Охлаждение наддувочного воздуха

Дата: 2025-04-30; Просмотры: 2

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Скачать

Охлаждение наддувочного воздуха после его сжатия в компрессоре перед поступлением в цилиндры оказывает значительное влияние на эффективность наддува и улучшение показателей рабочего процесса:

- масса воздуха повышается примерно на 2÷3% при каждом снижении температуры воздуха на 10 ˚С;

- начальная температура рабочего процесса Т_а, снижается в связи с чем уменьшается и средняя температура за цикл;

- при продувке цилиндра охлажденным воздухом снижается температура нагретых деталей ЦПГ.

Зависимость эффективности промежуточного охлаждения наддувочного воздуха (по величине Р_е) от степени повышения давления в компрессоре p_К при разной температуре охлаждающей воды показана на рис. 25. Так как в дизеле с наддувом давление в конце сжатия выше, чем в дизелях без наддува, то условия для самовоспламенения улучшаются и период задержки самовоспламенения короче. Это позволяет уменьшить степень сжатия без ухудшения процесса сгорания и за счет этого снизить механическую и температурную напряженность.

Температура воздуха после компрессора может быть определена по формуле

Т_к = Т₀ , (91)

m - зависит от типа компрессора , для ц/б m = 1,7÷1,8,

для поршневого m = 1,45÷1,6, для ротативного 1,65÷1,8.

Рис. 25. Зависимость среднего эффективного давления от степени повышения давления в компрессоре при различной температуре наддувочного воздуха: 1- 25 °С, 2- 50 °С, 3- нет охлаждения

Если известен адиабатный к.п.д. компрессора, температуру после компрессора удобнее определять по формуле

, (92)

где k = 1,41− показатель адиабаты для воздуха,

η_кад − адиабатный КПД компрессора.

Иногда применяется дополнительное внутреннее охлаждение заряда: за счет расширения в процессе наполнения цилиндра двигателя (4- тактного), при помощи дополнительного турбодетандерного охлаждения, за счет установки дополнительных холодильных машин.

В судовых охладителях поверхностного типа наименьшая температура наддувочного воздуха на выходе из охладителя зависит от температуры забортной воды и определяется из условия

Т_к = Т_зв. + (7 - 12).

При охлаждении влажного воздуха до температуры ниже точки росы происходит конденсация паров воды в охладителе. В двигателях с невозвратными пластинчатыми клапанами в ресивере ухудшается надежность клапанов и ЦПГ, поэтому температуру воздуха в ресивере рекомендуется поддерживать на 8 – 10 ˚ выше точки росы. Допустимая наименьшая температура наддува воздуха в ресивере определяется в зависимости от Р_s, температуры воздуха в машинном отделении Т₀ и относительной влажности воздуха φ₀.

Сравнительный анализ η_т термодинамических циклов комбинированных ДВС с промежуточным охлаждением рабочего тела и без промежуточного охлаждения показывает, что промежуточное охлаждение приводит к понижению η_т. Однако в реальном цикле применение промежуточного охлаждения наддува воздуха приводит к некоторому повышению эффективного к.п.д., так как температура цикла с промежуточным охлаждением ниже чем цикла без охлаждения, поэтому количество теплоты, отводимое через стенки цилиндра в охлажденную воду будет меньше. Это приводит к увеличению η_i.

При промежуточном охлаждении воздуха увеличивается его масса в составе заряда. При этом N_i увеличивается в большей степени, чем возрастает мощность механических потерь, поэтому η_м растет и, в большинстве случаев, увеличивается и эффективный к.п.д. η_е.

При дальнейшем повышении мощности судового дизеля за счет наддува, видимо, эффективным и перспективным будет способ охлаждения с помощью холодильных систем.

Дополнительное внутреннее охлаждение в процессе наполнения цилиндра осуществляется так. Воздух сжимается в большей степени чем нужно, охлаждается и подается в ресивер. Наполнение цилиндра заканчивается раньше прихода поршня в НМТ, так как впускные клапаны закрываются раньше обычного. Благодаря расширению в конце наполнения воздух охлаждается дополнительно. Сложность, так как двигатель должен иметь устройство для автоматического изменения фаз газораспределения при изменении нагрузки двигателя. Такое внутреннее охлаждение воздуха используется в двигателе «ФУДЗИ».

Турбодетандерное охлаждение используется в двигателях фирмы Купер- Бессемер, (рис. 26).

Рис. 26. Схема турбодетандерного охлаждения наддувочного воздуха:

ГТ- газовая турбин; ВТ- воздушная турбина; К₁, К₂ – компрессоры первой и второй ступени; ОНВ – охладитель наддувочного воздуха; КГ – коллектор газов; РВ – ресивер воздуха

Температура воздуха после детандера

, (93)

где Т_тд – температура воздуха перед турбиной детандера; Р_s – давление после детандера; Р_тд – давление перед турбиной детандера; η_тад – адиабатный к.п.д. турбины детандера.

В двигателях фирмы Купер - Бессемер в воздушной турбине (ВТ) температура воздуха понижается на 18÷20 ˚С, до Т_s = 288÷290 К, мощность увеличивается на 7÷9 %, экономичность > на 3÷4 % при сохранении неизменным максимального давления цикла Р_z и теплонапряженности двигателя.

Вопрос 45. Способы и схемы наддува.

Основными способами осуществления наддува являются механический, инерционный, газотурбинный и комбинированный. При механическом наддуве компрессор ротативного или центробежного типа приводится от коленчатого вала двигателя через передачу. Эту схему используют обычно в составе комбинированных систем наддува в качестве первой или второй ступени наддува. Как самостоятельная система она нерентабельна, так как при давлении наддува Р_s , превышающем 0,16 МПа, мощность, затрачиваемая на привод наддувочного компрессора, достигает 10% от Ν_і , соответственно уменьшается эффективная мощность и эффективный к.п.д. двигателя.

Инерционный наддув, т.е. использование скоростного потока воздуха, поступающего в двигатель, применяется редко (обычно на маломощных двигателях), вследствие ограниченной степени наддува (λ_н ≤ 1,4÷1,5), а также усложнения систем впускного тракта и газораспределения для создания повышенного разрежения во впускном тракте.

В судовых дизелях в основном применяют газотурбинный и комбинированный наддув.

Система газотурбинного наддува состоит из дизеля турбины и центробежного компрессора. Турбина и компрессор установлены на общем валу и представляет собой единый автономный агрегат, называемый турбокомпрессором (ТК). Компрессор связан с дизелем трубопроводом подачи воздуха, а турбина – трубопроводом подвода газа к соплам турбины от выпускных органов дизеля. Ротор ТК связи с коленчатым валом дизеля не имеет.

Между дизелем и ТК имеется только газовая связь, которая автоматически изменяет параметры турбины, а следовательно, и компрессора при изменении мощности дизеля. На всех установившихся режимах дизеля соблюдается равенство между мощностью, потребляемой компрессором, и мощностью, развиваемой турбиной. Мощность, развиваемая газовыми турбинами ТК судовых дизелей, может достигать 30% индикаторной мощности дизеля, поэтому дизели с газотурбинным наддувом называют комбинированными турбопоршневыми двигателями. В газовой турбине утилизируется значительная часть энергии отработавших в цилиндрах газов.

Комбинированный наддув применяют преимущественно в двухтактных дизелях. При этом осуществляется двухступенчатое сжатие воздуха. В судовых дизелях в качестве первой ступени используют ТК, в качестве второй – приводной поршневой компрессор или подпоршневые полости цилиндров. Привод поршневого компрессора осуществляется от крейцкопфа. Для дополнительного сжатия воздуха в приводном компрессоре или подпоршневых полостях цилиндров отбирается 4¸6 % индикаторной мощности дизеля. Поэтому эффективный к.п.д. дизеля с комбинированным наддувом ниже, чем у дизеля с газотурбинным наддувом. Необходимость применения комбинированного наддува в двухтактных дизелях обусловлена повышенным расходом воздуха на продувку цилиндра. При этом мощность турбины недостаточна для подачи необходимой массы воздуха, особенно на пониженных нагрузках.

Вопрос 46. Использование энергии выпускных газов в ДВС с турбонаддувом.

Система газотурбинного наддува состоит из дизеля турбины и центробежного компрессора. Турбина и компрессор установлены на общем валу и представляет собой единый автономный агрегат, называемый турбокомпрессором (ТК). Компрессор связан с дизелем трубопроводом подачи воздуха, а турбина – трубопроводом подвода газа к соплам турбины от выпускных органов дизеля. Ротор ТК связи с коленчатым валом дизеля не имеет.

Между дизелем и ТК имеется только газовая связь, которая автоматически изменяет параметры турбины, а следовательно, и компрессора при изменении мощности дизеля. На всех установившихся режимах дизеля соблюдается равенство между мощностью, потребляемой компрессором, и мощностью, развиваемой турбиной. Мощность, развиваемая газовыми турбинами ТК судовых дизелей, может достигать 30% индикаторной мощности дизеля, поэтому дизели с газотурбинным наддувом называют комбинированными турбопоршневыми двигателями. В газовой турбине утилизируется значительная часть энергии отработавших в цилиндрах газов.

Вопрос 47 Конструктивные семы и ряды турбокомпрессора наддува.

Конструктивные схемы и ряды ТК

На начальной стадии развития ТК основной трудностью являлось обеспечение работоспособности турбокомпрессора. Работоспособность лимитировалась надежностью подшипников и прочностью материала дисков турбины и компрессора, поэтому стремились к созданию агрегатов с возможно меньшими окружными скоростями. Это приводило к многоступенчатым конструкциям. В настоящее время в ТК применяются почти исключительно центробежные компрессоры, которые позволяют в одной ступени осуществлять p_к£ (4÷5). Осевые компрессоры практически не применяются, т.к. к.п.д. современных ц/б компрессоров достаточно высок, а простота конструкции имеет решающее значение. Турбины – осевые и радиально - осевые. Осевые - для дизелей больших и средних мощностей. Размеры ТК определяются, главным образом, расходом воздуха, т.е. мощностью двигателя, а также конструктивной схемой ТК. Конструктивная схема ТК определяется взаимным расположением колес турбины, компрессора и их подшипников (рис. 33).

ТК схемы «а» имеют наибольшие габариты и массу, но наиболее удаленные от турбины подшипники малого диаметра. Это определяет высокую надежность и относительную простоту таких ТК. По этой схеме выполнено большинство ТК выпуска до 1960 г. По схемам «б» и «в» выполняют, как правило, ТК, встроенные в многоцилиндровые двигатели, которые имеют подшипники большого диаметра, развитые уплотнения, сложные корпуса, но по массе и габаритам практически равноценны схеме «а». Схема «г» конструктивно проста, обеспечивает малую массу и габариты. Господствует у автотракторных двигателей, начинает получать распространение в двигателях самых больших мощностей. Предъявляет высокие требования к подшипникам, балансировке роторов. Схема «д» - предельно простая конструкция, но трудно обеспечить надежную теплоизоляцию компрессора.

Рис. 33. Конструктивные схемы турбокомпрессоров наддува дизелей

Конструкция корпусных деталей оказывает решающее влияние на показатели ТК. Вход воздуха в компрессор должен быть плавным, без резких поворотов, с нарастанием скорости потока по мере его приближения к колесу компрессора. Подводящий патрубок и глушитель не должны искажать поля скоростей воздуха на входе, иначе к.п.д. компрессора будет снижаться и сузится диапазон его устойчивой работы. Поддерживающие подшипник ребра должны быть достаточно удалены от колеса компрессора, а их выходная кромка не должна быть чрезмерно толстой. Невыполнение этих требований может привести к высокочастотному шуму и поломке входных кромок колеса компрессора от вибрации.

Ряды ТК

Для современного машиностроения характерна высокая специализация производства. ТК представляет собой агрегат, который требует высокого уровня производства (ротор, балансировка, подшипники, уплотнения). Такое производство рентабельно только при достаточной массовости, поэтому ТК чаще всего изготавливаются специализированными фирмами. Фирмы выпускают ряды ТК, построенные по принципу возможности осуществления наддува любого существующего или вновь создаваемого двигателя в определенном диапазоне мощностей. Изменение наружного диаметра входа в компрессор Д_Н и скорости воздуха на входе позволяет обеспечить компрессором с одинаковым наружным диаметром колеса в одних и тех же корпусных деталях работу с высоким значением h_к в диапазоне расходов . Максимальным к.п.д. соответствует отношение расходов 1,6¸1,8. Изменение длины и углов установки сопловых и рабочих лопаток турбины позволяет в одних и тех же корпусах изменять пропускную способность турбины в 3-4 раза. Расход воздуха через компрессор при прочих равных условиях пропорционален квадрату наружного диаметра его колеса.

Принимая отношение расходов воздуха соседних типоразмеров компрессоров равным 1,7, определяем знаменатель прогрессии ряда типоразмеров ТК.

≈ 1,3.

Ряды ТК большинства фирм имеют значения К в пределах 1,25¸1,4.

В России приняты следующие величины наружных диаметров колес компрессоров ряда ТК в см 5,5; 7,0; 8,5; 11,0; 14,0; 16,0; 18,0; 21; 23; 26; 30; 35; 41; 48; 56; 65; 75.

В России разработаны два типа унифицированных ТК.

1. Компактные ТК для наддува быстроходных дизелей с внутренним расположением подшипников и радиально осевой турбиной ТКР 5; ТКР-7; ТКР-8,5; КТР-11; ТКР-14; ТКР-18 и ТКР-23.

2. ТК наддува тяжелых дизелей с большими ресурсами работы, с внешним расположением подшипников и осевой турбиной (ТК-18, ТК-23, ТК-26, ТК-30, ТК-35, ТК-41, ТК-48, ТК-56, ТК-65, ТК-75. Три исполнения Н- низкого давления, π_к £ 1,9; С- π_к £ 1,9¸2,5; В- π_к >2,5.

Основные параметры турбокомпрессоров по ГОСТ 9658-81 представлены в приложении № 6.

Для точного согласования характеристик компрессора и турбины с характеристиками двигателя выпускают модификации проточной части турбины и компрессора каждого типоразмера. В случае применения без лопаточного диффузора весь диапазон расходов может быть перекрыт двумя-тремя модификациями компрессора. Для компрессоров с лопаточным диффузором диапазон настройки узок, требуется 12¸15 модификаций.

Вопрос 48. Определение давления газов перед турбиной.

Исходя из условия N_т = N_к можно определить давление газов перед турбиной, обеспечивающее баланс мощностей турбины и компрессора.

P_т = . (102)

Соотношение между давлениями P_т и P_s зависит от совершенства турбокомпрессора, соответствия его характеристик характеристикам двигателя и совершенства процессов газообмена в двигателе. У современных мало- и среднеоборотных дизелей на номинальном режиме Р_т = (0,8÷0,9) Р_s .

Давление газов за турбиной Р_зт зависит от газодинамического сопротивления системы газовыпуска. В судовых дизельных установках при наличии утилизационного катка и глушителя давление газов за турбиной обычно Р_зт = 102÷107 кПа.

Эффективный к.п.д. турбины равен произведению адиабатного к.п.д. турбины на механический к.п.д. турбокомпрессора:

η_т = η _тад ∙ η _мтк.

Адиабатный к.п.д. турбины учитывает потери в сопловом аппарате, на лопатках рабочего колеса, потери с выходной скоростью газа, утечки газа через зазоры. Механический к.п.д. турбокомпрессора учитывает потери в подшипниках. У турбокомпрессоров судовых дизелей к.п.д. турбины η_т = 0,7÷0,84. В литературе по турбокомпрессорам наддува обычно приводится эффективный к.п.д. турбины и адиабатный к.п.д. компрессора.

Эффективный к.п.д. турбокомпрессора учитывает все потери в турбине, компрессоре и в подшипниках: η_тк = η_кад ∙ η_т. У современных судовых дизелей η_тк = 0,6÷0,7.

Вопрос 49. Качество распыливания топлива.

Распыливание топлива

На процессы смесеобразования и сгорания в ДВС отводится промежуток времени (0,005-0,05)с. Качество распыливания топлива характеризуется дисперсностью (мелкостью), однородностью распыливания, дальнобойностью и углом конуса факела. Средний диаметр капель у МОД 15-25 мкм, у ВОД 5-10 мкм. С уменьшением диаметра цилиндра и ростом оборотов двигателя требования к дисперсности и однородности распыливания растут. Зависимость дисперсности и однородности от диаметра сопла показана на рис. 34, а. Суммарное проходное сечение сопел одинаково.

Скорость истечения из сопел можно определить по формуле

. В современных ДВС = 250-400 м/с.

Зависимость скорости истечения и среднего диаметра d капель от давления впрыскивания представлена на рис. 34, б.

а)		1-4 сопла d=0,4 мм. 2-2 сопла d=0,57мм. 3-1 сопло d=0,8 мм.	б)
Рис. 34 Характеристики распыливания топлива

Зависимости длины факела L, ширины факела В и скорости истечения от угла поворота коленчатого вала показаны на (рис. 35).

Рис. 35. Зависимости скорости истечения топлива, длины и ширины факела от угла поворота коленчатого вала

С уменьшением диаметра сопла уменьшается диаметр капель, но уменьшается и дальнобойность струи. Существует оптимальное значение диаметра сопла. У современных ДВС d_с = 0,15¸1,1 мм, число сопел i_c = 4¸12.

Вопрос 50. Наддув 4-х тактных ДВС.

Наддув четырёхтактных дизелей

Впервые газотурбинный наддув был применен в 1911 году Швейцарским инженером А.Бюхи. На судах морского флота - с 1928 года.

У 4 - тактного дизеля два насосных хода, в течение которых осуществляется очистка цилиндров и наполнение их воздухом даже при неработающем турбокомпрессоре, поэтому применение ГТН оказалось более доступным, чем в двухтактных. В 4 - тактных ДВС с ГТН имеется увеличенный угол перекрытия клапанов по сравнению с дизелем без наддува. За счет увеличения периода одновременного открытия выпускного и впускного клапанов у В.М.Т. осуществляется лучшая очистка цилиндра и лучшее охлаждение стенок. Снижается теплонапряженность стенок, увеличивается заряд и мощность двигателя. Угол перекрытия клапанов достигает .

При работе двигателя в выпускном трубопроводе образуются волны давления из-за пульсирующего характера процессов выпуска газов из цилиндров. Для повышения эффективности продувки и энергии импульсов давления цилиндры подключают к раздельным выпускным трубопроводам. А период перекрытия клапанов совпадает с периодом минимальных давлений в коллекторе, т.е. периодом, когда достигается максимальный перепад давлений рис. 27.

Рис. 27. Зависимости давления в впускном и в выпускном трубопроводах четырехтактного дизеля с газотурбинным наддувом: А - период открытия выпускного клапана; В - то же, впускного; 2,3,6- номера цилиндров

Цилиндры группируют по отдельным выпускным трубопроводам так, чтобы выпуск очередного по порядку работы цилиндра не препятствовал процессу продувки предыдущего. Процесс выпуска в общий коллектор из каждого цилиндра должен происходить при закрытых выпускных клапанах прочих цилиндров. , где i_z - максимальное число цилиндров, подсоединенных к одному коллектору. j_вып – общая продолжительность процесса выпуска. В зависимости от числа и порядка работы цилиндров применяют разные схемы группировки цилиндров по отдельным выпускным трубопроводам. Например, в 6 - цилиндровом двигателе с порядком работы цилиндров 1-3-5-6-4-2 с двумя выпускными трубопроводами к одному из них присоединяют 1,4 и 5 цилиндры, а к другому 2,3,6 цилиндры (рис. 28). Тогда при угле заклинки кривошипов 120 °ПКВ сдвиг фаз волн давления в выпускном трубопроводе будет 240 °ПКВ. Разделение выпускной системы более чем на 4 группы считается нецелесообразным из-за усложнения конструкции и громоздкости.

При изменении режима работы двигателей изменяются условия продувки, так как меняются давления в ресиверах. Обычно при полной нагрузке Р_s > Р_т (рис. 28). При нагрузке (0,3¸0,5) N_еN, что соответствует среднему ходу судна, Р_s = Р_т.

Рис. 28. Схемы подсоединения выпускных трубопроводов

При дальнейшем уменьшении N_е , Р_s < Р_т и вместо продувки в период перекрытия клапанов будет заброс газов в ресивер наддувочного воздуха (рис. 30), h_н резко уменьшается. Происходит нагарообразование во впускных патрубках и ресивере.

Рис. 29. Зависимость давлений и температуры от нагрузки четырехтактного дизеля	Рис. 30. Изменение давления в трубопроводах и цилиндре в период перекрытия клапанов: а) - jпер=160 °, б) - jпер=115 °

Заброс на малых нагрузках может быть устранен путем уменьшения угла перекрытия клапанов. Понижение теплонапряженности ЦПГ достигают путем интенсивного охлаждения верхней части втулки цилиндра, охлаждения форсунки, поршня, корпуса выпускного клапана вращением выпускного клапана при работе двигателя.

Вопрос 51. Работа двигателя на ВРШ.