«УМЕНЬШЕНИЕ ВЫБРОСОВ ОКСИДОВ АЗОТА СЕРИЙНОГО СУДОВОГО ДВИГАТЕЛЯ ПУТЕМ ОРГАНИЗАЦИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ ...»

С уменьшением угла опережения впрыска топлива процесс сгорания частично переносится на линию расширения газов, и при соответствующих углах пик максимального давления сгорания может быть не только уменьшен по величине, но и смещен в сторону линии расширения индикаторной диаграммы при сохранении энергетических и экономических показателей дизельного двигателя.

«Жесткость» работы двигателя напрямую связана с уровнем форсирования двигателя, т.е. его механической и тепловой напряженностью. Показателем напряженности или форсирования двигателя является удельная поршневая мощность ( N пор ) [5, 26, 50]:

N e – мощность двигателя, кВт;

где i – количество цилиндров;

D – диаметр цилиндра, м.

С ростом величины поршневой мощности решаются задачи обеспечения срока службы двигателя путем конструктивных, технологических и других мероприятий вследствие роста механической и тепловой напряженности.

По мере форсирования двигателя срок службы двигателя уменьшается. По степени форсирования современные дизельные двигатели можно разделить на следующие [28]:

• нефорсированные с Nпор < 15 кВт/дм2;

• форсированные с 15 Nпор < 44 кВт/дм2;

• высокофорсированные с 44 Nпор < 74 кВт/дм2.

Как уже отмечалось, «жесткая» работа двигателя сопровождается повышением шума и вибрации двигателя. Соответственно, шумовые и вибрационные характеристики двигателя могут служить характеристикой «жесткости» протекания рабочих процессов.

На организацию рабочих процессов и экологические показатели дизельных двигателей существенное влияние оказывает процесс горения топлива в камере сгорания.

Уменьшение угла опережения впрыска топлива позволяет снизить:

• максимальную температуру цикла, что ведет к снижению выбросов NOx с отработавшими газами;

• максимальное давление сгорания и скорость нарастания давления, что снижает «жесткость» рабочих процессов;

Изменение угла наклона топливных струй позволяет ликвидировать попадание топлива на «холодные» поверхности камеры сгорания и расположить их в зонах с наибольшей температурой поверхностей, в результате чего улучшаются условия испарения топлива и экономические показатели дизельного двигателя.

Для определения наивыгоднейшей зоны соприкосновения топливной струи с поверхностью камеры сгорания необходимо иметь поле распределения температур на поверхности головки поршня.

Оценку снижения «жесткости» рабочих процессов при сохранении энергетических и экономических показателей можно по величине изменения максимального давления сгорания или шумовым и вибрационным характеристикам дизельного двигателя.

3. Оптимизация рабочих процессов дизельного двигателя 3.1. Блок-схема оптимизации рабочих процессов Задача доводки дизельного двигателя до современных техникоэкономических и экологических показателей может быть представлена как задача отыскания экстремума функций многих переменных [57], где:

• в качестве цели принимаем требуемые показатели по выбросам NOx;

• в качестве исследуемых переменных: угол опережения впрыска топлива (УОВТ), геометрическая степень сжатия и угол наклона топливных • в качестве ограничительных показателей: сохранение среднего эффективного давления и удельного эффективного расхода топлива, скорости нарастания давления и максимального давления сгорания.

На рис. 3.1 представлена блок-схема оптимизации рабочих процессов дизельного двигателя для уменьшения выбросов NOx при сохранении энергетических и экономических показателей на уровне базового двигателя.

Предложенный алгоритм основан на рассмотрении показателей базового двигателя в отношении получения требуемых выбросов оксидов азота при сохранении эффективной мощности и удельного эффективного расхода топлива, скорости нарастания давления и максимального давления сгорания при различных УОВТ и углах наклона топливных струй, а также определения «жесткости» рабочих процессов.

Современная инженерная методика оптимизации показателей дизельного двигателя основана на сопоставлении показателей базового двигателя с показателями, полученными в результате моделирования его рабочих процессов [63]. Согласно [94] в качестве расчетного режима для современных судовых дизельных двигателей может быть выбран режим работы на номинальной мощности.

Рис. 3.1. Блок-схема оптимизации рабочих процессов дизельного двигателя для уменьшения выбросов оксидов азота На первом этапе производится моделирование рабочих процессов базового двигателя с целью получения расчетных показателей рабочих процессов и возможности оценивать разрабатываемые рабочие процессы по отношению к базовому варианту. Это сделано с той целью, что экспериментальные данные накладывают ряд неточностей в расчетные показатели, кроме того, экспериментальные показатели во многом связаны с не идентичностью условий окружающей среды с расчетными значениями. Следовательно, наличие смоделированных рабочих процессов базового двигателя может реально показать соотношение показателей базового и вновь разрабатываемого рабочих процессов.

На втором этапе исследуется влияние угла опережения впрыска топлива на значения выбросов оксидов азота и удельного эффективного расхода топлива. При этом рассматриваются значения максимальных давлений и температур, сопровождающих рабочие процессы с измененным углом опережения впрыска топлива, и характер изменения основных показателей рабочих процессов – периода задержки воспламенения и скорости нарастания давления. По результатам исследования рабочих процессов предложено рациональное значение угла опережения впрыска топлива, при котором судовой дизельный двигатель соответствует требованиям IMO Tier II по выбросам оксидов азота.

На третьем этапе проводится исследование влияния геометрической степени сжатия и угла наклона топливных струй на экономические показатели дизельного двигателя. Первое направление рассматривает возможность повышения геометрической степени сжатия дизельного двигателя с новым углом опережения впрыска топлива для сохранения топливной экономичности на уровне базового двигателя.

Второе направление исследует рабочие процессы по углу наклона топливных струй с целью установления зон наиболее оптимального расположения мест контакта топливных струй с наиболее нагретыми участками камеры сгорания и уменьшение вероятности попадания топлива на менее нагретые части камеры сгорания – втулку и крышку цилиндра.

Исследования проводятся на сопоставление показателей (скорость нарастания давления и максимальное давление сгорания) дизельного двигателя с базовым и разработанным рабочими процессами.

На четвертом этапе проводится прогнозирование срока службы дизельного двигателя с разработанными рабочими процессами.

На пятом этапе разработано инженерное решение по модернизации конструкции дизельного двигателя для уменьшения выбросов оксидов азота путем изменения угла опережения впрыска топлива и сохранения топливной экономичности путем изменения угла наклона топливных струй. По характерным особенностям протекания процесса сгорания в дизельном двигателе рассматривается развитие топливных факелов базового двигателя и двигателя с разработанными рабочими процессами, производится аналитическая оценка отложений несгоревших углеродов (сажи) на поверхностях камеры сгорания. Производится сравнительная оценка отложений нагара на деталях камеры сгорания для базового двигателя и двигателя, работающего при новых углах опережения впрыска топлива и наклона топливных струй. Результатом экспериментальных исследований должно являться определение показателей дизельного двигателя с разработанными рабочими процессами.

3.2. Оптимизация рабочих процессов по углу опережения впрыска топлива и геометрической степени сжатия Основные этапы подачи топлива топливным насосом высокого давления (ТНВД) в дизельном двигателе показаны на рис. 3.2 [70].

Начало сжатия топлива у насоса или начало геометрически полезного хода плунжера совпадает с концом перепуска топлива в магистраль низкого давления и на осциллограмме (рис. 3.2, а) отмечено точкой 0. Начало сжатия топлива в нагнетательном трубопроводе наступит тогда, когда давление у насоса сравняется с остаточным давлением в системе pост (точка 1). Момент начала подъема иглы или действительного впрыска топлива форсункой в пространство камеры сгорания дизельного двигателя (точка 2) определяется равенством давления топлива в системе давлению предварительного натяжения пружины иглы форсунки.

Рис. 3.2. Основные этапы подачи топлива в дизельном двигателе а) Осциллограмма изменения давлений в ТНВД;

б) Осциллограмма изменения подъема иглы форсунки I – фаза задержки впрыска топлива; II – фаза активного впрыска;

Продолжительность процесса от начала геометрической подачи (точка 0) до начала открытия иглы форсунки (точка 2) называется периодом задержки впрыска топлива 3. Этот период составляет фазу I процесса подачи топлива в дизельном двигателе.

Несмотря на открытие иглы форсунки, давление в системе будет расти, т.к. количество топлива, вытесняемого плунжером насоса, намного больше того количества, которое вытекает через сопловые отверстия распылителя форсунки в пространство камеры сгорания дизельного двигателя. Рост давления у насоса будет продолжаться до начала отсечки (точка 4), когда открывается доступ топлива в отсечную магистраль системы и заканчивается геометрический активный ход плунжера. Период от начала открытия иглы до момента отсечки подачи топлива называется периодом активного впрыска и составляет фазу II процесса впрыска.

После начала отсечки нагнетательный клапан топливного насоса высокого давления садится на гнездо и отсоединяет топливный трубопровод от полости насоса. Дальнейшая подача топлива в камеру сгорания осуществляется энергией, аккумулированной в топливе в процессе его сжатия в фазах I и II периодах 3 и 2 соответственно, и продолжается до момента закрытия иглы (точка 5), начинающегося при давлении у форсунки, равном давлению начала посадки иглы. Продолжительность впрыска топлива в камеру сгорания дизельного двигателя после начала отсечки составляет фаза III подачи топлива – период разгрузки.

Представленная осциллограмма показывает, что геометрическая продолжительность впрыска г, соответствующая геометрическому активному ходу плунжера не совпадает с действительной продолжительностью впрыска топлива в пространство камеры сгорания по моментам начала и конца впрыска и отличается от нее по значению.

Различают действительный 0 и геометрический 0г углы опережения впрыска топлива (рис. 3.2, б). Они отсчитываются соответственно от моментов начала подъема иглы форсунки и начала закрытия впускных отверстий клапанами до момента прихода поршня двигателя в ВМТ.

Геометрический угол опережения впрыска топлива определяется обычно по началу перемещения мениска в прозрачной трубке, установленной на штуцере насоса высокого давления. В момент закрытия впускных отверстий клапанами насоса происходит страгивание мениска, которое и определяет начало перемещения топлива в трубке. Положение ВМТ определяется специальной меткой на маховике двигателя или насоса. Действительный угол опережения впрыска топлива оценивается по осциллограмме подъема иглы форсунки [70, 106].

Действительный угол опережения впрыска топлива оказывает большое влияние на продолжительность задержки воспламенения топлива в камере сгорания и на все показатели рабочих процессов дизельного двигателя. При больших углах опережения впрыска топливо начинает поступать в камеру сгорания, когда давление и температура заряда в ней относительно невелики, поэтому период задержки воспламенения увеличивается, и большая порция топлива скапливается в камере сгорания до прихода поршня в ВМТ. В момент начала сгорания оно вступает в реакцию, вызывая резкое повышение давления, стуки, смещение точки максимального давления сгорания до прихода поршня в ВМТ. В результате этого снижаются среднее эффективное давление и эффективная мощность, растет удельный эффективный расход топлива.

Заниженное значение УОВТ приводит к тому, что значительная часть цикловой подачи топлива поступает в камеру сгорания после ВМТ, поэтому процесс сгорания происходит, в основном, на ходе расширения. В результате этого уменьшается степень расширения рабочего тела и, как следствие, среднее эффективное давление и эффективный коэффициент полезного действия, падают максимальное давление сгорания и мощность двигателя, растет удельный эффективный расход топлива, хотя период задержки воспламенения сокращается.

На рис. 3.3 показаны совмещенные индикаторные диаграммы, иллюстрирующие изменения, обычно происходящие при уменьшении угла опережения впрыска топлива [9].

Рис. 3.3. Совмещенные индикаторные диаграммы, снятые при различных углах опережения впрыска топлива Кривые на рис. 3.3 показывают, что меньшее количество топлива, сгорающего вблизи ВМТ, дает меньшее количество выделившейся теплоты и меньшее приращение давления. При этом максимальное давление сгорания сильно уменьшается, характер диаграммы начинает приближаться к циклу с подводом теплоты при постоянном давлении.

Это создает некоторые преимущества в работе двигателя в связи с тем, что уменьшаются динамические нагрузки на детали двигателя, сама работа двигателя становится менее «жесткой» с меньшей вибрацией. Однако эти преимущества приводят к снижению экономичности, увеличению догорания на линии расширения и повышению термических нагрузок двигателя. Характер протекания кривых максимального давления сгорания и удельного эффективного расхода топлива показан на рис. 3.4 [9].

Рис. 3.4. Влияние угла опережения впрыска топлива на максимальное давление сгорания и удельный эффективный расход топлива Кривые на рис. 3.4 показывают, что с приближением угла опережения впрыска топлива к ВМТ удельный эффективный расход топлива может существенно возрасти.

При условии получения требуемого удельного эффективного расхода топлива в пределах базового двигателя возникает проблема поиска средств достижения такой экономичности. Решение этого вопроса возможно при одновременном уменьшении угла опережения впрыска топлива и увеличении геометрической степени сжатия. На рис. 3.5 показаны совмещенные индикаторные диаграммы, снятые при двух различных геометрических степенях сжатия.

снятые при двух различных геометрических степенях сжатия С точки зрения допускаемых p z обе индикаторные диаграммы можно считать равноценными, но характер нарастания давления лучше у диаграммы, снятой при большей геометрической степени сжатия и меньшим углом опережения впрыска топлива. Диаграмма при =12 показывает плавное и спокойное нарастание давлений, тогда как диаграмма, снятая при =10, дает большой период индукции и вследствие этого резкое повышение давления от Если сравнение произвести по экономичности и тепловой нагрузке, то преимущество опять окажется на стороне «повышенной» геометрической степени сжатия и уменьшенного угла опережения впрыска топлива. Данные по величинам эффективной мощности, удельному эффективному расходу топлива и максимальной температуры цикла приведены в таблице 3.1 [9].

Конечно, «повышенной» геометрическую степень сжатия 12 можно считать лишь по отношению к геометрической степени сжатия 10.

для рабочих процессов с различной геометрической степенью сжатия Сравнение двух методов (понижение и уменьшение ) можно произвести по данным (таблица 3.2 [9]), показывающим увеличение удельного эффективного расхода топлива при одинаковом понижении p z. Сравнение было выполнено при давлении наддува p k = 0,15 МПа и N e = 29,4 кВт Таблица 3.2 – Сравнение влияния понижения и уменьшения Анализ таблицы 3.2 показывает, что понижение p z в данном случае обошлось «дешевле» регулировкой опережения момента впрыска топлива.

Необходимо отметить, что при сильном уменьшении УОВТ, которое будет вызвано необходимостью понизить p z при наличии высокого давления сжатия pc (большая геометрическая степень сжатия и большее давление наддува), подача и сгорание топлива будут слишком далеко переходить на линию расширения: экономичность при этом недопустимо ухудшится. В данном случае необходимо будет несколько снизить геометрическую степень сжатия и дополнительно уменьшить УОВТ.

В условиях работы на маленьких давлениях наддува уменьшение угла опережения впрыска топлива является наиболее простым и гибким способом удержания p z на уровне p z 0 при изменении pk в особенно широких пределах. Этот способ имеет по сравнению со снижением геометрической степени сжатия то преимущество, что при работе с малым давлением наддува соответственно подобранное опережение момента впрыска топлива позволяет сохранить эффективность рабочих процессов.

Исходя из выше изложенного, можно сделать следующие выводы:

• удельный эффективный расход топлива при увеличении геометрической степени сжатия уменьшается;

• судя по повышению температуры выхлопа и увеличению потерь теплоты с охлаждающей водой, тепловое состояние двигателя при повышении геометрической степени сжатия улучшается.

Таким образом, для снижения удельного эффективного расхода топлива при уменьшении угла опережения впрыска топлива и сохранении среднего индикаторного давления необходимо вести оптимизацию рабочих процессов по геометрической степени сжатия, при этом значения скорости нарастания давления и максимального давления сгорания не должны выходить за пределы этих значений для базового двигателя.

3.3. Оценка качества протекания рабочих процессов Впрыснутое топливо в виде струи, состоящей из значительного количества капель, распределенных в объеме струи, распространяется по камере сгорания от сопла распылителя с уменьшающейся скоростью. Пространство между каплями заполнено воздухом и парами топлива и составляет 90-95% объема струи. Распад топлива на капли происходит не сразу на выходе топлива из распылителя, а существует струя топлива, которая может иметь протяженность на всю длину всей камеры сгорания [1].

Относительная концентрация капель топлива в струе в зоне существования жидкой фазы уменьшается от максимального значения в местах распада струи топлива, как в осевом, так и в радиальном направлении. Концентрация паров топлива в зоне существования жидкой фазы в осевом направлении возрастает по концам этой зоны, а в радиальных сечениях при удалении от оси вначале возрастает, а затем, достигнув максимума, снижается. В зоне, где существует только паровая фаза, концентрация паров монотонно снижается как в осевом, так и в радиальном направлении. Изменение концентрации паров в пристеночном слое в любом радиальном направлении от места соударения аналогично изменению концентрации по оси свободной струи. По высоте слоя на различных удалениях от места соударения относительная концентрация изменяется аналогично ее изменению по поперечным сечениям свободной струи на различных удалениях от сопла [38].

Воспламенение топлива возникает в средней части топливной струи в зоне ее оболочки, где в первую очередь достигается благоприятное соотношение между топливом и воздухом. Положение очагов воспламенения зависит от параметров, определяющих динамику развития топливных струй, и величины задержки воспламенения. От первых очагов сгорание распространяется по наружной оболочке струи по направлению к вершине, как бы догоняя ее, и по направлению к соплу распылителя. В момент охвата горением всей наружной оболочки топливной струи заканчивается быстрое (кинетическое) сгорание и происходит спад в скорости тепловыделения. Быстрое кинетическое сгорание топлива характеризуется высокими температурами, наиболее полным сгоранием топлива и интенсивным образованием оксидов азота. Поэтому, именно зона быстрого кинетического сгорания топлива является определяющей в образовании оксидов азота и характеристики этой зоны можно принять для расчета скорости образования оксидов азота.

Практически весь процесс смесеобразования происходит при идущем параллельно горении. Время охвата пламенем всей наружной оболочки топливной струи не превышает 35-40% от продолжительности топливоподачи и 20% от продолжительности всего процесса сгорания и происходит в форсированном дизельном двигателе, как правило, до достижения вершиной струи стенки камеры сгорания. Дальнейшее развитие струи, и ее взаимодействие со стенкой происходит в горячем состоянии [24, 37].

В период диффузионного сгорания скорость химических реакций существенно выше, чем скорость смешения. Скорость выгорания определяется концентрацией реагентов (воздуха и топлива) и температурой в зоне топливного факела. Вследствие того, что выгорание топлива происходит с недостаточным содержанием воздуха, происходит неполное выгорание углерода топлива, и он осаждается на поверхностях камеры сгорания в виде несгоревших углеводородов (нагара в виде СН и сажи С6Н).

Таким образом, сгорание топлива наиболее интенсивно проходит в зоне оболочки топливной струи, в которой находится гомогенная (равновесная для сгорания) смесь воздуха и топлива. Остальная часть топлива сгорает с меньшей скоростью и с большим запаздыванием по времени. Большая концентрация топлива в ядре топливной струи приводит к ухудшению сгорания топлива с образованием сажи на поверхностях камеры сгорания [15]. Сажа в топливном факеле образуется в результате пиролиза топлива – его разложения под действием высокой температуры в среде с недостатком кислорода.

Интенсивное образование сажи происходит в ядре топливной струи вблизи форсунки при впрыске последних порций топлива [118]. В зоне встречи топливной струи с поверхностями камеры сгорания в местах пересечения топливных струй образуется вторая зона образования несгоревших углеводородов – сажи и нагара.

Таким образом, при горении топлива явно выделяется несколько характерных зон горения. К этим зонам относятся:

• оболочка топливной струи;

• ядро топливной струи;

• пристеночный поток головки поршня;

• пересечение пристеночных потоков на головке поршня;

• доля топлива, попадающего на зеркало цилиндра и крышку цилиндра.

Характерными особенностями этих зон являются [119]:

в различных зонах топливной струи условия испарения капель топлива наличие перераспределения топлива между зонами в процессе свободного движения топливной струи и при его взаимодействии со стенками камеры сгорания;

взаимодействие топливной струи может иметь место, как с поршнем, так и другими поверхностями, образующими пространство камеры сгорания дизельного двигателя;

на скорость испарения топлива и процесс его сгорания влияют температуры всех поверхностей, образующих камеру сгорания двигателя;

на выгорание топлива и его расход оказывают влияние зоны перекрытия пристеночных потоков топливных струй с высокой концентрацией топлива в зонах перекрытия.

В связи с тем, что содержание топлива в различных зонах топливной струи может быть различным, можно ожидать и различную степень выгорания топлива.

При выгорании распыленного жидкого топлива в дизельных двигателях создаются высокие локальные концентрации активных центров цепных реакций – атомов и свободных радикалов, возникающих в результате деструктивных превращений, окисления и распада углеводородов в окрестностях и испаряющихся и горящих капель. В этих условиях образование вредных веществ в дизельных двигателях, таких как сажа, NOx, CO, имеет две основные особенности. Во-первых, решающую роль в этом процессе играет не тепловое, а цепное ускорение реакций за счет высоких локальных концентраций активных веществ. Во-вторых, процессы их образования тесно связаны с конкуренцией в потреблении активных частиц и кислорода. Образование NOx происходит через сложные превращения продуктов реакций топливных радикалов с азотом воздуха в предпламенный и послепламенной зонах. Скорость этих процессов зависит от концентрации азота в объеме цилиндра, скорости сгорания, доли выгоревшего топлива, а также скорости конкурирующих реакций образования продуктов неполного сгорания, в том числе CO и сажевых частиц [53].

Как показали расчетные исследования [119], проведенные в МГТУ им. Н.Э. Баумана, в каждой из перечисленных зон концентрации топлива могут значительно отличаться. На рис. 3.6 представлено распределение концентрации топлива в зонах топливной струи для одиночной топливной струи и многоструйной подачи топлива.

При этом были определены следующие закономерности, влияющие на образование вредных выбросов с ОГ дизельных двигателей:

• при увеличении содержания топлива в разреженной оболочке топливной струи, где наиболее лучшие условия испарения топлива, увеличивается температура рабочих газов и происходит улучшение экономичности работы двигателя при незначительном увеличении содержания оксидов азота в отработавших газах;

• при увеличении содержания топлива в ядре топливной струи ухудшаются экономические показатели работы двигателя, и увеличивается содержание сажи в отработавших газах, при этом из-за неполного сгорания топлива и низкой температуры цикла содержание оксидов азота уменьшается;

• при увеличении количества топлива в пристеночных потоках в зонах с низкой температурой стенок камеры сгорания экономичность двигателя также ухудшается при уменьшении содержания оксидов азота в отработавших газах.

Рис. 3.6. Влияние распределения топлива в зонах топливной струи для одиночной и многоструйной подачи топлива 1 – оболочка топливной струи; 2 – ядро; 3 – пристеночный поток;

4 – крышка цилиндра; 5 – пересечение пристеночных потоков Таким образом, расчетные исследования, выполненные в МГТУ им. Н.Э. Баумана показали, что концентрация содержания сажи зависит от количества топлива в ядре струи, а концентрация оксидов азота связана с выгоранием гомогенной смеси в разреженной оболочке топливной струи и разреженной оболочке пристеночного потока. С учетом этого можно по концентрации топлива в струе и в разреженной оболочке струи и пристеночного потока дать сравнительную оценку качества протекания рабочих процессов при изменении угла опережения впрыска топлива, угла наклона топливных струй и геометрической степени сжатия.

По отложениям сажи и нагара можно сделать вывод о правильности инженерного решения геометрического пространства и размеров камеры сгорания и дать рекомендации к конструированию распылителя форсунки двигателя (диаметру, количеству и расположению отверстий распылителя).

Следовательно, по концентрации топлива в зонах топливной струи и пристеночных потоков по визуализации развития топливных струй расчетного комплекса Дизель-РК [57] имеется возможность оценить качество протекания рабочих процессов.

На рис. 3.7 показаны результаты сканирования рабочих процессов дизельного двигателя Д-120 (2Ч 10,5/12) по геометрической степени сжатия и УОВТ с целью оптимизации образования сажи.

Рис. 3.7. Влияние геометрической степени сжатия и УОВТ Анализ рис. 3.7 показывает, что с увеличением геометрической степени сжатия уровень содержание сажи в отработавших газах снижается, а при уменьшении угла опережения впрыска топлива повышается.

Можно найти такой компромисс, когда уровень вредных выбросов может быть в рамках допустимых значений. На рис. 3.8 представлен график влияния геометрической степени сжатия и угла опережения впрыска топлива на удельный эффективный расход топлива, выбросы оксидов азота и максимальное давление сгорания.

Рис. 3.8. Влияние геометрической степени сжатия и УОВТ на удельный эффективный расход топлива, выбросы оксидов азота и Кривые на рис. 3.8 показывают, что для получения удельного эффективного расхода топлива в пределах 240 г/(кВт·ч) и выбросов оксидов азота на уровне 1,7 г/(кВт·ч) необходимо уменьшить угол опережения впрыска топлива с 16 до 10-12°ПКВ до ВМТ с увеличением геометрической степени сжатия с 16 до 19-19,5.

При таком инженерном решении, согласно рис. 3.7, содержание сажи в отработавших газах составит в пределах 32-35 единиц по шкале Хартриджа, что будет находиться в допустимых пределах по выбросам сажи с отработавшими газами по требуемым стандартам.

Таким образом, оптимизация рабочих процессов по геометрической степени сжатия и углу опережения впрыска топлива позволяет получить требуемые экономические и экологические показатели дизельного двигателя.

3.4. Методика определения угла наклона топливных струй для улучшения экономических показателей Ранее было показано, что на образование оксидов азота и экономичность рабочих процессов влияет интенсивность выгорания топлива в разреженной оболочке пристеночного потока. Причем, при увеличении количества топлива в пристеночном потоке в зонах с низкой температурой стенок камеры сгорания экономичность двигателя ухудшается.

Поэтому оптимизация рабочих процессов по углу наклона топливных струй производится с целью развития пристеночного потока вглубь камеры сгорания, а не на поверхность короны поршня и в надпоршневой зазор.

Такое инженерное решение можно выполнить двумя способами:

Изменением геометрической формы камеры сгорания таким образом, чтобы обеспечить топливным струям большую свободу для развития, что позволяет увеличить скорость тепловыделения на участке догорания.

Изменением направленности сопел распылителя так, чтобы топливная струя попадала в наиболее нагретую зону головки поршня при сохранении конфигурации головки поршня.

В случае применения первого способа (рис. 3.9) угол наклона образующей камеры сгорания в поршне выбирается таким образом, чтобы основное развитие пристеночного потока направить вглубь камеры сгорания, а не на поверхность головки поршня или надпоршневой зазор [53].

Рис. 3.9. Изменение геометрической формы камеры сгорания Во втором случае следует рассматривать уменьшение угла наклона топливных струй распылителя. Для оптимизации угла наклона топливных струй следует учесть, что по мере развития факела поршень перемещается в цилиндре двигателя. При этом для того, чтобы определить истинное положение развивающейся топливной струи на головке поршня в зависимости от угла опережения впрыска топлива, необходимо определить положение поршня в цилиндре двигателя относительно его положения ВМТ.

Для этого воспользуемся зависимостью для определения перемещения поршня по углу поворота коленчатого вала для аксиального кривошипношатунного механизма [26, 107]:

где – угол поворота коленчатого вала, °ПКВ;

R – радиус кривошипа коленчатого вала, м;

Lш – кинематическая длина шатуна, м.

Угол наклона топливной струи относительно продольной оси цилиндра можно определить (рис. 3.10):

r – зона соприкосновения топливной струи, мм;

где hр – ордината соплового отверстия, мм;

hвпр – высота КС в момент касания поршня топливной струей, мм;

На рис. 3.10 величина h показывает значение, на которое переместился поршень в цилиндре двигателя в момент окончания впрыска топлива при приближении угла опережения впрыска топлива к ВМТ и сохранении продолжительности впрыска топлива.

Рис. 3.10. Схема определения угла наклона топливных струй 1 – Ось распространение топливной струи базового двигателя 2 –Ось распространение топливной струи при изменении УОВТ 3 – Ось распространения топливной струи, направленной в горячую зону Подставляя выражение (3.1) в (3.2) получаем зависимость для определения угла наклона топливных струй, учитывающую угол опережения и продолжительность впрыска топлива:

hкс – высота камеры сгорания при нахождении поршня в ВМТ, мм;

где впр – продолжительность впрыска топлива, °ПКВ;

– угол опережения впрыска топлива, °ПКВ до ВМТ.

Значение r определяется в соответствии с расчетами распределения температур на головки поршня.

Таким образом, зависимость (3.3) позволяет определить угол наклона топливных струй при изменении УОВТ для улучшения процесса смесеобразования и уменьшения доли топлива в зонах с наихудшими условиями испарения.

3.5. Методика прогнозирования срока службы дизельного двигателя Процесс, осуществляемый в двигателе в соответствии с термодинамическими циклами, приводит к скачкообразному изменению нагрузки. Скачкообразное изменение нагрузки во времени из-за инерции деформирующихся деталей вызывает в них динамическую нагрузку. Если, например, сгорание происходит при строго постоянном объеме (т.е. мгновенно), деформации, а, следовательно, и напряжения в деталях удвоятся по сравнению с напряжениями при статическом приложении того же усилия [4]. При этом, чем более кратковременна нагрузка, тем большие динамические напряжения возникнут в деталях двигателя.

Как отмечалось ранее, скорость нарастания давления во времени характеризует «жесткость» рабочих процессов, которая напрямую связана с уровнем форсирования дизельного двигателя, т.е. его механической и тепловой напряженностью.

В качестве обобщенного показателя напряженности или форсирования двигателя принимается удельная поршневая мощность N пор [5, 50]:

N e – эффективная мощность двигателя, кВт;

где i – количество цилиндров;

D – диаметр цилиндра, м.

Основное выражение мощности двигателя при этом имеет вид [25]:

p e – среднее эффективное давление, кПа;

где VS – рабочий объем цилиндра, м3;

i – число цилиндров двигателя;

m – показатель тактности (для четырехтактного двигателя m = 2 );

n – частота вращения коленчатого вала двигателя, мин-1;

– переводной коэффициент частоты вращения из мин-1 в с-1.

Рабочий объем цилиндра определяется [25]:

D – диаметр цилиндра, м;

где:

Средняя скорость поршня при этом определяется [107]:

В соответствие с выражениями (3.4)-(3.7) для четырехтактных двигателей удельная поршневая мощность пропорциональна произведению pe cm и может быть определена:

p e – среднее эффективное давление, кПа;

где c m – средняя скорость поршня, м/с.

В выражении (3.8) среднее эффективное давление характеризует нагруженность двигателя по рабочим процессам, а средняя скорость поршня – нагруженность по скоростному режиму [5]. Среднее эффективное давление определяет работу цикла, поэтому выражение (3.8) можно рассматривать как степень статической нагруженности двигателя, которая показывает уровень механических и тепловых нагрузок.

Для двигателей различной степени быстроходности и нагруженности эта величина, как и величина удельной поршневой мощности, имеет вполне определенные диапазоны, представленные в таблице 3.3 [5].

Таблица 3.3 – Значения удельной поршневой мощности для четырехтактных двигателей различных типов Для удобства рассматриваемое произведение назовем фактором нагруженности и обозначим символом Ф н (МПа·м/с):

Как уже говорилось, выражение (3.9) характеризует статическую нагруженность двигателя, т.к. показывает работу цикла без учета значения максимального давления сгорания.

При определении и прогнозировании срока службы дизельного двигателя определяющим фактором является динамическая нагруженность. Для оценки динамической нагруженности дизельного двигателя используем отношение максимального давления сгорания p z к среднему эффективному давлению p e [28]. Для удобства дальнейшего изложения эту величину назовем коэффициентом динамической нагруженности:

При этом большее значение К дн соответствует большей динамической нагруженности дизельного двигателя. Согласно рекомендациям справочной литературы К дн = 6,2 6,5 [28].

С увеличением быстроходности двигателя К дн принимает большие значения. Это связано с тем, что увеличение частоты вращения коленчатого вала приводит к уменьшению времени, отведенному на процесс сгорания, и сгорание топлива происходит более «жестко». Кроме того, в двигателях повышенной оборотности угол опережения впрыска топлива может иметь большее значение, чем в среднеоборотных или малооборотных дизельных двигателях [70], а, следовательно, и процесс сгорания будет сопровождаться большими газовыми силами.

Выразим из (3.10) величину среднего эффективного давления:

С учетом (3.11) выражение (3.9) можно представить в виде, учитывающем значение максимального давления сгорания:

Выражение (3.12) показывает зависимость фактора нагруженности от значения максимального давления сгорания, что позволяет сравнивать срок службы дизельного двигателя с базовым и разработанным рабочими процессами. Для конкретного рабочего процесса значения Ф н, вычисленные по выражениям (3.9) и (3.12), будут иметь равные значения. При этом К дн будет иметь для конкретного рабочего процесса вполне определенное значение.

При изменении значения максимального давления сгорания p z и сохранении мощности, или работы двигателя (среднего эффективного давления p e ), будет изменяться соотношение значений максимального давления сгорания и среднего эффективного давления p z / pe, т.е. значение К дн. Таким образом, можно будет иметь представление об изменении динамической нагруженности двигателя, т.е. «жесткости» рабочих процессов.

В имеющейся справочной литературе по эксплуатации двигателей наряду с техническими характеристиками рабочих процессов ( p z, pe ) указываются сроки службы двигателей до первой переборки и капитального ремонта. Кроме того, имеются результаты обработки статистических данных по связи нагруженности работы двигателей со сроками проведения частичных переборок и сроков службы до капитального ремонта.

Межремонтный срок службы определяется размерами и уровнем форсированности двигателя N пор с учетом отношения p z / p e, его конструкцией – жесткостью, уровнем напряжений в деталях.

Согласно [8], сроки службы до первой переборки и до капитального ремонта для отечественных дизельных двигателей различной частоты вращения представлены в таблице 3.4.

Таблица 3.4 – Сроки службы отечественных дизельных двигателей Аналогичные рекомендации можно найти и в руководствах по эксплуатации отечественных дизельных двигателей.

В таблице 3.5 приведены данные по величинам фактора нагруженности и срокам службы до капитального ремонта дизельных двигателей российского и зарубежного производства [12, 28, 29, 62].

По результатам обработки справочных данных таблицы 3.5 построены графики зависимости срока службы дизельных двигателей до капитального ремонта от фактора их нагруженности (рис. 3.11).

При этом кривые были разделены в зависимости от уровня форсирования двигателя по среднему эффективному давлению. Такое разделение связано с тем, что в зависимости от величины среднего эффективного давления сроки службы двигателей до капитального ремонта могут значительно отличаться.

Таблица 3.5 – Значения фактора нагруженности дизельных двигателей завод-изготовитель мин кВт МПа МПа м/с т.час т.час МПа·м/с 6ЧН 18/ Дальдизель 8ЧН 18/ Дальдизель 8ЧН 18/ Дальдизель 6ЧН 21/ з-д им. Дзержинского 6ЧН 25/ завод им. 25 Октября 6ЧН 26/ завод им. 25 Октября 8ЧН 26/ Коломенский завод 8ЧН 30/38 (Д42) Коломенский завод 6ЧН 31,8/ Пенздизельмаш 6ЧРПН 36/45 (Г74) Двигатель революции 6ЧРН 36/40 (Г95) Двигатель революции 8ЧН 22/ ОАО «РУМО»

6ЧН 40/ Русский дизель 8ЧН 22,5/ MAN (Германия) 8ЧН 22/ Wartsila (Финляндия) Рис. 3.11. График изменения срока службы до капитального ремонта в зависимости от фактора нагруженности дизельного двигателя Уровень форсирования двигателя по среднему эффективному давлению:

Например, согласно рекомендациям справочника «Дизели» [28] для дизельных двигателей с частотой вращения 900-1500 мин-1 и диаметром цилиндра 180-350 мм срок службы до капитального ремонта составляет:

• при p e до 1 МПа – 28 тыс. час;

• при p e от 1 до 1,5 МПа – 25 тыс. час;

• при p e свыше 1,5 МПа – 20 тыс. час.

Исходя из сказанного, на разработанном графике рис. 3.9:

• кривая 1 построена для двигателей с уровнем форсирования • кривая 2 построена для двигателей с уровнем форсирования • кривая 3 построена по имеющимся данным фирм MAN B&W и Wartsila для уровня форсирования дизелей pe 1,8 МПа.

Отличные от рекомендованных границы уровней форсирования были выбраны с учетом корреляции точек значений срока службы до капитального ремонта относительно их среднего положения.

В соответствии с приведенным графиком наблюдается однозначная тенденция увеличения срока службы двигателя при уменьшении фактора нагруженности. При этом больший срок службы достигается тем труднее, чем выше показатель форсирования N пор и отношение p z / p e [28].

Более высокие сроки службы современных дизельных двигателей связаны с применением современных материалов и технологий (использование высокоточного оборудования).

Для получения зависимости для прогнозирования срока службы дизельного двигателя в зависимости от фактора нагруженности в качестве аппроксимирующей функции выбрана линейная:

В результате получены три зависимости для прогнозирования срока службы дизельного двигателя в зависимости от фактора нагруженности:

Для любого уровня форсирования по среднему эффективному давлению получим изменение срока службы дизельного двигателя Rкр (тыс. ч ) при изменении фактора нагруженности:

Максимальное давление сгорания при этом можно вычислить по формуле, учитывающей скорость нарастания давления:

где – скорость нарастания давления, МПа/°ПКВ;

p c – давление сжатия, МПа;

– продолжительность нарастания давления от p c до p z.

С учетом выражения (3.16) изменение срока службы дизельного двигателя (3.15) при изменении скорости нарастания давления можно определить:

В зависимости (3.17) значение p z соответствует максимальному давлению сгорания базового дизельного двигателя.

Разработана блок-схема оптимизации рабочих процессов дизельного двигателя для уменьшения выбросов оксидов азота.

Оптимизация рабочих процессов по углу опережения впрыска топлива и геометрической степени сжатия позволяет получить требуемые экономические и экологические показатели дизельного двигателя.

Оценить качество организации рабочих процессов можно по содержанию топлива в струе и пристеночных потоках по кинограмме развития топливных струй. При этом:

• увеличение содержания мелкодисперсного топлива в гомогенной зоне сгорания (разреженном слое топливной струи) приводит к быстрому выгоранию топлива в этих зонах, повышению температуры цикла и увеличению содержания оксидов азота в отработавших газах;

• увеличение содержания топлива в уплотненном ядре топливной струи ведет к диффузионному выгоранию топлива с недостатком кислорода и пиролизу топлива с образованием сажи;

• увеличение содержания топлива в зонах перекрытия пристеночных потоков приводит к выгоранию топлива с недостатком воздуха и пиролизом топлива с образованием сажи и несгоревших углеводородов.

По результатам исследования отложений сажи и нагара на поверхностях камеры сгорания можно предложить рекомендации по конструированию распылителя форсунки двигателя (количеству, диаметру и расположению отверстий).

Повышение срока службы до капитального ремонта дизельного двигателя возможно путем уменьшения максимального давления сгорания, на значение которого влияет скорость нарастания давления.

4. Моделирование и исследование рабочих процессов дизельного двигателя повышенной оборотности 4.1. Анализ показателей рабочих процессов базового двигателя В качестве объекта исследования выбран серийный судовой дизельный двигатель 8ЧН 22/28: рядный восьмицилиндровый, четырехтактный простого действия, вертикальный, тронковый, повышенной оборотности, с газотурбинным наддувом и охлаждением наддувочного воздуха. Данный двигатель может применяться для работы как в качестве главного судового двигателя в составе пропульсивной установки судов смешанного плавания, так и привода генератора переменного тока на объектах стационарной энергетики [109].

Для базового двигателя выполнено моделирование рабочих процессов в программном комплексе Дизель-РК [57] для определения и оценки его расчетных показателей, определения возможности их улучшения и дальнейшего сравнения с показателями разрабатываемых рабочих процессов. Результаты моделирования рабочих процессов базового дизельного двигателя 8ЧН 22/ на режиме номинальной мощности представлены в таблице 4.1.

Таблица 4.1 – Результаты моделирования рабочих процессов Энергетические и экономические показатели Частота вращения коленчатого вала, мин-1 Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт·ч) 210, Угол максимального давления, °ПКВ после ВМТ 8, Максимальная скорость нарастания давления, МПа/°ПКВ 0, Угол максимальной температуры, °ПКВ после ВМТ 23, Угол опережения впрыска топлива, °ПКВ до ВМТ 18, Доля топлива, испарившегося за период задержки 0, Распределение топлива по зонам камеры сгорания Доля топлива в зоне перекрытия топливных факелов, % Относительные константы испарения топлива Эмиссия NOx, приведенная к NO2, г/(кВт·ч) 11, Результаты исследования процессов смесеобразования и сгорания базового дизельного двигателя 8ЧН 22/28 в виде фрагмента кинограммы развития топливной струи, кривые распределение топлива по зонам и скорость тепловыделения показаны на рис. 4.1.

Рис. 4.1. Результаты исследование смесеобразования и сгорания а) Фрагмент кинограммы развития топливной струи;

б) Распределение топлива по зонам; в) Впрыск и тепловыделение Анализ результатов исследования (таблица 4.1 и рис. 4.1) показывает, что:

• растянутый по времени впрыск и низкая температура газов в конце процесса сжатия, связанные с ранним моментом начала впрыска топлива, создают значительную задержку воспламенения топливовоздушной смеси, и вместе с большим количеством топлива, испарившегося за период задержки воспламенения, обуславливают наличие выраженного первого пика скорости тепловыделения (кривая dx/dFi на рис. 4.1, в) и, следовательно, скачка локальной температуры в объеме взрывного горения, что обуславливает увеличение выбросов NOx с отработавшими газами (ОГ);

• процесс сгорания при высокой температуре создает благоприятные условия для быстрого и полного сгорания топлива, что ведет к уменьшению удельного эффективного расхода топлива при удовлетворительном значении эмиссии дыма в отработавших газах;

• топливо в камере сгорания попадает в зоны с плохими условиями испарения (на верхнюю часть поршня 15% с относительной константой испарения 169; зеркало цилиндра 1,59% с относительной константой испарения 3; крышку цилиндра 0,41% с относительной константой испарения 85), что приводит к образованию твердых частиц и сажи на рабочих поверхностях пространства камеры сгорания;

• перекрытия топливных струй не происходит, соседние струи не мешают друг другу, что позволяет увеличить количество сопловых отверстий распылителя форсунки и сократить продолжительность топливоподачи, что вместе с уменьшением поверхности теплоотдачи обеспечивает рост эффективного КПД и снижение удельного эффективного расхода топлива [58].

Таким образом, существующие рабочие процессы базового двигателя требует оптимизации в отношении выбросов оксидов азота с отработавшими газами и уменьшения «жесткости» работы двигателя при сохранении удельного эффективного расхода топлива.

Следовательно, необходимо организовать рабочие процессы дизельного двигателя 8ЧН 22/28 таким образом, чтобы уменьшить выбросы NOx до требований IMO Tier II и снизить их «жесткость» при сохранении эффективной мощности и удельного эффективного расхода топлива (в пределах интервала допустимых значений по техническим условиям на поставку двигателя [30]) с минимальными изменениями конструкции базового двигателя.

4.2. Результаты моделирования и исследования рабочих процессов На основании результатов проведенных теоретических исследований по моделированию рабочих процессов базового дизельного двигателя 8ЧН 22/28 можно сделать выводы, что требование своевременного воспламенения и сгорания топлива может быть удовлетворено при соблюдении следующих условий:

Заданный закон подачи топлива и длительность периода задержки воспламенения должны обеспечивать впрыск топлива в цилиндр двигателя к моменту воспламенения такого количества топлива, которое будет сгорать с предельно допустимой скоростью нарастания давления.

Воспламенение топлива в камере сгорания двигателя должно происходить вблизи ВМТ, что может быть достигнуто соответствующей установкой угла опережения впрыска топлива (УОВТ), т.е. приближением При заданных условиях дизельный двигатель будет удовлетворять не только всем современным требованиям по экологическим показателям, но и путем снижения «жесткости» рабочих процессов сможет увеличить срок службы.

На рис. 4.2 представлены результаты моделирования и исследования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 для различных углов опережения впрыска топлива: 16°, 14°, 12° и 10° до ВМТ, выполненного с помощью разработанного д.т.н., проф. А.С. Кулешовым в МГТУ им. Н.Э.

Баумана программного комплекса ДИЗЕЛЬ-РК [57].

Целью этого моделирования является исследование влияния УОВТ на выбросы оксидов азота с ОГ, экономичность и «жесткость» протекания процесса сгорания дизельного двигателя 8ЧН 22/28 при условии сохранения среднего индикаторного давления, т.е. работы базового и нового рабочих процессов.

Рис. 4.2. Результаты моделирования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 по УОВТ на режиме номинальной мощности Уменьшение выбросов оксидов азота с отработавшими газами и увеличение удельного эффективного расхода топлива дизельного двигателя связано с понижением максимальной температуры цикла.

В связи с невозможностью одновременного обеспечения экономических и экологических показателей дизельного двигателя возникает необходимость оптимизации рабочих процессов дизельного двигателя с точки зрения допустимых значений удельного эффективного расхода топлива по техническим условиям на двигатель [30] и нормируемых на ближайшую перспективу значений выбросов оксидов азота с ОГ.

Одним из параметров оптимизации при этом будет являться геометрическая степень сжатия двигателя, при повышении которой улучшаются процессы смесеобразования в связи с улучшением предпламенных процессов:

увеличение давления и температуры сжатия в цилиндре двигателя.

На рис. 4.3 представлены результаты исследования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 для различных углов опережения впрыска топлива и геометрических степеней сжатия в программном комплексе ДИЗЕЛЬ-РК [57].

Рис. 4.3. Результаты исследования рабочих процессов двигателя 8ЧН 22/ по УОВТ () и геометрической степени сжатия () В результате исследования наиболее предпочтительным вариантом для двигателя 8ЧН 22/28 является угол опережения впрыска топлива, равный 12°ПКВ до ВМТ при заданной геометрической степени сжатия базового двигателя (=13). Выбор точки оптимизации рабочих процессов по геометрической степени сжатия и углу опережения впрыска топлива произведен из условия сохранения энергетических и экономических показателей на уровне базового двигателя при достижении выбросов оксидов азота с отработавшими газами на уровне современных требований, предъявляемых к судам морского и речного флота, эксплуатирующихся в прибрежных зонах. Анализ рис. 4.3 показывает, что для УОВТ=12°ПКВ до ВМТ увеличение геометрической степени сжатия с 13 до 14,5 позволяет снизить удельный эффективный расход топлива с 215 до 210 г/(кВт·ч), т.е. сохранить экономические показатели без увеличения выбросов оксидов азота.

В таблице 4.2 представлены результаты моделирования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 на режиме номинальной мощности для перечисленных условий.

Таблица 4.2 – Результаты моделирования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 на режиме номинальной мощности

УОВТ УОВТ

Наименование и размерность

ВМТ ВМТ

Энергетические и экономические показатели Частота вращения коленчатого вала, мин-1 1000 Среднее индикаторное давление, МПа 1,707 1, Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт·ч)

УОВТ УОВТ

ВМТ ВМТ

Максимальная скорость нарастания давления, МПа/°ПКВ Продолжительность топливоподачи, °ПКВ 33,93 34, Доля топлива, испар. за период задержки 0,016 0, Распределение топлива по зонам камеры сгорания Относительные константы испарения топлива Эмиссия твердых частиц, PM, г/(кВт·ч) 0,057 0, Эмиссия диоксида углерода, г/(кВт·ч) 678,10 694, Эмиссия NOx, приведенная к NO2, г/(кВт·ч) 11,99 8, Результаты исследований рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 по углу опережения впрыска топлива показывают, что:

• с уменьшением угла опережения впрыска топлива с 18° до 12°ПКВ до ВМТ период задержки воспламенения сокращается примерно на 18%, что приводит к уменьшению на 52% доли топлива, испарившегося за период задержки, и увеличению на 8% продолжительности сгорания;

• малое количество топлива, испарившегося за период задержки воспламенения, приводит к уменьшению на 89° максимальной температуры процесса сгорания и увеличению на 5 г/(кВт·ч) удельного эффективного расхода топлива при уменьшении на 3,4 г/(кВт·ч) содержания оксидов азота в ОГ; эффективный КПД уменьшается на 1%;

• малое количество топлива, испарившегося за период задержки воспламенения, приводит к уменьшению на 3,6% доли топлива в оболочке, имеющей наивысшую относительную константу испарения, и увеличению доли топлива, попадающей на поршень и зеркало цилиндра;

• в связи с тем, что процесс сгорания топлива частично переносится на линию расширения газов, то максимальное давление сгорания уменьшается на 12,5%, а вместе с тем и уменьшается на 23,5% максимальная скорость нарастания давления;

• можно предположить, что при заданных начальных условиях угол наклона топливных струй не создает нормальных условий для эффективного распыливания, испарения и сгорания топлива, в связи, с чем ухудшаются показатели двигателя по выбросам твердых частиц с ОГ, увеличиваются выбросы двуокиси углерода, выхлоп двигателя становится дымным. Свидетельством этого является увеличенный эффективный расход топлива.

Положение топливной струи в пространстве камеры сгорания базового двигателя с УОВТ=18°ПКВ до ВМТ показано на рис. 4.1. Анализ показал, что топливная струя базового двигателя основной частью попадает на край головки поршня и растекается до зеркала цилиндра, а кривая тепловыделения dx/dFi имеет пиковый скачок тепловыделения на раннем этапе впрыска топлива. Этот скачок можно объяснить большим содержанием топлива в оболочке струи, в результате чего топливо из оболочки сгорает с большой скоростью и высокой температурой. Дальнейшее сгорания топлива происходит по мере испарения топлива из ядра топливной струи и выгорании частиц сажи, образовавшихся в ядре при пиролизе топлива под действием высокой температуры в условиях недостатка кислорода.

На рис. 4.4 показаны результаты исследования процессов смесеобразования и сгорания дизельного двигателя 8ЧН 22/28 с УОВТ=12°ПКВ до ВМТ.

Рис. 4.4. Результаты исследования смесеобразования и сгорания дизельного двигателя 8ЧН 22/28 с УОВТ=12°ПКВ до ВМТ а) Фрагмент кинограммы развития топливной струи;

б) Распределение топлива по зонам; в) Впрыск и тепловыделение В дизельном двигателе с измененным УОВТ такого скачка тепловыделения не наблюдается, и горение топлива происходит более равномерно. При этом, топливная струя ударяется практически в верхнюю часть поршня с большим забросом топлива на втулку цилиндра, о чем свидетельствует повышенное содержание топлива на зеркале цилиндра рис. 4.4, б.

Таким образом, в связи с уменьшением УОВТ становится очевидным, что ориентацию топливной струи в пространстве камеры сгорания дизельного двигателя 8ЧН 22/28 необходимо корректировать.

4.3. Результаты моделирования и исследования рабочих процессов Рассматривая кинограмму развития топливной струи рабочих процессов с УОВТ=12°ПКВ до ВМТ (рис. 4.4), можно выделить следующие моменты в ее распространении:

• Топливная струя распространяется на всю длину пространства камеры сгорания, т.е. проходит по обрезу короны головки поршня и выходит на поверхность зеркала цилиндра. Выход топлива на поверхность зеркала цилиндра нежелателен, т.к. относительная константа испарения топлива в этой зоне минимальна (таблица 4.2), а, следовательно, и сгорание топлива, попавшего на зеркало цилиндра, крайне затруднено, что приводит к ухудшению экономичности цикла и возрастанию эмиссии твердых частиц. Таким образом, необходимо стремиться к тому, чтобы топливная струя не выходила за границы верхнего обреза головки поршня, а также избежать или радикально уменьшить попадание топлива на зеркало цилиндра, что можно достигнуть уменьшением давления впрыска или увеличением плотности заряда в цилиндре, т.е. путем снижения начальной скорости топливной струи.

• Топливная струя имеет вытянутую форму с относительно острым передним фронтом, соседние струи не соприкасаются. Вытянутая форма топливной струи способствует большому выбросу жидкой фазы топливной струи на поверхности головки поршня и зеркала цилиндра. Отсутствие соприкосновения или пересечения топливных струй способствует более интенсивному испарению топлива и более полному сгоранию топлива из-за отсутствия кислородного «голодания» и улучшению экономических и экологических показателей рабочих процессов.

Кроме того, согласно [53], улучшение экономичности связано с формированием характеристики впрыска с пологим передним фронтом.

Этого можно достичь уменьшением давления впрыска или увеличением плотности заряда в цилиндре.

• Целесообразно направить топливную струю в высоко нагретую поверхность камеры сгорания дизельного двигателя, чтобы создать объемно-пленочное смесеобразование. Это можно реализовать изменением угла наклона топливных струй.

На основании выше сказанного, проведено моделирование и исследование рабочих процессов по углу наклона топливных струй. Целью исследования является поиск рационального угла наклона топливной струи, при котором контакт вершины топливной струи с головкой поршня происходил в наиболее нагретой части головки поршня при минимальном содержании топлива, попадающего в менее нагретые зоны: зеркало цилиндра и крышку цилиндра.

Для определения места касания топливной струи в наиболее нагретой зоне поршня смоделировано тепловое состояние поршня дизельного двигателя ЧН 22/28 на номинальной мощности. На рис. 4.5 показаны результаты расчета распределения температур на головке поршня, полученные методом конечных элементов [93, 97].

Рис. 4.5. Результаты расчета распределения температур на головке поршня дизельного двигателя ЧН 22/28 на режиме номинальной мощности В соответствии с полученной зависимостью (3.3) и результатов расчета распределения температур на головке поршня определен угол наклона топливных струй равный 72,5°. Изменение угла наклона топливных струй с 75° до 72,5° позволяет направить топливную струю в наиболее нагретую зону головки поршня, которая составляет r = (0,38...0,4) D, и снизить долю топлива в зонах с наихудшими условиями испарения.

Для оценки влияния угла наклона топливных струй на содержание топлива в характерных зонах проводилось моделирование рабочих процессов двигателя ЧН 22/28 для углов наклона топливных струй 75° (базовый вариант), 72,5°, 70° и 67,5°.

Результаты моделирования и исследования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 при УОВТ=12°ПКВ до ВМТ по углу наклона топливных струй приведены в таблице 4.3.

Таблица 4.3 – Результаты моделирования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 по углу наклона топливных струй Наименование и размерность Энергетические и экономические показатели Частота вращения коленчатого вала, мин-1 1000 1000 1000 Среднее эффективное давление, МПа 1,482 1,482 1,478 1, Среднее индикаторное давление, МПа 1,700 1,700 1,694 1, Удельный эффективный расход топлива, г/(кВт·ч) Максимальное давление цикла, МПа 12,17 12,112 11,990 11, Максимальная скорость нарастания давления, МПа/°ПКВ Максимальная температура цикла, К 1602,2 1607,7 1589,8 1587, Угол макс. температуры, °ПКВ после ВМТ 30,0 31,0 31,0 33, Продолжительность топливоподачи, °ПКВ 34,49 34,49 34,49 34, Период задержки воспламенения, °ПКВ 3,63 3,63 3,67 3, Доля топлива, испарившегося за период задержки воспламенения Продолжительность сгорания, °ПКВ 85,2 84,8 88,2 93, Распределение топлива по зонам камеры сгорания Доля топлива в зоне перекрытия топливных факелов, % Доля топлива на зеркале цилиндра, % 4,88 2,06 3,29 3, Наименование и размерность Относительные константы испарения топлива Эмиссия твердых частиц, PM, г/(кВт·ч) 0,18 0,18 0,20 0, Эмиссия диоксида углерода, г/(кВт·ч) 694,74 687,98 696,57 704, Эмиссия NOx, приведенная к NO2, г/(кВт·ч) 8,59 8,52 8,44 7, Комплекс суммарной эмиссии NOx и PM 1,84 1,82 1,90 1, Анализ таблицы 4.3 показал, что большого влияния на показатели рабочих процессов ориентация топливной струи не оказывает. Характер изменения основных показателей дизельного двигателя остается неизменным, следовательно, изменением угла наклона топливных струй можно добиться в основном только улучшения качества протекания процессов смесеобразования и сгорания.

Анализ результатов моделирования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 по углу наклона топливных струй показывает, что для угла наклона топливных струй, равного 72,5° от оси распылителя (по отношению к базовому варианту):

• снижается удельный эффективный расход топлива на 2 г/(кВт·ч) путем увеличения на 2,85% содержания топлива в оболочке струи;

• доля топлива на зеркале цилиндра имеет минимальное значение 2,06% против 4,88% у базового варианта, т.е. меньше на 2,82%. При меньших углах наклона топливной струи доля топлива на зеркале цилиндра увеличивается;

• происходит снижение «жесткости» работы двигателя путем уменьшения максимальной скорости нарастания давления на 0,3% и максимального давления сгорания на 0,5%;

• уменьшаются выбросы NOx на 0,8% и дымность на 2%.

Можно также отметить, что даже при максимальной доле топлива в оболочке топливной струи (таблица 4.3) и несколько высокой температурой цикла экономические и экологические показатели остаются оптимальными.

Результаты исследований процессов смесеобразования и сгорания дизельного двигателя ЧН 22/28 при УОВТ=12°ПКВ до ВМТ для углов наклона топливных струй, равных 72,5°, 70° и 67,5° показаны соответственно на рис. 4.6, рис. 4.7 и рис. 4.8.

Рис. 4.6. Результаты исследования смесеобразования и сгорания для угла наклона топливных струй 72,5° при УОВТ=12°ПКВ до ВМТ а) Фрагмент кинограммы развития топливной струи;

б) Распределение топлива по зонам; в) Впрыск и тепловыделение Рис. 4.7. Результаты исследования смесеобразования и сгорания для угла наклона топливных струй 70° при УОВТ=12°ПКВ до ВМТ а) Фрагмент кинограммы развития топливной струи;

б) Распределение топлива по зонам; в) Впрыск и тепловыделение Рис. 4.8. Результаты исследования смесеобразования и сгорания для угла наклона топливных струй 67,5° при УОВТ=12°ПКВ до ВМТ а) Фрагмент кинограммы развития топливной струи;

б) Распределение топлива по зонам; в) Впрыск и тепловыделение Анализ результатов исследования процессов смесеобразования и сгорания показывает, что при углах наклона топливной струи 75° базового двигателя (рис. 4.4), 70° (рис. 4.7) и 67,5° (рис. 4.8) большое количество топлива оказывается в зонах низких температур. Причем при угле 72,5° (рис. 4.6) доля топлива в ядре струи имеет максимальную величину, превышающую содержание топлива в ядре для других приведенных углов наклона топливных струй. Высокое содержание топлива в ядре при высоких температурах рабочих процессов могло бы способствовать интенсивному образованию сажи, но при сравнительно низкой температуре рабочих процессов по сравнению с базовым вариантом, дымность и выбросы твердых частиц оказываются ниже.

Кроме того, при этом угле не происходит попадание топлива на крышку цилиндра и зеркало цилиндра, т.е. в зоны с низкой температурой, где значения относительных констант испарения топлива имеют самое минимальное значение. Содержание топлива на поршне при этом угле соответствует содержанию топлива на поршне для базового двигателя, но топливная струя при этом попадает в самую нагретую часть поршня (рис. 4.5), где условия испарения оказываются наилучшими. В базовом рабочем процессе при угле 75° большая часть топлива оказывается на зеркале цилиндра. Условия по тепловыделению (x), скорости тепловыделения (dx/dFi) и скорости впрыска (U0) во всех случаях практически не меняются.

Таким образом, в связи с уменьшением угла наклона топливной струи уменьшается ее длина, при этом уменьшается возможность ее испарения в оболочку, а процесс сгорания растягивается по времени и проходит с более низкой температурой. В тоже время при уменьшении угла наклона топливной струи положение ее места встречи с головкой поршня соответствует наиболее нагретой части камеры сгорания – вершине короны поршня. Следовательно, значение угла наклона топливных струй 72,5° от оси распылителя следует считать наиболее приемлемым как с точки зрения УОВТ, так и с точки зрения динамики распространения топливной струи.

4.4. Прогнозирование срока службы дизельного двигателя В соответствии с разработанной методикой прогнозирования срока службы дизельного двигателя при изменении показателей рабочих процессов необходимо снизить максимальное давление сгорания, что достигается приближением угла опережения впрыска топлива к ВМТ. Необходимые данные для расчетов представлены в таблице 4.4.

Для справки: геометрический угол опережения впрыска топлива дизельного двигателя ЧН 32/40 производства фирмы MAN (Германия) составляет 6-9°ПКВ до ВМТ при частоте вращения 750 мин-1; серийные дизельные двигатели 6ЧРН 36/45 (Г70) и 6ЧН 36/45 (Г72М) производства ОАО «РУМО»

по техническим условиям имеют значение 18-22°ПКВ до ВМТ при частоте вращения 375 мин-1.

Таблица 4.4 – Показатели базового и разработанного рабочих процессов для прогнозирования срока службы дизельного двигателя Значение фактора нагруженности базового двигателя составляет:

Коэффициент динамической нагруженности для базового двигателя составляет:

Такое высокое значение коэффициента динамической нагруженности связано с уровнем форсирования двигателя. Согласно рекомендаций [28] для отечественных двигателей выпуска до 1977 года, имеющих малый уровень форсирования, К дн = 6,2 6,5. Современные дизельные двигатели имеют более высокие значения p z, и, следовательно, К дн должен иметь более высокие значения. Значения К дн некоторых зарубежных дизельных двигателей приведены в таблице 4.5.

Таблица 4.5 – Значения К дн зарубежных дизельных двигателей ЧН 22,5/ уровень 1990 г.) ЧН 28/ уровень 1990 г.) ЧН 21/ уровень 2000 г.) ЧН 20/ уровень 2000 г.) ЧН 22/ уровень 1980 г.) ЧН 20/ уровень 2000 г.) Из таблицы 4.5 следует, что даже у высокофорсированных дизельных двигателей значение К дн не превышает 8,5, поэтому в двигателях ЧН 22/ необходимо снижать данное значение.

Для двигателя с разработанными рабочими процессами и уменьшенным значением максимального давления сгорания фактор нагруженности будет иметь значение:

Коэффициент динамической нагруженности для двигателя с разработанными рабочими процессами составит:

Коэффициент динамической нагруженности двигателя с разработанР ными рабочими процессами К дн уменьшился по отношению к значению коБ эффициента динамической нагруженности базового двигателя К дн на 12,2%, что должно отразиться на «жесткости» работы двигателя и на его шумовых и вибрационных характеристиках.

Для оценки физической значимости снижения фактора нагруженности дизельного двигателя и уменьшения «жесткости» рабочих процессов, воспользуемся полученной зависимостью (3.17) для прогнозирования срока службы дизельного двигателя (рис. 4.9).

Рис. 4.9. Прогнозирование срока службы до капитального ремонта в зависимости от фактора нагруженности двигателя 8ЧН 22/ На график (рис. 4.9) нанесены точки фактора нагруженности дизельного двигателя 8ЧН 22/28 с базовым и разработанным рабочими процессами.

Анализ рис. 4.9 показывает, что применение разработанных рабочих процессов позволяет увеличить на 25% срок службы дизельного двигателя до капитального ремонта с 50 тыс. час до 62,5 тыс. час.

4.5. Результаты экспериментальных исследований рабочих процессов дизельного двигателя В соответствии с результатами исследования рабочих процессов дизельного двигателя 8ЧН 22/28 при уменьшении УОВТ топливная струя попадает на зеркало цилиндра, где слабо испаряется и плохо сгорает. Содержание топлива и относительные константы испарения приведены в таблице 4.6.

На рис. 4.10-4.11 представлена картина распространения топливных факелов и особенности процесса сгорания топлива. Фотографии выполнены с деталей камеры сгорания дизельного двигателя 8ЧН 22/28, прошедшего опытную эксплуатацию на электростанции на о. Новая Земля в составе дизель-генератора в течение 7500 часов.

Таблица 4.6 – Содержание топлива и относительные константы испарения Базовый рабочий процесс (УОВТ=18, =75°) Распределение по зонам, % Относительные испарения Рабочий процесс с измененным УОВТ (УОВТ=12, =75°) Распределение по зонам, % Относительные испарения Разработанный рабочий процесс (УОВТ=12, =72,5°) Распределение по зонам, % Относительные испарения Рис. 4.10. Состояние деталей цилиндропоршневой группы двигателя 8ЧН 22/28 после 7500 часов работы Рис. 4.11. Состояние огневого днища крышек цилиндра двигателя 8ЧН 22/28 после 7500 часов работы На рис. 4.10-4.11 видно обильное отложение нагара на головке поршня, крышки цилиндра и зеркале цилиндра. На рис. 4.12 показано состояние боковой поверхности головки поршня и поршневых колец. Присутствие обильного нагара на боковой поверхности поршня и наличие следов нагара на торцевых поверхностях поршневых колец свидетельствуют о попадании топливной струи на зеркало цилиндра. Такие отложения нагара на рабочей поверхности головки поршня приводят к ухудшению теплообмена, а засорение поршневых колец нагаром могут привести к заклиниванию поршневых колец и их залеганию в канавках поршня, появлениям абразивного износа цилиндровых втулок, увеличенному расходу масла и проникновению горячих газов в картер двигателя [13, 19].

Рис. 4.12. Состояние боковой поверхности поршня На очищенных поршнях (рис. 4.13) хорошо различимы следы топливных факелов, которые показывают, что топливная струя после соударения с поршнем выходит на корону поршня. Кроме того, место основного контакта топливной струи с головкой поршня расположено не в зоне наибольшей температуры поршня, показанной на рис. 4.5.

Рис. 4.13. Состояние поршней, прошедших очистку от нагара Анализ рис. 4.10-4.13 показывает, что в результате выхода топливных струй на корону поршня топливо попадает на зеркало цилиндра и крышку цилиндра. В результате этого на зеркале цилиндра и на крышке цилиндра видны следы нагара, приведенные на рис. 4.11. Таким образом, состояние ЦПГ подтверждает результаты моделирования рабочих процессов по местам отложений нагара и сажи на всех деталях камеры сгорания быстроходного дизельного двигателя 8ЧН 22/28.

В связи с этим экономичность двигателей типа ЧН 22/28 удовлетворительная по сравнению с современными быстроходными дизельными двигателями. Это можно объяснить не слишком хорошим распространением топливных струй по объему камеры сгорания.

Анализируя скорость тепловыделения в камере сгорания по данным моделирования рабочих процессов (рис. 4.1) можно придти к выводу, что на кривой скорости тепловыделения двигателя ЧН 22/28 имеется скачок тепловыделения, обусловленный выгоранием оседающих углеводородов на зеркале цилиндра и периферийной зоне головки поршня, что также сказывается на экономичности двигателя.

Перекрытия факелов не отмечается как на кинограмме (рис. 4.1), так и на поверхностях деталей камеры сгорания (рис. 4.10-4.13). С одной стороны это хорошо, но с другой стороны, уменьшение площади контакта струи топлива с нагретой поверхностью поршня в поперечном направлении отрицательно сказывается на экономичности работы двигателя, т.к. замедляются процессы испарения топливной струи и сам процесс сгорания.

В тоже время увеличение содержания топлива в оболочке топливной струи приводит к росту температуры рабочих процессов, что отрицательно сказывается на экологической безопасности двигателя в части увеличения выбросов оксидов азота.

Хотя на огневом днище крышек цилиндра (рис. 4.11) отсутствуют явные следы топливных факелов, что зарегистрировано проведенным моделированием, тем не менее, топливо попадает при растекании по верхнему обрезу поршня в зазор между крышкой и головкой поршня, в результате чего образуется нагар, как на головке поршня, так и на крышке цилиндра. Поэтому необходимо избегать попадания топлива в сам зазор, где условия сгорания топлива худшие с точки зрения наличия малого количества необходимого для сгорания воздуха, что подтверждено расчетами.

Результат опытной проверки работы двигателя 8ЧН 22/28 с разработанными рабочими процессами по УОВТ и измененным углом наклона топливной струи представлен в таблице 4.7 и Приложении А.

Таблица 4.7 – Показатели базового и разработанного рабочих процессов Частота вращения коленчатого вала, мин-1 1000 Максимальная скорость нарастания давления (расчетная), МПа/°ПКВ Максимальная температура цикла (расчетная), К В соответствии с данными, приведенными в таблице 4.7, максимальное давление сгорания уменьшилось на 12,9%, удельный эффективный расход топлива увеличился на 3 г/кВт·ч, выбросы оксидов азота с ОГ уменьшились на 3,5 г/кВт·ч, и максимальная скорость нарастания давления снизилась на 24%.

Экспериментальные исследования проводились на испытательном стенде ОАО «РУМО» в течение 150 часов. Испытательный стенд оборудован: системами впуска и выпуска, топливной, смазки и охлаждения, обеспечивающие работу двигателя; устройством для нагружения двигателя; приборами для замера расходов топлива и воздуха; прибором для замера максимального давления в цилиндре двигателя и газоаналитической системой ГАСЕТ-ЕТ-01 [17] для замера выбросов оксидов азота с ОГ.

На рис. 4.14-4.16 представлены фотографии поршня и крышки цилиндра двигателя с разработанными рабочими процессами по УОВТ и углу наклона топливных струй. Детали камеры сгорания чистке не подвергались и поэтому сохранена полная картина полноты сгорания топлива и расположения топливных струй. Визуальный осмотр показал, что приведенные детали камеры сгорания имеют чистые поверхности с лаковым отложением продуктов сгорания топлива. Следы обильного нагара, больших отложений сажи не обнаружено. Это может быть показателем качественного протекания рабочих процессов.

Рис. 4.14. Отпечатки факелов на поверхности головки поршня Рис. 4.15. Нагар на поверхности головки поршня в районе кармана под тарелку клапана Рис. 4.16. Огневое днище крышки цилиндра Снижение «жесткости» разработанных рабочих процессов определялось косвенным путем по замерам уровня звукового давления и виброскорости, свидетельствующих об уменьшении ударов в цилиндре дизельного двигателя 8ЧН 22/28 путем снижения скорости нарастания давления и максимального давления сгорания. Точки измерений шума и вибрации показаны на рис. 4.17.

На рис. 4.18 представлен график изменения уровня звукового давления на разных октавных полосах шума двигателя. Шумовая характеристика определялась по ГОСТ Р 51402 [22] прибором ВШВ-003.

Рис. 4.18. Сравнительные значения уровней звукового давления двигателя 8ЧН 22/28 на режиме номинальной мощности На рис. 4.19 представлен график изменения виброскорости на разных октавных полосах. Вибрационная характеристика определялась по ГОСТ 12.1.012 [21] прибором ВШВ-003.

Рис. 4.19. Сравнительные значения уровней виброскорости двигателя 8ЧН 22/28 на режиме номинальной мощности Графики, приведенные на рис. 4.18 и рис. 4.19 показывают снижение уровня максимального звукового давления на 7 дБА и снижение уровня виброскорости на 2 дБА.

Таким образом, реализация мероприятий по изменению УОВТ и угла наклона топливных струй с целью уменьшения выбросов оксидов азота с ОГ дизельного двигателя 8ЧН 22/28 при сохранении энергетических и экономических показателей подтвердила правильность выбранных решений при экспериментальных исследованиях на испытательном стенде ОАО «РУМО».

модернизации конструкции базового дизельного двигателя Для организации предложенных рабочих процессов рассмотрим узлы дизельного двигателя ЧН 22/28, которые должны претерпеть некоторые изменения. Перечисленные мероприятия касаются только топливной аппаратуры двигателя.

Изменение параметров рабочих процессов, связанных с изменением угла опережения впрыска топлива, можно реализовать изменением профиля топливного кулачка распределительного вала, или уменьшением толщины регулировочной шайбы (рис. 4.20) в блочном толкателе привода топливного насоса высокого давления (ТНВД). Это наиболее простой и доступный способ, особенно для двигателей, находящихся в эксплуатации.

Регулировочная шайба предназначена для выставления топливных насосов по углу опережения впрыска топлива по мениску. Шлифовка регулировочной шайбы осуществляется, в основном, на заводе-изготовителе во время приемочных испытаний двигателя. В эксплуатации доработка регулировочных шайб производится при замене топливного насоса.

Рис. 4.20. Механизм привода ТНВД Изменение угла наклона топливных струй возможно только при изменении конструкции распылителя форсунки. При этом для двигателей находящихся в эксплуатации имеется возможность замены штатных распылителей форсунки на новые. Форсунка и откорректированный корпус распылителя двигателя ЧН 22/28 представлен на рис. 4.21.

В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований дизельного двигателя 8ЧН 22/28 можно сделать следующие выводы:

Рабочие процессы дизельных двигателей 8ЧН 22/28 требует совершенствования в отношении выбросов оксидов азота с ОГ и уменьшения «жесткости» работы. Высокая скорость нарастания давления и малый угол действия максимального давления создают большие динамические нагрузки в деталях ЦПГ, высокий уровень шума и вибрации, что отрицательно сказывается на экологических показателях двигателя.

Уменьшение угла опережения впрыска топлива с 18 до 12°ПКВ до ВМТ позволяет перенести процесс сгорания на линию расширения и снизить выбросы оксидов азота с ОГ до требований IMO Tier II, уменьшить «жесткость» рабочих процессов, в результате чего снижаются динамические нагрузки в деталях ЦПГ и увеличивается срок службы двигателя. Такие изменения приводят к попаданию топлива в зоны с наихудшими условиями испарения (зеркало и крышка цилиндра), что приводит к увеличению удельного эффективного расхода топлива на 5 г/(кВт·ч).

Изменение угла наклона топливных струй с 75° до 72,5° позволяет снизить концентрацию топлива в зонах с наихудшими условиями испарения, в результате чего улучшаются экономические показатели рабочих процессов.

Разработанные рабочие процессы позволяют увеличить срок службы дизельного двигателя до капитального ремонта с 50 тыс. часов до 62,5 тыс.

часов, т.е. на 25%.

Уменьшение максимального давления сгорания позволяет форсировать двигатель по среднему эффективному давлению или повысить геометрическую степень сжатия для улучшения энергетических, экономических и экологических показателей рабочих процессов.

1. Среди существующих способов уменьшения выбросов оксидов азота с отработавшими газами дизельных двигателей выделяют:

• первичные мероприятия, направленные на организацию рабочих процессов и позволяющие обеспечить экономические и экологические показатели, соответствующие международным стандартам;

• вторичные, направленные на снижение выбросов токсичных веществ с ОГ с помощью внешних устройств, которые требуют дополнительных капиталовложений.

2. Аналитически установлено, что приближение момента впрыска топлива к ВМТ при сохранении энергетических показателей позволяет довести экологические показатели по выбросам оксидов азота с ОГ до требований IMO Tier II путем снижения максимальной температуры цикла, но при увеличении удельного эффективного расхода топлива.

3. Уменьшение удельного эффективного расхода топлива при заданных условиях можно получить увеличением геометрической степени сжатия с 13 до 14,5, что позволяет сохранить энергетические и экономические показатели на уровне базового двигателя и получить требуемые экологические показатели по выбросам оксидов азота с ОГ.

4. Уменьшение удельного эффективного расхода топлива при заданных условиях возможно без внесения значительных конструктивных изменений путем изменения угла наклона топливных струй по полученной математической зависимости, обеспечивающей соприкосновение топливной струи в зоне максимальной температуры головки поршня в пределах (0,38...0,4)·D для двигателей повышенной оборотности и минимизирует долю топлива, попадающего в зоны с наихудшими условиями испарения.

5. Разработанный рабочий процесс позволяет получить экологические показатели по выбросам оксидов азота с ОГ в соответствии с требованиями IMO Tier II при сохранении энергетических и экономических показателей на уровне базового двигателя, при этом уменьшение максимальной скорости нарастания давления на 24% и максимального давления сгорания на 12,5% приводят в соответствии с разработанной методикой прогнозирования и полученной математической зависимостью к увеличению срока службы двигателя на 25%, а уровень шума снижается на 7 дБА.

6. Картина отложений сажи и нагара на поверхностях деталей камеры сгорания дизельного двигателя с разработанными рабочими процессами, полученная экспериментально, подтверждает результаты моделирования по снижению доли топлива, попадающего в зоны с наихудшими условиями испарения.

7. Результаты проведенных исследований используются при разработке новых, модернизации серийных и находящихся в эксплуатации судовых дизельных двигателей производства ОАО «РУМО» и в учебном процессе на кафедре «Энергетические установки и тепловые двигатели» в курсах «Теория рабочих процессов поршневых ДВС» и «Топливная аппаратура поршневых ДВС» при подготовке бакалавров и магистров по направлению «Энергомашиностроение».

Байков А.Б., Сидоров В.И. Воздействие характеристик впрыска топлива на смесеобразование и сгорание в дизеле при слабом движении воздушного заряда // Двигателестроение. – 1981. – №9. – С.48-51.

Бережной А.Г., Воропанова Л.А. Термодинамический анализ реакций образования оксидов азота окислением углекислым газом – продуктом полного сгорания углеродосодержащего топлива // Горизонты образования. – 2005. – №7. – С.26-30.

Брилинг Н.Р., Вихерт М.М., Гутерман И.И. Быстроходные дизели. – М.:

Машгиз, 1951. – 520с.

Брозе Д.Д. Сгорание в поршневых двигателях. М.: Машиностроение, Брук М.А., Рихтер А.А. Режимы работы судовых дизелей. Л.: Судпромгиз, 1963. – 482с.

Булаев В.Г. Снижение токсичности тепловозных дизелей за счет рециркуляции газов и изменения угла опережения впрыска топлива // Двигателестроение. – 1984. – №7. – С.48-51.

Буров А.А., Злотин Г.Н. Повышение мощности дизеля при работе с двухфазной подачей топлива. Реферативный сборник ЦНИИТЭИТЯЖ– МАШ «Двигатели внутреннего сгорания», №4-79-17. М., 1979, С.1-3.

Ваншейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судостроение, 1977. – 392с.

Васин Л.В. Опыты по наддуву двигателя «Кертинг». В кн. «Труды Центрального научно-исследовательского института авиационного моторостроения им. П.И. Баранова». Вып. 20. Объединенное научно-техническое издательство. М. – Л., 1936. – С.5-76.

10. Велижев Ф.К. Условия наибольшей теплоотдачи сажистого факела (приближенный анализ). – М.: Энергия, 1973. – 88с.

11. Возницкий И.В. Повреждения и поломки дизелей. Примеры и анализ причин. – СПб.: Моркнига, 2006. – 138с.

12. Возницкий И.В. Современные судовые среднеоборотные двигатели:

учеб. пособие. – СПб.: Моркнига, 2003. – 138с.

13. Возницкий И.В. Судовые Двигатели внутреннего сгорания. Том 1. – СПб.: Моркнига, 2008. – 282с.

14. Возницкий И.В. Судовые Двигатели внутреннего сгорания. Том 2. – СПб.: Моркнига, 2008. – 470с.

15. Воинов А.Н. Сгорание в быстроходных поршневых двигателях. – М.:

Машиностроение, 1977. – 276с.

16. Гаврилов Б.Г. Химизм предпламенных процессов в двигателях / Ленинград. гос. ун-т им. А.А. Жданова. – Л., 1970. – 181с.

17. Газоаналитическая система ГАСЕТ-ЕТ-01. Руководство по эксплуатации 8НКЕ 1.550.06РЭ. – Москва, 2009. – 226с.

18. Гайворонский А.И., Марков В.А., Илатовский Ю.В. Использование природного газа и других альтернативных топлив в дизельных двигателях. – М.: ООО «ИРЦ Газпром», 2007. – 480с.

19. Гинзбург Б.Я. Теория поршневого кольца. – М.: Машиностроение, 1979.

20. Горбунов В.В., Патрахальцев Н.Н. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. Учебное пособие. – М.: Изд-во РУДН, 1998. – 214с.

21. ГОСТ 12.1.012-90. Вибрационная безопасность. Общие требования [Текст]. – Введ. 1991-07-01. – М.: Изд-во стандартов, 1990.

22. ГОСТ Р 51402-99. Шум машин. Определение уровней звуковой мощности источников шума по звуковому давлению. Ориентировочный метод с использованием измерительной поверхности над звукоотражающей плоскостью [Текст]. – Введ. 2000-07-01. – М.: Изд-во стандартов, 1999.

23. Гурвич И.Б., Сыркин П.Э., Чумак В.И. Эксплуатационная надежность автомобильных двигателей. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Транспорт, 1994. – 144с.

24. Данилов А.М. Применение присадок в топливах. М.: Мир, 2005. – 158с.

25. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др.; под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 4-е изд. М.: Машиностроение, 1983. – 26. Двигатели внутреннего сгорания. Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей / Д.Н. Вырубов, С.И.

Ефимов, Н.А. Иващенко и др.; под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 4-е изд. М.: Машиностроение, 1984. – 384с.

27. Двигатели внутреннего сгорания: Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей / В.П. Алексеев, В.Ф. Воронин, Л.В. Грехов и др. под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. – М.: Машиностроение, 1985. – 456с.

28. Дизели. Справочник. Под ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, Л.К.

Коллерова. Л.: Машиностроение, 1977. – 480с.

29. Дизели и газовые двигатели. Отраслевой каталог №18-5-86. Ч.1.

ЦНИИТЭИтяжмаш. М. 1986. – 176с.

30. Дизели 6Г22Д1, 6Г22Д2, 8Г22Д1, 8Г22Д2. Технические условия ТУ 3123-020-05744656-2005. Н. Новгород: ОАО «РУМО», 2005. – 64с.

31. Дизель 8ЧН 22/28 зав. №1. Материалы сравнительных испытаний турбокомпрессоров ТК23В-51 №6088 и №5516. Технический отчет ТО 16-06.

– Н.Новгород: ОАО «РУМО», 2006. – 56с.

32. Дьяченко Н.Х. Теория двигателей внутреннего сгорания. – Л.: Машиностроение, 1974. – 552с.

33. Епифанов П.А., Карпова И.Е., Патраков Ю.М. Содержание сажи в отработавших газах энергетических установок и способы его контроля и снижения // Судостроение. – 2006. с- №3. – С.38-39.

34. Ждановский Н.С. Надежность и долговечность автотракторных двигателей. М.: Транспорт, 1987. – 295с.

35. Жегалин О.И., Лупачев П.Д. Снижение токсичности автомобильных двигателей. – М.: Транспорт, 1985. – 120с.

36. Жмудяк Л.М., Ицекзон Р.Х., Стерлягов С.П., Зацепина О.Н. Двигатель с внутренним охлаждением // Двигателестроение. – 1989. – №5. – С.6-9,16.

37. Завлин М.Я. К вопросу о связи динамики выделения тепла с развитием сгорания во времени и пространстве камеры // Тр. ЦНИДИ. – 1975. – Вып. 67. – С.48-52.

38. Завлин М.Я. Современное состояние и задачи дальнейших исследований смесеобразования в дизеле // Двигателестроение. – 1991. – №5. – С.52Захаров Л.А., Сеземин А.В., Захаров И.Л., Лимонов А.К. Методика оценки механических потерь дизельного двигателя при выборе органов выпуска подсистемы газообмена // «Двигатель 2010». Материалы Международной научно-технической конференции. – М.: МГТУ им. Н.Э.

Баумана, 2010, С.251-255.

40. Захаров Л.А., Сеземин А.В., Тарасов А.Н., Захаров И.Л. Метод управления процессом сгорания быстроходного дизельного двигателя и анализ результатов расчетно-экспериментальных исследований снижения тепловых нагрузок // Журнал автомобильных инженеров. – 2013. – №Х. – С.ХХ-ХХ.

41. Захаров Л.А., Захаров И.Л., Сеземин А.В. Повышение топливной экономичности дизельного двигателя за счет снижения механических потерь // Журнал автомобильных инженеров. – 2011. – №3. – С.41-43.

42. Звонов В.А. Токсичность двигателей внутреннего сгорания. – М.: Машиностроение, 1981. – 160с.

43. Звонов В.А., Гиринович М.П. Исследование механизмов образования оксидов азота в условиях камеры сгорания дизеля // Двигатели внутреннего сгорания. Всеукраинский научно-технический журнал. – 2008. – №1. – С.29-33.

44. Зельдович Я.Б., Садовников П.Я., Франк-Каменецкий Д.А. Окисление азота при горении. – М.: Изд. АН СССР, 1947. – 147с.

45. Кавтарадзе Р.З. Теория поршневых двигателей. Специальные главы. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2008. – 720с.

46. Климова Е.В. Оценка концентрации токсичных составляющих в отработавших газах судовых дизелей и влияние конструкций камер сгорания на их количество // Вестн. Астрахан. гос. техн. ун-та. Сер.: Морская техника и технология. – 2009. – №2. – С.162-166.

47. Климова Е.В. Методы дескриптивной статистики в анализе токсичных составляющих отработавших газов судовых дизелей // Вестн. Астрахан.

гос. техн. ун-та. Сер.: Морская техника и технология. – 2010. – №2. – С.88-96.

48. Климова Е.В. Образование вредных веществ в выбросах судовых дизелей в процессе горения топливовоздушной смеси. – Вестн. Астрахан.

гос. техн. ун-та. Сер.: Морская техника и технология. 2011, №2. – С.98Кондратьев Н.Н. Отказы и дефекты судовых дизелей. – М.: Транспорт, 1985. – 152с.

50. Конструирование двигателей внутреннего сгорания / Н.Д. Чайнов, Н.А.

Иващенко, А.Н. Краснокутский, Л.Л. Мягков; под ред. Н.Д. Чайнова. – М.: Машиностроение, 2008. – 496с.

51. Крылов Е.И. Совершенствование технической эксплуатации судовых дизелей. – М.: Транспорт, 1983. – 215с.

52. Кузнецов А.В., Егоров В.В. Проблема экологической безопасности ДВС // Двигателестроение. – 1991. – №6. – С.58.

53. Кулешов А.С., Грехов Л. В. Математическое моделирование и компьютерная оптимизация топливоподачи и рабочих процессов двигателей внутреннего сгорания. – М.: МГТУ, 2000. – 64с.

54. Кулешов А.С. Многозонная модель для расчета сгорания в дизеле с многоразовым впрыском: расчет распределения топлива в струе. // Ползуновский вестник. – 2006. – №4 – С.78-86.

55. Кулешов А.С. Многозонная модель для расчета сгорания в дизеле. 1.

Расчет распределения топлива в струе // Вестник МГТУ. Машиностроение. – 2007. – Спец. вып. Двигатели внутреннего сгорания. – С.18-31.

56. Кулешов А.С. Многозонная модель для расчета сгорания в дизеле. 2.

Расчет скорости тепловыделения при многоразовом впрыске // Вестник МГТУ. Машиностроение. – 2007. – Спец. Вып. Двигатели внутреннего сгорания. – С.32-45.

57. Кулешов А.С. Программа расчета и оптимизация двигателей внутреннего сгорания ДИЗЕЛЬ-РК. Описание математических моделей, решение оптимизационных задач. – М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004. – 123с.

58. Кулешов А.С. Развитие методов расчета и оптимизация рабочих процессов ДВС: автореф. дис.... д-ра техн. наук. – Москва, 2011. – 32с.

59. Кульчицкий А.Р. Исследование процессов образования и разработка методов снижения выбросов вредных веществ с отработавшими газами дизелей внедорожных машин: автореф. дис. … д-ра техн. наук. – Владимир, 2006. – 35с.

60. Кульчицкий А.Р. К вопросу о расчетном определении эмиссии частиц с отработавшими газами дизелей // Двигателестроение. – 2000. – №1. – С.31-38.

61. Кульчицкий А.Р. Токсичность автомобильных и тракторных двигателей.

– Владимир: Изд-во Владимирского государственного университета, 2000. – 256с.

62. Лашко В.А. Мировое судовое дизелестроение. Концепции конструирования, анализ международного опыта. – М. Машиностроение, 2005. – 63. Лебедев С.В. Инженерная методика комплексной расчетной оптимизации параметров форсированных высокооборотных дизелей // Двигателестроение. – 1998. – №3. – С.5-12.

64. Ленин И.М. Теория автомобильных и тракторных двигателей. – М.: Машиностроение, 1969. – 368с.

65. Лимонов А.К. Новые тенденции в конструировании рядных дизельных двигателей с рабочим объемом цилиндра 10,64 л // Труды НГТУ им. Р.Е.

Алексеева / А.К. Лимонов, Л.А. Захаров, В.Л. Химич, И.Л. Захаров, А.В.

Сеземин. – Нижний Новгород: НГТУ им. Р.Е. Алексеева. – 2011. – №1. – С.169-173.