газообмене можно представить соответ­

энергии продувочного воздуха и отработавших газов, кДж/кг; dGn и dGm - элементарные массы газов, поступающих в цилиндр через впуск­ ные органы и удаляемых из цилиндра через выпускные органы.

С учетом приведенных выше зависимостей получим: dQ = Q dg+dQ + u dG - и dG . (6.3)

Внутренняя энергия рабочего тела может быть представлена как произведение U = uG, где и - удельная внутренняя энергия смеси га­ зов, кДж/кг; G - масса смеси газов в цилиндре.

Полный дифференциал внутренней энергии как функции состоя­ ния с учетом последнего уравнения запишется следующим образом:

dU = Gdu + udG.

логом скорости поршня. Коэффициент я/180 веден в уравнение (6.9) в связи с переводом угла поворота коленчатого вала из радиан в градусы.

Разделив уравнение (6.7) на d(p и учитывая, что энтальпии газов in = ип + p v n, im = um + p mvm, получим дифференциальное уравнение

Уравнение (6.10) является обыкновенным дифференциальным уравнением первого порядка, его решение при заданных начальных условиях возможно только численными методами с помощью конеч­ но-разностных схем (Эйлера, Рунге-Кутта и др.) с использованием ЭВМ. Решив уравнение (6.10), мы получим кривую изменения температуры газов в цилиндре в функции угла поворота коленчатого вала. Далее, используя уравнение состояния рабочего тела, определим кривую из­ менения давления газов в цилиндре (т.е. индикаторную диаграмму), что и является конечной целью процесса численного моделирования.

Уравнение состояния применительно к внутрицилиндровым про­ цессам запишется так: pV = GRT, откуда

G RT

Р=— > (6Л1)

где R - газовая постоянная смеси, кДж/(кг-К).

Численное решение уравнений (6.10) и (6.11) предполагает де­ тальную расшифровку отдельных членов, входящих в их правые час­ ти. Эти члены сами являются сложными функциями угла поворота коленчатого вала двигателя, поэтому рассмотрим каждый из них от­ дельно.

§ 6.2. Математическая модель сгорания топлива в ц и л и н др е дизеля

Первое слагаемое в правой части уравнения (6.10) Q idgjdcp) пред­ ставляет собой скорость выделения тепла при сгорании топлива, кДж/ (°п.к.в.) В свою очередь, dgjd(p называют скоростью сгорания топлива, кг/(°п.к.в.). Текущую массу сгоревшего топлива grможно представить как gx = g x , где gif- цикловая подача топлива, кг/цикл; х = g jg 4 ~ относительное количество сгоревшего топлива. Очевидно, что х из­

138 Судовые двигатели внутреннего сгорания

меняется от нуля в начале процесса сгорания до 1 в его конце (полага­ ем, что топливо сгорает полностью). Первая производная от х по углу поворота коленчатого вала dx/dcp называется относительной скоростью сгорания топлива и имеет размерность 1/(°п.к.в.).

Зависимости dx/d(p = / г((р) и х = f2((p) часто называют законом сго­ рания топлива, записанным в дифференциальной и интегральной фор­ мах соответственно. Сгорание топлива в значительной мере зависит от «закона» его подачи в цилиндр g. =J[(p), где g —масса впрыснутого в цилиндр топлива. По аналогии со сгоранием топлива введем понятие дифференциальной и интегральной характеристик впрыска топлива do/d(p = /3(<р) и o = f4(q>). Здесь а= g jg 4- относительная масса впрысну­ того топлива. Характеристики впрыска определяются главным обра­ зом формой кривой давления топлива перед распылителем форсунки. Протекание процессов впрыска и сгорания топлива существенно зави­ сит от закона подачи топлива.

В настоящее время используется широкая гамма математических моделей процесса сгорания. В простейших из них переход от характе­ ристики впрыска к характеристике сгорания осуществляется непос­ редственно, минуя промежуточные стадии физико-химических превра­ щений. В самых сложных в той или иной мере используются общие законы тепло- и массообмена, диффузии, химической кинетики. Разра­ ботаны многомерные модели нестационарной топливной струи с уче­ том теории турбулентного горения и термодинамики многокомпонент­ ных сред.

Однако ввиду чрезвычайной сложности применения физико-хи­ мических законов к процессам смесеобразования и сгорания в услови­ ях дизеля эти методы также включают ряд коэффициентов, подлежа­ щих определению экспериментальным путем. Разработаны и модели среднего уровня сложности, доведенные до рабочих программ ЭВМ, например, метод, разработанный Н.Ф. Разлейцевым для моделирова­ ния и оптимизации процесса сгорания в тепловозных дизелях.

В инженерной и исследовательской практике чаще всего исполь­ зуются наиболее простые модели сгорания, позволяющие экономить время счета ЭВМ. Хорошее соответствие опытных и расчетных дан­ ных достигается путем выбора коэффициентов в уравнениях, описы­ вающих характеристики сгорания. Большое распространение получи­ ла формула И.И. Вибе, которая имеет вид:

где (р_ - условная продолжительность сгорания топлива; т - показа­ тель характера процесса сгорания.

Используются также формулы других авторов, именуемые «эм­ пирическими». Большим недостатком этих формул является то, что они не учитывают характеристику впрыска топлива. Кроме того, эмпи­ рические формулы носят частный характер и не могут применяться при моделировании рабочих процессов дизелей других типов без пред­ варительных исследований.

При моделировании рабочих процессов судовых средне- и мало­ оборотных дизелей используется метод расчета характеристик сгорания, разработанный автором в середине 70-х годов. По уровню сложности алгоритма метод близок к эмпирическим формулам, в то же время он более физично описывает основные закономерности сгорания в дизеле.

В этом методе между а и х введена промежуточная функция w = fs((p), отражающая динамику подготовки топлива к сгоранию. Па­ раметр w = g jg представляет собой текущее относительное количе­ ство подготовленного к сгоранию топлива. Полагаем, что подготовлен­ ное к сгоранию топливо связывает воздух в объеме факела стехиомет­ рическим соотношением. Положив также, что скорость протекания фи­ зических процессов пропорциональна общей текущей поверхности ка­ пель распыленного топлива, запишем уравнение для относительной скорости подготовки топлива к сгоранию в следующем виде:

(6.13)

где <7I”z(o '-w )x- величина, пропорциональная суммарной поверхности капель топлива в камере сгорания; у = f6((p) - корректирующая функция.

В уравнении (6.13) использованы также следующие обозначения: X - эмпирический показатель, учитывающий степень неравномернос­ ти распыливания топлива; при абсолютно равномерном распыливании (все капли имеют одинаковый диаметр) х = 2/3, при неравномерном распыливании х = 0,8-1,0.

На основе анализа экспериментальных характеристик сгорания в дизелях различных типов при их работе в широком диапазоне нагру­ зочных и скоростных режимов получена следующая эмпирическая формула для описания корректирующей функции в уравнении (6.13):