На правах рукописи

Дивинский Евгений Аркадьевич

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ

ПУТЁМ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ СИЛОВОЙ ГАЗОВОЙ ТУРБИНЫ

05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени

кандидата технических наук

Волгоград – 2010

Работа выполнена в Волгоградском филиале ООО «Головное специализированное конструкторское бюро по гусеничным и колёсным машинам»

Научный руководитель доктор технических наук, профессор Васильев Александр Викторович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, доцент Гребенников Александр Сергеевич.

кандидат технических наук Капыш Владимир Васильевич.

Ведущая организация ОАО «ПО Алтайский моторный завод».

Защита состоится «24» декабря 2010 г. в часов на заседании диссертационного совета Д 212.028.03 при Волгоградском государственном техническом университете по адресу: 400131, г. Волгоград, проспект Ленина, 28.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан « » ноября 2010 г.

Учёный секретарь диссертационного совета Ожогин В.А.

СПИСОК ОСНОВНЫХ СОКРАЩЕНИЙ

ДВС – двигатель внутреннего сгорания, КПД – коэффициент полезного действия, ПКВ – поворот коленчатого вала, СТ – силовая турбина, ТК – турбокомпрессор.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В связи c неизменной потребностью экономии органического топлива весьма актуальна проблема создания различных комбинированных двигателей, позволяющих наиболее полно использовать энергию выхлопных газов, потери с которой у дизелей с турбонаддувом составляют до 40%. Одной из разновидностей таких ДВС являются двигатели с СТ. Крутящий момент, создаваемый на валу СТ, может быть передан на коленчатый вал двигателя или на привод его агрегатов, например, вентилятор системы охлаждения. Турбинный привод вентилятора дизелей воздушного охлаждения наиболее целесообразен, так как на него расходуется 7…10% мощности двигателя. При этом номинальная частота вращения вентилятора выше частоты вращения коленчатого вала в 2…2,5 раза, что создает хорошие предпосылки для создания комбинированного двигателя с приводом вентилятора от СТ через редуктор, имеющий значительно меньшие габариты, чем в случае передачи мощности СТ на коленчатый вал.

Вопросы выбора размеров турбины агрегата наддува и СТ (в частности их проходных сечений), а также рациональных конструктивных и регулировочных параметров дизеля (например, фаз газораспределения) в условиях повышенного противодавления на выпуске, создаваемого при установке СТ, изучены недостаточно.

Следует также отметить, что недостаточно изучены вопросы эффективности использования СТ на частичных режимах.

Для определения преимуществ по топливной экономичности и эффективной мощности, получаемых при установке СТ, целесообразно использование математического моделирования. Это позволяет с минимальными затратами времени и средств выбирать оптимальные значения конструктивных параметров и характеристик двигателя и СТ при их проектировании и доводке. Однако существующие математические модели не в полной мере позволяют учесть особенности различных двигателей, решить задачу с использованием обобщённого метода. Следовательно, работы, посвящённые исследованиям турбокомпаундного двигателя и выбору его параметров, являются актуальными.

Цель работы. Повышение эффективности турбокомпаундного тракторного дизеля.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1) Усовершенствован обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ с применением обобщённых характеристик турбин.

2) Экспериментально выявлены закономерности влияния СТ и минимального проходного сечения турбины ТК на параметры дизеля на различных режимах его работы.

3) С использованием разработанной математической модели выполнен расчетный анализ влияния различных конструктивных факторов (размеров проточных частей Автор выражает глубокую признательность д.т.н., профессору Е.А. Григорьеву за оказанную помощь при выполнении работы и обсуждении её результатов турбин ТК и СТ, фаз газораспределения) на экономичность тракторного дизеля с СТ.

Методы исследований. Поставленная в работе цель достигается сочетанием теоретических и экспериментальных методов исследования. С помощью экспериментальных методов исследовано влияние повышенного противодавления, создаваемого при установке СТ, на параметры рабочего процесса дизеля. Также определено возможное снижение удельного расхода топлива и повышение мощности за счёт использования СТ, исследовано влияние скоростного и нагрузочного режимов, минимального проходного сечения турбины ТК на удельный расход топлива силовой установки «Двигатель+СТ». Также экспериментально получены данные для проверки адекватности и отладки расчётной методики в виде диаграмм мгновенных давлений в цилиндре, впускном канале головки цилиндра, выпускном коллекторе. С помощью теоретических методов исследовано влияние проходных сечений турбин ТК и СТ, а также фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного тракторного дизеля на номинальном режиме работы.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловливаются использованием фундаментальных уравнений механики, обоснованностью допущений, принятых при разработке расчётных моделей, высокой сходимостью результатов расчётов и экспериментальных данных, согласованностью с известными результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1) Разработаны алгоритм и программное обеспечение, реализующие предложенный метод моделирования рабочих процессов турбокомпаундного дизеля при использовании обобщённых характеристик турбин.

2) Для дизеля 8ЧВН15/16, используемого на промышленном тракторе, рекомендованы наиболее рациональные геометрические размеры проточных частей турбин ТК и СТ на номинальном режиме работы двигателя.

3) Предложен расчётный метод исследования влияния фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного дизеля. С помощью данного метода произведен анализ и оценка эффективности изменения фаз для дизеля типа 8ЧВН 15/16.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались на межреспубликанской научно-технической конференции «Совершенствование средств и методов расчета изделий машиностроения» (Волгоград, 1988), ХХХII научно-технической конференции молодых специалистов на «Свердловском турбомоторном заводе», 1988 г., расширенных заседаниях кафедры «Автотракторные двигатели» в 1990 г. и 2010 г.

Публикации. По материалам работы опубликовано 6 печатных работ, включая статьи, входящих в перечень изданий, рекомендуемых ВАК РФ по кандидатским и докторским диссертациям, а также 2 авторских свидетельства СССР на изобретение.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы. Объём диссертации составляет 107 страниц, включая 57 рисунков, 11 таблиц, а также список литературы из 97 наименований.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проведения работ, направленных на повышение топливной экономичности дизелей путём утилизации энергии выхлопных газов. Кроме того, дана общая характеристика диссертационной работы.

В первой главе, посвящённой современному состоянию вопроса, рассмотрены различные схемы комбинированных двигателей с СТ. Проанализировано влияние установки дополнительной СТ на параметры рабочего процесса в цилиндре.

Показано влияние установки СТ на величину индикаторного КПД, насосные потери. Данные вопросы исследовались в работах Азбеля А.Б., Деховича Д.А., Шокотова Н.К., Никитина А.В., Tennat D.W., Waltsham. B.E., Sturm M., Wallance F.J., Tarabad M. и др. Показано, что целесообразность установки СТ зависит от разницы положительного эффекта использования дополнительной мощности СТ и вредного влияния повышенного противодавления на выпуске. Проанализирована эффективность турбокомпаундирования в зависимости от мощности двигателя.

Выполнен анализ возможных резервов повышения положительного эффекта от применения СТ за счет повышения КПД ТК и СТ, также за счет ряда конструктивных и регулировочных параметров двигателя. Приведена оценка эффективности турбокомпаундного двигателя на частичных режимах и исследованы условия работы дизеля промышленного трактора в эксплуатации.

Проанализированы работы по применению СТ для привода вентилятора системы охлаждения двигателя. Данные вопросы рассмотрены в работах Азбеля А.Б., Орлова Е.И. Отмечено, что система охлаждения с приводом вентилятора от СТ в значительной мере обладает свойством саморегулирования.

Однако выполненные работы не в полной мере позволяют исследовать влияние применения СТ на изменение показателей дизеля. Использованные расчетные модели не учитывают в достаточной степени особенности газообмена турбокомпаундного дизеля, в частности влияние возможных забросов газов из выпускного коллектора в цилиндр и из цилиндра во впускной коллектор.

На основе проведенного анализа состояния проблемы были сформулированы следующие задачи исследования:

1. Провести экспериментальные исследования дизеля с имитаторами СТ для предварительной оценки эффективности её использования, влияния СТ на показатели дизеля, а также для идентификации математической модели.

2. Усовершенствовать обобщенный метод расчета рабочего цикла дизеля в части расчёта СТ с использованием экспериментально полученных характеристик турбин.

3. На основе созданной модели исследовать влияние параметров дизеля (фаз газораспределения) и параметров турбоагрегатов (проходных сечений турбины ТК и СТ) на экономичность турбокомпаундного дизеля.

4. Исследовать возможность применения СТ для привода вентилятора.

Во второй главе представлены результаты экспериментального исследования дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами СТ, представляющих собой поворотные заслонки, установленные в двух выпускных трассах за турбинами ТК.

Эксперимент проведен методом снятия регулировочных характеристик с изменением противодавления за турбинами ТК (Рr) для трёх частот вращения коленчатого вала: 1500, 1700, 1850 мин-1, соответствующих частотному диапазону основных режимов работы дизеля 8ЧВН 15/16 на промышленном тракторе Т-330. Измерения выполнялись для трёх значений цикловой подачи топлива: 50%, 75% и 100% от номинальной. Величина номинальной приведенной мощности устанавливалась равной NЕОН =305 ± 2 кВт. Эксперимент проведен для двух значений минимального проходного сечения турбины ТК : FT0 =25 и 22 см2. Максимальные значения противодавления Рr выбраны из условия ограничения по тепловой напряженности наиболее нагретых точек головки цилиндра: межклапанной перемычки (598°К) и клапанно-форсуночной перемычки (613°К).

Для каждого режима выполнялось индицирование высоких и низких давлений в цилиндре с помощью цифрового анализатора и датчиков фирмы «AVL» (Австрия). При индицировании давлений в цилиндре на каждом режиме рассчитывались: среднее индикаторное давление рi, максимальное давление цикла рz, среднее давление насосных потерь рнх.

Для варианта с FT0 =22 см2, обеспечивающим больший диапазон его изменения Рr для заданных ограничений по тепловой наряжённости, отмечены следующие количественные зависимости: снижается давление наддува рк (рис. 1), коэффициент избытка воздуха, расход воздуха Gв, коэффициент наполнения v, в связи с чем снижаются индикаторный КПД i, повышается теплонапряженность деталей дизеля. Растёт давление перед турбиной ТК (рис.2) и насосные потери рнх (рис. 3). Положительной тенденцией при повышении противодавления на выпуске является уменьшение максимального давления сгорания Рz (рис. 4). На всех рисунках штрихпунктирная линия соответствует n=1500 мин-1, пунктирная линия - n=1700 мин-1, сплошная линия - n=1850 мин-1.

Рис. 1. Зависимость давления наддува от Рис. 2. Зависимость давления перед противодавления на выпуске турбиной ТК от противодавления на С целью исследования протекания процессов газообмена в период перекрытия клапанов сняты диаграммы мгновенных перемещений впускных и выпускных клапанов hкл вп и hкл вып, совмещенные с диаграммами давлений во впускном канале головки цилиндра Рвп и выпускном коллекторе Рвып, а также диаграммами давления в цилиндре Рцил на тактах выпуска-впуска на всех исследованных режимах.

0, 0, 0, Рис. 3. Зависимость насосных потерь от давления сгорания от противодавлепротиводавления на выпуске. ния на выпуске В качестве примера на рис.5 приведены такие диаграммы для режима n= мин и максимальной подачи топлива при противодавлении Рr=0,142 МПа.

Рис. 5 Диаграммы давлений в полостях и подъёма клапанов при n=1850 мин-1, Рr=0,142 МПа.

В период перекрытия впускного и выпускного клапанов продувка цилиндра не осуществляется даже без повышения противодавления на выпуске. Более того, возможен заброс газов из цилиндра во впускной коллектор, а после ВМТ – из выпускного коллектора в цилиндр, вследствие соответствующих перепадов давлений. С повышением противодавления на выпуске перепады давления, обусловливающие возможность забросов газов, увеличиваются. Например, перепад давления между цилиндром и впускным коллектором при n=1850 мин-1 и противодавлении Рr=0,142 МПа (рис. 5), составляет 1,1 Бар.

По результатам замеров параметров двигателя рассчитывалась эффективная мощность СТ по формуле где к1= 1,34 – показатель адиабаты газов; RГ=286 Дж/(кг град) – газовая постоянная выпускных газов; Tr* - температура газов после турбин ТК; GГ – расход газов через турбины ТК; CTe - эффективный КПД СТ, р0 – атмосферное давление.

Удельный расход топлива силовой установки «ДВС+СТ» рассчитывается по формуле где GТ – часовой расход топлива; N e - эффективная мощность двигателя; P КПД редуктора, NCТП - мощность СТ, переданная потребителю.

Рис. 6 Сравнительная зависимость удель- NCТП при СТе=0,8 и =0,95 при макного расхода топлива ge (без учёта СТ) и симальной подаче топлива: сплошные суммарного ge от противодавления на линии - FT0 =25см2, пунктирные линии выпуске: сплошные линии – n=1850 мин-1, - FT0 =22см2.

пунктирные линии – n=1700 мин-1, штрихпунктирные линии – n=1500 мин-1.

NCТП и ge рассчитаны в двух вариантах: 1) с учетом значения КПД СТ CTe =0,7 и КПД редуктора для передачи мощности СТ потребителю =0,9; 2) высоких КПД СТ CTe =0,8 (на уровне лучших мировых образцов) и КПД редуктора =0,95. Таким образом, охватывался достаточно широкий диапазон возможного выигрыша по ge. Результаты расчёта ge для режимов максимальной подачи топлива, CTe = 0,8 и =0,95 приведены в виде графиков зависимостей ge (без учёта СТ) и ge от противодавления на выпуске (рис. 6) и в виде зависимости ge от мощности NCТП для трёх значений частоты вращения и двух вариантов FT0 (рис. 7).

Установлено, что удельный расход топлива двигателя без СТ ge при увеличении Рr возрастает, но при этом достигается существенное снижение ge по сравнению с дизелем без СТ (рис.6). Эффект снижения ge зависит от частоты вращения.

Наибольший эффект до 7…9 г/(кВт ч) достигается при частоте вращения мин-1, при 1700 мин-1 – до 5…7 г/(кВт ч). При 1500 мин-1 эффект незначителен или отсутствует.

Также установлено, что выигрыш от применения СТ зависит и от FT0 (рис. 7).

Уменьшение FT0 эффективно для различных частот вращения, начиная с определённого уровня мощности СТ. Для n=1700 мин-1- с 12 кВт и более, для n=1850 мин-1 с 21…22 кВт и более. Максимальный эффект составляет 2 г/(кВт ч). Необходимо отметить наличие минимумов ge в диапазоне NCТП =15…20 кВт. Снижение ge при уменьшении FT0 связано с превалированием повышения индикаторного КПД при более высоком коэффициенте избытка воздуха над влиянием увеличения насосных потерь. Кроме того, при уменьшении FT0 несколько снижается тепловая напряжённость двигателя. Температура выпускных газов TrСР для режимов одинаковых противодавлений снижается на 16…17°С.

Выполнено также исследование дизеля с СТ на частичных режимах. Так на рис. 8 приведена зависимость ge от NCТП для CTe =0,8 и =0,95 при 75% -ной подаче топлива. Эффект от применения СТ в г/кВт ч Рис. 8 Зависимость g e от NCТПNстп, кВт CTe =0,8 и =0,95. Нагрузка 75% от максивыполнена проверка адекватности расмальной: сплошные линии - FT0 =25см2, чет ной модели по экспериментальным Расчёт процессов газообмена, а также сгорания и расширения осуществляется на основе уравнения первого закона термодинамики для открытой термодинамической системы, закона сохранения массы газа в объёме цилиндра и уравнения состояния. Так, для процессов газообмена в цилиндре:

где dQw - элементарное количество тепла, подведённого к газу в цилиндре вследствие теплообмена; nk - общее количество впускных и выпускных клапанов;

i *j - удельная энтальпия заторможенного потока через j-й клапан, подсчитанная по параметрам газа в граничном сечении канала, из которого газ поступает в цилиндр, либо по параметрам в цилиндре, если из него происходит истечение газа; dMj - приращение в цилиндре массы газа, поступившей через j-й клапан (положительное для внесённой и отрицательное для вынесенной массы); u - удельная внутренняя энергия рабочего тела; М - масса рабочего тела в цилиндре; p и Т - давление и температура газа; dV - изменение объёма цилиндра; R - газовая постоянная.

На каждом шаге расчёта за время рабочего цикла учитываются обмен энергией и массой между полостями двигателя. При истечении газа из цилиндра через впускной или выпускной клапаны считается, что цилиндр покидает смесь воздуха и продуктов полного сгорания текущего состава. При обратном течении из выпускного трубопровода в цилиндр возвращаются отработавшие газы, представляющие собой смесь избыточного воздуха и продуктов полного сгорания топлива, состав которой определяется результатами предшествующего расчёта или начальными условиями. Данные возможности методики хорошо учитывают влияние повышенного противодавления на выпуске на показатели дизеля: коэффициент наполнения, индикаторный КПД, насосные потери.

Описанный метод, в отличие от существующего, дополнен возможностью расчёта СТ, установленной последовательно по ходу газов за турбиной ТК. Квазистационарная расчётная схема газовоздушного тракта двигателя 8ЧВН15/16 с СТ показана на рис. 9.

Рис. 9 Квазистационарная расчётная схема газовоздушного тракта двигателя 8ЧВН15/16 с СТ. 1- 8 - цилиндры; 9, 10 - охладитель наддувочного воздуха; 11, 12 впускные коллекторы; 13 - 16 - выпускные коллекторы; 17, 18 - каналы компрессоров в составе ТК; 19 - 22 - каналы турбин в составе ТК; 23, 24 - каналы СТ; 25, 26 – соединительные каналы между турбинами ТК и СТ.

Методика позволяет выполнять расчет СТ с использованием обобщенных характеристик турбин, разработанных в МАДИ путём обработки результатов испытаний семейства созданных в НАМИ турбокомпрессоров и позволяющих с определенной степенью достоверности смоделировать характеристики турбин конкретных конструкций. Для расчета СТ на первом шаге в файле исходных данных задаются и впоследствии уточняются: n P - частота вращения ротора СТ, начальное давление и температура газов за турбиной ТК (перед СТ), Xад опт=u/cад - оптимальное отношение окружной скорости колеса турбины к адиабатической скорости истечения (коэффициент быстроходности). Кроме того, задаются: d TS - наружный диаметр колеса СТ, dП - диаметр подшипника ротора СТ, iр - передаточное отношение редуктора, FT0S - минимальное проходное сечение корпуса турбины СТ, объёмы полостей перед СТ, площадь их стенок, температура и коэффициент теплоотдачи стенок. Расчёт ведётся итерационным методом до выполнения баланса мощностей компрессора и турбины ТК. При этом на каждом шаге расчёта параметры СТ обновляются.

Расход газа через СТ определяется по следующей обобщенной зависимости:

где GСТS – приведенный расход газа через СТ; GСТ – расход газа через СТ; Т * CT температура заторможенного потока газов перед СТ; Р CT - давление заторможенu CT денная окружная скорость колеса СТ; T = СТ, рассчитанная по заторможенным параметрам.

Эффективный КПД СТ где CTi - внутренний КПД СТ, не учитывающий потери на трение в подшипниках ротора; CT - механический КПД СТ.

Для получения внутреннего КПД СТ используется зависимость где Xад - текущее значение коэффициента быстроходности, Ti max - максимальный внутренний КПД СТ.

Механический КПД СТ где N CTi - мощность турбины без учёта трения в подшипниках; N - мощность, теряемая на трение в подшипниках.

где LСТ – адиабатная работа, совершаемая газом в СТ.

Для определения мощности, теряемой на трение в подшипниках используется зависимость относительной мощности, теряемой на трение в подшипниках, от относительного диаметра подшипников и частоты вращения ротора СТ где DП – внутренний диаметр подшипников ротора СТ; DП0 и NТР0 – диаметр подшипников и мощность потерь в подшипниках у ТК, принятого за базовый. В данной методике за базовый принят диаметр DП0=0,02 м.

Модель позволяет вести расчет с передачей мощности на коленчатый вал или вентилятор системы охлаждения. Мощность на привод вентилятора в зависимости от его частоты вращения для дизеля 8ЧВН 15/16 определяется по экспериментально полученной на ОАО «Волгоградский моторный завод» зависимости:

Соответственно для решения обратной задачи определения частоты вращения вентилятора в случае его привода от СТ (NВЕНТ = NСТП) можно записать в виде:

где NСТП, также как и в (2), – мощность СТ, переданная потребителю.

Новое значение частоты вращения ротора СТ на каждом шаге расчёта Удельный расход топлива силовой установки «ДВС+СТ» рассчитывается по формуле (2).

Модель позволяет изменять условное проходное сечение f турбины ТК, а также фазы газораспределения путём использования различных профилей кулачков распределительного вала и выполнять оценку влияния этих и других конструктивных изменений на индикаторные показатели и величину насосных потерь.

Для оценки адекватности математической модели при изменении противодавления на выпуске выполнено сравнение основных расчетных и экспериментальных параметров. Режимы сравнения определялись заданием одинаковых для эксперимента и расчета величин изменяемого противодавления на выпуске из турбины ТК, которое, главным образом, определяет мощность СТ. В расчётах противодавление создавалось изменением минимального проходного сечения СТ. Для примера на режиме максимального заданного в эксперименте противодавления Рr=0, МПа и частоты вращения n=1850 мин-1 построены сравнительные диаграммы участков высоких и низких давлений в цилиндре (рис. 10, 11).

Р, МПа Рис. 10. Участок высоких давлений n=1850 мин-1, Рr=0,142 МПа: эксперимин-1, Рr=0,142 МПа: эксперимент – мент – сплошные линии, расчет – пунктирные.

На рис.12 показаны расчетные значения мгновенных давлений в восьмом цилиндре Рцил, коллекторе выпуска Рвып, коллекторе впуска Рвп при n=1850 мин-1, На основании хорошего совпадения расчетных и экспериментальных данных можно сделать вывод об адекватности расчетной модели.

В четвертой главе приведен расчетный анализ влияния различных конструктивных факторов на экономичность тракторного дизеля с СТ. С помощью разработанной модели выполнен расчет эффективности применения СТ для дизеля 8ЧВН Рис.12. Расчётные значения мгновен- 15/16 на номинальном режиме. За базу для ных давлений в восьмом цилиндре Рцил, сравнения взята модификация данного дивыпускном коллекторе Рвып, впускном зеля - В-500Д без СТ.

коллекторе Рвп.

Ne=309+5 кВт. В расчете для данной модификации без СТ получены параметры:

n=1800 мин-1, Nе=312,8 кВт; Ре=0,922 МПа; ge=227,2г/(кВт ч); i=0,4031; PНХ=0, МПа; =2,175.

Выполнен численный эксперимент с изменением f турбины ТК с шагом 0,000025 м2 для пяти характеристик в диапазоне от 0,000445 м2 до 0,000545 м2 при максимальном коэффициенте напора. Значения минимальных проходных сечений Ft0S корпуса СТ после разгонного участка принимались так, чтобы мощность СТ была близка к значению NСТ=20 кВт, равной потребной максимальной мощности на привод вентилятора дизеля В-500Д. Диапазон изменения FT0S - от 0,0038 до 0, м2 с шагом 0,0001 м2. Зависимости изменения ge от сочетания FT0S и f представлены на рис. 13.

ge, 0,0036 0,0038 0,004 0,0042 0, Рис.13 Зависимости ge от FT0S при изРис. 14 Зависимости NCT от FT0S при измеменении f Наилучшее значение ge получено при FT0S=0,0043 м и наиболее широком f турбины ТК, что связано с более высоким индикаторным КПД i и меньшими насосными потерями PНХ при удовлетворительном уровне коэффициента воздуха. Максимальный выигрыш по экономичности в сравнении с дизелем без СТ при использовании редуктора, имеющего КПД 0,95, составляет 7,7 г/(кВт ч). Данное сочетание FT0S и f можно использовать при передаче мощности СТ на коленчатый вал.

Однако оно не обеспечивает требуемой мощности для привода вентилятора ( кВт), что видно на рис. 14 из зависимости NCT от FT0S при изменении f. При передаче мощности СТ на привод вентилятора дизеля В-500Д выигрыш по ge составляет 6,4 г/(кВт ч) при том же КПД редуктора.

Рис. 15 Суммарный эффективный наполнения цилиндров, в частности, расход топлива в зависимости от количество свежего заряда. Для приперекрытия фаз впускного и выпуск- мера на рис. 15 приведена зависимость выпускного клапанов (вп1, вып2) при вп2= 58° и вып1= 74° (центр плана). Из приведённой диаграммы следует, что с увеличением вп1 и вып2 имеется минимум функции ge при вп1=26° и вып2=29°.

Улучшение ge по сравнению с вариантом использования серийных фаз составило 0,6 г/(кВт ч) (величина ge с 220,8 г/(кВт ч) уменьшилась до 220,2 г/ (кВт ч)), что незначительно и не оправдывает изготовления новых распределительных валов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Выполнено экспериментальное исследовании тракторного дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины (СТ) в диапазоне частот вращения 1500… 1850 мин-1 и 50…100% подачи топлива. С учётом дополнительной мощности СТ, рассчитанной по параметрам газа перед её имитаторами, выявлена возможность повышения экономичности и мощности турбокомпаундного дизеля по сравнению с дизелем без СТ. При полной подаче топлива максимальное повышение экономичности и эффективной мощности составляет 3…4%.

2. В результате эксперимента установлено, что эффект по снижению gе существенно зависит от частоты вращения. При максимальной подаче топлива для частоты вращения n=1850 мин эффект составляет 7…9 г/(кВт ч), при частоте вращения n=1700 мин-1 - 5…7 г/(кВт ч) при условии рационального подбора минимального проходного сечения турбины ТК, а при n=1500 мин-1 эффект практически отсутствует даже при высоких КПД СТ и редуктора. Отмечено наличие минимумов ge в диапазоне мощностей СТ от 15 до 20 кВт для частот вращения соответственно n=1700 мин-1 и n=1850 мин-1.

3. Экспериментально выявлено, что эффект по снижению gе существенно зависит также от нагрузочного режима. При цикловой подаче топлива, составляющей 75% от максимальной, эффект уменьшается и составляет 5…7 г/(кВт ч) при n=1850 мин-1 и 4..5 г/(кВт ч) при n=1700 мин-1. При цикловой подаче топлива, составляющей 50% от максимальной, эффект минимален: 1…2 г/(кВт ч) или отсутствует.

4. Экспериментально установлено, что наряду с улучшением топливной экономичности положительным фактором при работе двигателя с СТ является снижение механических нагрузок на детали двигателя. Снижение максимального давления сгорания Рz в диапазоне противодавлений, при которых отмечен минимум ge, составляет 8…12%.

5. Усовершенствован обобщённый численный метод математического моделирования рабочих процессов ДВС в части расчета СТ, используемой для привода вентилятора или передачи дополнительного крутящего момента на коленчатый вал с применением обобщённых характеристик турбин. С использованием данного метода разработана адекватная математическая модель расчёта рабочих процессов ДВС с СТ, идентифицированная по экспериментальным данным.

6. Теоретически с помощью разработанной математической модели установлено, а также экспериментально подтверждено, что эффект снижения ge при рациональном сочетании f и FT0S составляет 2…3 г/(кВт ч).

7. Установлено, что при использовании СТ для передачи дополнительной мощности на коленчатый вал при условии рационального выбора значений f и FT0S, высоких КПД СТ и редуктора обеспечивается снижение ge на 7,7 г/(кВт ч), а в случае привода вентилятора мощностью 20 кВт дизеля В-500Д на 6,4 г/(кВт ч) по сравнению с дизелем без СТ.

8. Исследовано влияние фаз газораспределения впускного и выпускного клапанов на топливную экономичность турбокомпаундного дизеля типа 8ЧВН 15/16. Выработаны рекомендации по выбору оптимальных значений фаз газораспределения.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Авторское свидетельство №1537852 СССР, F 02 B 41/10, F 01P 5/04. – Двигатель внутреннего сгорания/ Б.К. Балюк, А.А. Дивинский, Е.А. Дивинский, Меньшенин Г.Г., Фалеев Л.Н. - №4409323/25-06; Заявлено 14.04.88; Опубл. 23.01.90, Бюл.№3.- С.135.

2. Авторское свидетельство №1714173 СССР, F 02 B 37/00, F 02G 5/00. – Силовая установка с двигателем внутреннего сгорания и утилизационной турбиной/ А.Б. Азбель, Ю.Б. Моргулис, Н.Ю. Зубрилин, М.С. Васильев, Е.А. Дивинский. Заявлено 24.11.89; Опубл. 23.02.92, Бюл.№7.

3. Балюк Б.К., Меньшенин Г.Г., Дивинский Е.А. Расчетно – экспериментальные исследования тракторного дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой турбиной // Совершенствование средств и методов расчета изделий машиностроения: Тез. докл.

на межреспублик. научн.-техн. конференции. – Волгоград.- 1988. – С.90-91.

4. Васильев А.В., Григорьев Е.А., Дивинский Е.А. Повышение эффективности дизеля совершенствованием газораспределения // Тракторы и сельхозмашины.С. 20-22.

5. Васильев А.В., Дивинский Е.А. Исследование влияния конструктивных параметров турбокомпаундного дизеля на его экономичность // Вестник Астраханского государственного технического университета. Серия Морская техника и технология.- 2010. – №2.- Астрахань: Издательство АГТУ.- С. 52 – 60.

6. Васильев А.В., Дивинский Е.А. Исследование рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной // Двигателестроение.- 2004. - №2. – С. 15-17.

Личный вклад автора. Во всех работах [1-6] автор принимал непосредственное участие в постановке задач, проведении исследований и обсуждении полученных результатов.

В работе [2] представлен усовершенствованный метод расчета рабочего цикла дизеля 8ЧВН 15/16 с силовой газовой турбиной. В работах [3, 6] отражены экспериментальные исследования дизеля 8ЧВН 15/16 с имитаторами силовой турбины. В работах [1, 2] представлены выполненные автором расчетные исследования влияния проходных сечений турбины ТК и СТ, а также фаз газораспределения на экономичность турбокомпаундного двигателя.

Волгоградского государственного технического университета