v - Центр новых информационных технологий

ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Всеукраинский научно-технический журнал
2'2013
Издание основано Национальным техническим университетом
"Харьковский Политехнический Институт" в 2002 году
Госиздание
Свидетельство Госкомитета информационной политики,
телевидения и радиовещания Украины КВ №6393 от 29.07.2002 г.
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ
Главный редактор
А.П. Марченко, д. т. н., проф.
Заместители главного редактора
С.В. Епифанов, д. т. н., проф.
И.В. Парсаданов, д. т. н., проф.
Ответственный секретарь
И.В. Рыкова, к. т. н.
С.А. Алехин, к.т.н.
У.А. Абдулгазис, д. т. н., проф.
Ф.И. Абрамчук, д. т. н., проф.
А.В. Белогуб, д. т. н., доц.
Д.О. Волонцевич, д. т. н., доц.
А.Л. Григорьев, д. т. н., проф.
Ю.Ф. Гутаревич, д. т. н., проф.
В.Г. Дьяченко, д. т. н., проф.
С.А. Ерощенков, д. т. н., проф.
А.С. Куценко, д. т. н., проф.
В.И. Мороз, д. т. н., проф.
В.И. Пелепейченко, д. т. н., проф.
В.А. Пылев, д. т. н., проф.
А.Н. Пойда, д. т. н., проф.
А.П. Строков, д. т. н., проф.
Б.Г. Тимошевський, д. т. н., проф.
Н.А. Ткачук, д. т. н., проф.
АДРЕС РЕДКОЛЛЕГИИ
61002, г. Харьков, ул. Фрунзе, 21
НТУ «ХПИ», кафедра ДВС
Тел. (057)707-68-48, 707-60-89
E-mail: [email protected],
[email protected]
СОДЕРЖАНИЕ
ОБЩИЕ ПРОБЛЕМЫ ДВИГАТЕЛЕСТРОЕНИЯ
А.Л. Григорьев, А.А. Прохоренко, И.В. Рыкова
Анализ устойчивости и сходимости численных методов интегрирования дифференциальных уравнений электрогидравлической форсунки дизеля. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3
С.А. Алёхин, В.П. Герасименко, В.А. Опалев
Согласование характеристик турбонаддува и двухтактного
транспортного дизеля. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
РАБОЧИЕ ПРОЦЕССЫ ДВС
Б.Г. Тимошевский, М.Р. Ткач, А.С. Митрофанов, А.С. Познанский,
А.Ю. Проскурин
Показатели эффективности двигателя с искровым зажиганием 2Ч 7,2/6 при работе на синтез-газе. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13
А.М. Левтеров, Л.И. Левтерова, Н.Ю. Гладкова
Результаты численного исследования характеристик автомобильного двигателя, работающего на бензоэтаноле. . . . . . . . . . . 17
В.А. Корогодский
Повышение топливно-экологических показателей двухтактного ДВС с искровым зажиганием за счет совершенствования
процессов внутреннего смесеобразования. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22
В.П. Матейчик, В.П. Волков, П.Б. Комов, О.Б. Комов, І.В. Грицук
Контроль роботи транспортного двигуна з використанням
інформаційних технологій. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
А.Н. Ганжа, Н.А. Марченко
Повышение эффективности стационарной ГТУ за счет регенерации теплоты с возможным перепуском газов. . . . . . . . . . . . . 32
КОНСТРУКЦИЯ ДВС
В.Г. Заренбин, Н.И. Мищенко, В.В. Богомолов
К расчету на заедание деталей ЦПГ ДВС. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
Я.К.Склифус, В.И.Могила
Повышение эффективности системы охлаждения тепловозного дизеля с использованием фазовых переходов теплоносителей. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41
А.В. Тринёв, Д.Г. Сивых, Е.В. Синявский, О.Ю. Пилипенко
Автоматическое регулирование теплового состояния клапанного узла быстроходного дизеля. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50
A.P. Marchenko, D.E .Samoilenko, Omar Adel Hamzah
The problems of utilization of flare gases in internal combustion
engines. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55
А.В. Грицюк, А.Н. Врублевский, А.А. Овчинников
Апробация новых возможностей топливной системы непосредственного действия при формировании внешней скоростной характеристики автомобильного дизеля. . . . . . . . . . . . . . . . . 61
В.А. Пылев, И.А. Нестеренко, С.Н. Бакланов
Предварительная оценка ресурсной прочности поршня тракторного дизеля с учетом продолжитеьности циклов
технологического нагружения. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66
А.В. Белогуб, А.А. Зотов, М.А. Максимова
Геометрические и силовые граничные условия при анализе напряженно-деформированного состояния поршней
методом конечных элементов. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70
И.Н. Москаленко, В.Н. Доценко, А.В. Белогуб
Обзор методов профилирования юбок поршней ДВС. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 75
И.Ф. Гумеров, В.М. Гуреев, Ю.Ф.Гортышов, Р.Р. Салахов, А.Х. Хайруллин, И.Р. Салахов
Разработка адаптивной системы охлаждения ДВС. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81
Н.М. Луков, О.Н. Ромашкова, А. С. Космодамианский, Г.Ф. Кашников
Автоматическая комбинированая микропроцессорная система экстремального регулирования температуры
наддувочного воздуха дизеля. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86
ЭКОЛОГИЗАЦИЯ ДВС
А.Н. Кондратенко, А.П. Строков, С.П. Хожаинов
Экспериментальное исследование действующего макета фильтрующего элемента фильтра твердых частиц дизеля с насыпкой из природного цеолита. Часть 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92
И.В. Парсаданов, И.П. Васильев
Определение состава твердых частиц отработавших газов дизелей. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97
А.П. Поливянчук, С.А. Львов
Комплексная оценка эффективности сажевого фильтра по показателям счетной, поверхностной и массовой концентраций дисперсных частиц. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 101
В.С. Морозова, В.С. Гун, В.Л. Поляцко
Прогнозирование содержания сажи в отработавших газах дизеля c использованием оценки эффективности сгорания. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 105
М.В. Ведь, Н.Д. Сахненко, Е.В. Богоявленская
Организация рабочего процесса в камере сгорания ДВС в присутствии каталитических материалов. . . . . . . . . . . . 109
ТЕХНОЛОГИЯ ПРОИЗВОДСТВА ДВС
В.В. Шпаковский
Внедрение поршней с корундовым слоем при ремонте дизелей тепловозов ЧМЭ-3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 112
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ДВС
А.А. Сирота, Н.И. Радченко
Влияние эксплуатационных факторов и системы охлаждения на температуру наддувочного воздуха на входе в
цилиндры судовых дизелей. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 116
ИСТОРИЯ ДВИГАТЕЛЕСТРОЕНИЯ, ЛИЧНОСТИ, ЮБИЛЕИ
И.В. Парсаданов
Студенческие годы главного инженера . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 121
Двигатели внутреннего сгорания // Научно-технический журнал. Харьков: НТУ “ХПИ”. – 2013. – №2. – 126 с.
Всеукраинский научно-технический журнал по вопросам усовершенствования конструкций, эксплуатации, технологии производства и расчетов двигателей внутреннего сгорания. Материалы статей были рекомендованы Программным комитетом XVІІІ Международного конгресса двигателестроителей к открытой публикации в журнале и приняты редакционной коллегией.
С апреля 2013 г. Всеукраинский научно-технический журнал «Двигатели внутреннего сгорания» включен
в справочник периодических изданий базы данных Ulrisch`s Periodicals Directory (New Jersey, USA).
Издается по решению Ученого совета НТУ “ХПИ” протокол № 6 от 05.07.2013 г.
© Национальный технический университет "Харьковский Политехнический Институт", 2013.
Общие проблемы двигателестроения
УДК 621.436
А.Л. Григорьев, А.А. Прохоренко, И.В. Рыкова
АНАЛИЗ УСТОЙЧИВОСТИ И СХОДИМОСТИ ЧИСЛЕННЫХ МЕТОДОВ
ИНТЕГРИРОВАНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ УРАВНЕНИЙ
ЭЛЕКТРОГИДРАВЛИЧЕСКОЙ ФОРСУНКИ ДИЗЕЛЯ
На основе анализа упрощенной математической модели ЭГФ проведено исследование по выбору рационального метода и шага численного интегрирования дифференциальных уравнений для решения математических
моделей ТА с электромагнитным управлением. Выявлена динамическая устойчивость анализируемого узла.
Вступление и постановка задачи. При численном решении жесткой задачи возникают известные трудности, связанные с обеспечением устойчивости и сходимости этого решения [1].
Стойкость численного решения системы
дифференциальных уравнений при использовании
явного метода достигается выбором такого шага
интегрирования Δt, при котором каждое из комплексных значений Δt·λj (j = 1, 2, …, k), где λj –
частота или постоянная времени для линеаризированной системы, лежало бы внутри соответствующей области устойчивости данного метода интегрирования. Причем, следует иметь в виду, что знаРис. 1. Области устойчивости численчение шага может оказаться настолько малым, что
ных методов интегрирования
провести численное решение на значительном индифференциальных уравнений
тервале времени интегрирования окажется практиДля перечисленных методов был проведен
чески невозможным из-за значительных затрат
анализ на устойчивость и сходимость решения сисвременных ресурсов.
темы дифференциальных уравнений, которые опиСходимость решения определяется условием
сывают процессы в электрогидравлической фор|Δt·λj| < 0,1 для низких частот колебательных просунке, то есть, в сущности, являются ее математицессов в системе, отвечающей современному уровческой моделью. По результатам такого анализа
ню развития вычислительных методов высшей маможно сделать вывод о приемлемости или непритематики.
емлемости того или другого численного метода
В этой работе рассматриваются явные методы
решения дифференциальных уравнений для расчеинтегрирования дифференциальных уравнений
тов процессов в топливной аппаратуре с электротипа Рунге-Кутта, область устойчивости которых
магнитным управлением.
определяется неравенством [2]:
Упрощенная математическая модель элек1
1
1
3
4
2
трогидравлической форсунки (ЭГФ). Принимая
1  t  j  ( t  j )  ( t  j )  ( t  j )  1 .(1)
6
24
2
некоторые упрощения, процессы в пустотах ЭГФ
При учете первых двух членов полинома (1)
можно описать системой дифференциальных уравполучим границу области устойчивости метода
нений [3]:
Эйлера, трех - Рунге-Кутта 2-го порядка, четырех 
dp2 к
dx
2
  f т u I  f ф
 p2 к  pц   fи dt ;
 сжV2 к
Рунге-Кутта 3-го порядка, пяти - Рунге-Кутта 4-го
dt



порядка точности.
dp 
 сжV2 2   f т u III  f 2 2 ( p2  p1 );
На рис. 1 приведено построение областей усdt


(2)

тойчивости перечисленных методов на основе анаdp1
dx
dx
2
2

( p2  p1 )  f экв
 f 2
 p1  p0   f1 т  fш кл ;
 сжV1


dt
dt
dt
лиза выражения (1). Как видно из рисунка, переход

 d2x
от метода Эйлера к методу Рунге-Кутта 2-го поряд m 2  p2к f u  p0  f1  f и   p1 f1  K пр ( xпр  x );
 dt
ка не расширяет область устойчивости для жестких

d 2 xкл
систем, но позволяет применить его для систем с
 mкл
 Pэм  K прв ( xпрв  xкл )  K прн ( xпрн  xкл )   p1  p0  f ш .
dt 2

большей колебательностью. Для расширения об
Соответствующая расчетная схема ЭГФ предласти устойчивости при расчете жестких систем
ставлена на рис. 2.
необходимо переходить к методам Рунге-Кутта
3-го и 4-го порядков.
 А.Л. Григорьев, А.А. Прохоренко, И.В. Рыкова, 2013
3
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Общие проблемы двигателестроения
f ф 
f зк  f р
f зк 
2
  f р 
2
.
(4)
Эффективное проходное сечение в запирающем конусе:
x sin  и 
и

f зк   зк   d ко 
 x sin 2 . (5)
2


Эквивалентное эффективное проходное сечение в управляющем клапане:
f 0 f клв f клн
,(6)
f экв 
2
2
2

f

f


f

f


f

f
 0 клв   клн 0   клв клн 
Рис.2. Упрощенная расчетная схема
ЭГФ
Решение системы уравнений (2) состоит в определении текущих значений величин: p2к – давления топлива в полости кармана распылителя; p´2 –
давления топлива в кармане перед полостью камеры управления; p1  давления топлива в полости
мультипликатора; x – перемещения иглы форсунки;
xкл  перемещения управляющего клапана. Для этого система уравнений (2) должна быть дополнена
уравнениями для определения переменных величин, которые входят в ее уравнения и перечислены
ниже.
Скорости потока в сечениях, соответственно,
перед карманом распылителя и перед камерой
управления:
1
1
uI 
 p2к  pa  2WI  , uIII   p2  pa  2WIII  , (3)
a
a
где WI, WIII  отраженная волна давления в сечениях, соответственно, перед карманом распылителя и
перед камерой управления.
Эффективное проходное сечение в распылителе:
где f клв и f клн  соответственно, эффективное
проходное сечение верхнего и нижнего отверстий
выходного жиклера. Их значения определятся по
формулам, соответственно:
1


f клв   клв xкл sin   dш  xкл sin  ,
(7)
2
2

f клн   клн d0 н  x уп  xт  .
(8)
Перемещение торца мультипликатора запирания с учетом его упругой деформации:
l
(9)
xт  x  p1 .
E
Тогда очевидно, что линейная скорость торца
описывается дифференциальным уравнением:
dxт dx l dp1


.
(10)
dt E dt
dt
Текущий объем камеры управления:
V1  V10  f1 xт  fш xкл .
(11)
Площадь шарика клапана, которая воспринимает давление в камере управления:
d 2

f ш  ш cos 2 .
(12)
4
2
Скорость звука в топливе:
1
.
(13)
a
 сж 
Линеаризация уравнений математической
модели ЭГФ. После линеаризации системы (2) с
учетом выражений (3)-(13) получим систему дифференциальных уравнений первого порядка:

d p2 к
 f

   т  q1  p2 к  f и C  hф x;
 сжV2 к

dt
a




 fт

d p2
 сжV2
 
 q2  p 2  q2 p1 ;
dt

 a


l  d p1

  p1  f1C  f ш Cкл  hкл x  hкл xкл ;
 q2 p2   q2  q3  vкл
  сжV1  
E  dt

 dC
dCкл
 f u p2 к  f1p1  K пр x; mкл
 f ш p1   K прв  K прн  xкл ;
m
dt
 dt
 d x
d xкл
 C;
 Cкл .

dt
 dt
4
ISSN 0419-8719
(14)
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Общие проблемы двигателестроения
В системе уравнений (14) приняты следующие обозначения:
1
1
; q 2  f 2
;
q1  f ф

2( p2  p1 )
2  p2 к  pц 
q3  f экв
f ф
1
; hф 
x
2  p1  p0 
2
 p2к  pц  ;

(15)
f экв 2
f
f
2
2
 p1  p0  ; hкл  экв  p1  p0  ; vкл  экв  p1  p0  .
xкл 
x

p1

Для определения величин введенных обозна
f экв 
f 0 f клн
чений необходимо вычислить некоторые частные

f клв   f f  2   f f 2   f f 2
производные: f ф x , f экв xкл , f экв x и
0
0
клв
клн
клв
клн

а
из
выражения
(7):
f экв p1 . Для этого воспользуемся выражениями
f клв

d
(4)-(9), продифференцировав их по соответствую  клв  sin   ш  xкл sin  .
2
xкл
щим переменным.
 2
Очевидно, что
f экв f экв f клн

,
f ф f ф f зк
x
f клн x
(16)
,


f зк x
x
где из выражения (6):
hкл 
где величину f ф f зк можно определить из вы-

f экв 

f клн 

ражения (4):
3
f ф
f зк
а величину f зк


f р


,

2 
2
  f зк    f р  


x из выражения (5):
f зк

  зк   d ко  x sin  и  sin и . (18)
2
x
Аналогичный подход применим при нахождении других частных производных.
f экв f экв f клв
,
(19)

xкл
f клв xкл
0

fт
 q2
a
q2
0
 fи
0
hф
q2
0
0
0
q2  q3  vкл
f1
 fш
hкл
 f1
fш
0
0
0
0
 K пр
0
0
0
1
0
0
0
0
0
1
0
Тогда
собственные
числа
матрицы
1
B  D  A , которые имеют вид λj = α + iβ, где α -
(22)

 ,(23)


(24)
(25)
(26)
С учетом приведенных выше преобразований,
система уравнений (14) имеет такую матрицу коэффициентов перед неизвестными:
0
0
которую следует дополнить диагональной матрицей коэффициентов перед производными:


l

D  diag    сжV2 к  ,  сжV2 ,  сжV1   ,m,mкл ,1,1  .
E




ISSN 0419-8719
 f 0  f клв 2   f клн  f0 2   f клв f клн 2
где из выражений (8) и (9):
f клн
l
  клн d 0н .
E
p1
где из выражения (4):
 fт
 a  q1


0


0
A

f
u


0

0


0

(21)
3
f 0  f клв
а из выражений (8) и (9):
f клн
  клн d 0н .
x
f экв f экв f клн
,

p1
f клн p1
(17)
3

 ,(20)






0


,
hкл

0

 K прв  K прн 

0


0

0
действительная, а іβ - воображаемая части, являются корнями характеристического уравнения системы (14). Естественно, для приведенной системы
7-го порядка таких корней будет семь.
Кроме того, следует отметить, что приведенная матрица А обладает особым видом симметрии,
которая в [4] названа симметрией механических
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
5
Общие проблемы двигателестроения
систем.
Результаты численного исследования. Исследуем корни характеристического уравнения
системы (собственные значения матрицы B) в процессе моделирования рабочего процесса в ЭГФ.
Для этого в математическую модель, описанную в
работе [3], в виде отдельного блока включена методика нахождения собственных значений матрицы
B  D 1  A , которая является стандартной функцией математического пакета MATLAB. Собственные
значения определялись на каждом шаге в процессе
численного интегрирования основной математической модели ЭГФ. Расчет выполнен для ЭГФ быстроходного малолитражного дизеля, конструктивные параметры которого описаны в работе [5]. Для
решения была применена неявная схема Адамса
[6], общепринятая к использованию при расчетах
гидромеханических узлов дизельной топливной
аппаратуры [1]. Результат изложенного расчетного
эксперимента, в котором использован малый шаг
по времени Δt = 1·10–6 c, представлен на рис. 3.
Рис. 3. Корни характеристического уравнения
системы (14)
На рис. 3 приведены полученные значения
корней характеристического уравнения системы
(14) по текущему времени процесса. Анализ результатов показывает, что система является жесткой, поскольку модуль действительной части одной
из постоянных времени λj на 1...2 порядка больше,
чем в других. Причем, как выяснилось, эта, наиболее отдаленная от начала координат постоянная
времени, определяется апериодическим процессом,
который имеет место в кармане перед камерой
управления, обозначенной на схеме V´2 (см. рис. 2).
Исходя из полученного результата и воспользовавшись вторым уравнением системы (14), можно определить необходимый шаг интегрирования
аналитически следующим способом. Действительная часть комплексного корня α2 этой системы
приблизительно составляет величину:
fт
2  
(27)
,
a сжV2
6
ISSN 0419-8719
а с учетом уравнения (13):
f
.
2   ' m
V2  сж 2
(28)
Тогда, для достижения устойчивости решения
необходимо выполнение условия:
t   2  2 ,
(29)
откуда:
t 
2
,
2
(30)
или при подстановке уравнения (28) в (30):
t 
2V2  сж
fт
.
(31)
Для исследуемой системы ЭГФ, в которой V´2
= 20 мм3, fт =3, 14 мм2,  = 840 кг/ м 3, сж = 4·10-10
Па при давлении в аккумуляторе pа = 140 МПа, значение граничного шага составит:
2  20  10 9 840  4 10 10
 7, 4  106 c .
3,14  10 6
Таким образом, можно сделать вывод, что выбор шага интегрирования для достижения устойчивости решения определяется конструктивными параметрами системы, что проиллюстрировано на
рис. 4 при Δt = 5·10-6 c. Как видно из рисунка, все
полученные корни характеристического уравнения
системы (14) на всех расчетных шагах попадают в
область устойчивости метода Рунге-Кутта 2-го порядка.
При этом сходимость решения также будет
достигнута, поскольку, как видно из рис. 4, при
выбранном шаге интегрирования комплексные
значения низких частот системы удовлетворяют
условию |Δt·λj| < 0,1.
Таким образом, выбранный метод интегрирования является достаточным для численного решения математических моделей гидродинамических
узлов топливной аппаратуры с электромагнитным
управлением.
Из анализа данных, приведенных на рис. 4,
вытекает еще один самый важный вывод, который
можно назвать «побочным результатом» исследования. А именно – для всех корней характеристического уравнения λj выполняется условие:
Re λj <0, что свидетельствует об устойчивости анализируемой гидромеханической системы. Это, в
свою очередь, дает возможность использовать конструкцию форсунки без жесткого верхнего упора
ее иглы.
t 
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Общие проблемы двигателестроения
Рис. 4. Корни характеристического уравнения системы (14) в области устойчивости
метода Рунге-Кутта 2-го порядка при шаге Δt = 5·10-6 c
Полученные результаты исследований учитывались при программной реализации математических моделей топливной аппаратуры дизеля с электромагнитным управлением, описанных в роботах
[3, 7, 8]. После перехода к явной схеме интегрирования результат гидродинамического расчета практически не изменился, а трудоемкость сократилась
на порядок.
Выводы
1. Достаточную устойчивость и сходимость
численного решения дифференциальных уравнений математической модели ЭГФ можно получить
при применении метода интегрирования РунгеКутта 2-го порядка. При этом шаг интегрирования
следует определять, исходя из конструктивных
параметров системы.
2. Анализ линеаризированной математической
модели электрогидравлической форсунки показал,
что ее динамические процессы отличаются устойчивостью. Это качество определяет конструктивную возможность использования электрогидравлических форсунок без жесткого ограничителя подъема иглы.
Список литературы:
1. Григорьев А.Л. Выбор метода интегрирования уравнений гидромеханического узла дизельной топливной
аппаратуры / А.Л. Григорьев // Вестник Национального
технического университета «ХПИ». – 2001. – №2. – С.
73-87. 2. Григорьев А.Л. Динамический анализ гидромеханических узлов дизельной топливной аппаратуры /
А.Л. Григорьев // Вісник Харківського державного
політехнічного університету. – 2000. – Вип. 124. –
С.27-39. 3. Марченко А.П. Математическое моделирование процессов в электрогидравлической форсунке системы CR в среде MATLAB/Simulink / А.П. Марченко, А.А.
Прохоренко, Д.В. Мешков // Двигатели внутреннего
сгорания. –№1. – 2006. С. 101-104. 4. Геворкян Ю.Л.
Скалярный и векторный аналіз для классического инженерного образования / Ю.Л. Геворкян, А.Л. Григорьев –
Х., 2009. –Т.1. – 650 с. 5. Врублевский А.Н. Научные ос-
новы создания аккумуляторной топливной системы для
быстроходного дизеля: монография / А.Н. Врублевский.
– Х.: ХНАДУ, 2010.– 216 с. 6. Дьяконов В. П. МАТLАВ 6.5
SPl/7 + Simulink 5/6 в математике и моделировании.
Ceрия «Библиотека профессионала» / В. П. Дьяконов. –
М.: СОЛОН-Пресс, 2005. – 576 с. 7. Прохоренко А.А.
Сравнительный анализ методов решения телеграфного
уравнения при моделировании процесса впрыскивания
топлива аккумуляторной системой CR / А.А. Прохоренко, И.Д. Васильченко, Д.В. Мешков // Двигатели внутреннего сгорания. – 2008. – №1 – С. 21-29. 8. Прохоренко
А.А. Насос-форсунка с электромагнитным клапаном для
судового дизель-генератора 6ЧН 26/34 / А.А. Прохоренко, В.В. Матвеенко, А.Т. Тихоненко // ІІ Університетська науково-практична студентська конференція магістрантів Національного технічного університету «Харківський політехнічний інститут» (25-27 березня 2008
року): тези доповідей: у 3-х томах. Х., 2008. – Т.1 –
С.134-136.
Bibliography (transliterated):
1. Grigor'ev A.L. Vybor metoda integrirovanija uravnenij
gidromehanicheskogo uzla dizel'noj toplivnoj apparatury / A.L.
Grigor'ev // Vestnik Nacional'nogo tehnicheskogo univer-siteta
«HPI». – 2001. – №2. – S. 73-87. 2. Grigor'ev A.L. Dinamicheskij
analiz gidromehanicheskih uzlov dizel'noj top-livnoj apparatury /
A.L. Grigor'ev // Vіsnik Harkіvs'kogo derzhavnogo polіtehnіchnogo
unіversitetu. – 2000. – Vip. 124. – S.27-39. 3. Marchenko A.P.
Matematicheskoe modelirovanie processov v jelektrogidravlicheskoj
forsunke sistemy CR v srede MATLAB/Simulink / A.P. Marchenko,
A.A. Prohorenko, D.V. Meshkov // Dvigateli vnutrennego sgoranija.
–№1. – 2006. S. 101-104. 4. Gevorkjan Ju.L. Skaljarnyj i vektornyj
analіz dlja klassicheskogo inzhenernogo obrazovanija / Ju.L.
Gevorkjan, A.L. Grigor'ev – H., 2009. –T.1. – 650 s. 5. Vrublevskij
A.N. Nauchnye osnovy sozdanija akkumuljatornoj toplivnoj sistemy
dlja by-strohodnogo dizelja: monografija / A.N.Vrublevskij. – H.:
HNA-DU, 2010.– 216 s. 6. D'jakonov V. P. MATLAV 6.5 SPl/7 +
Simulink 5/6¬ v matematike i modelirovanii. Cerija «Biblioteka professionala» / V. P. D'jakonov. ¬– M.: SOLON¬-Press, 2005. –¬ 576
s. 7. Prohorenko A.A. Sravnitel'nyj analiz metodov reshenija
telegrafnogo uravnenija pri modelirovanii processa vpryski-vanija
topliva akkumuljatornoj sistemoj CR / A.A. Prohorenko, I.D.
Vasil'chenko, D.V. Meshkov // Dvigateli vnutrennego sgo-ranija. –
2008. – №1 – S. 21-29. 8. Prohorenko A.A. Nasos-forsunka s
jelektromagnitnym klapanom dlja sudovogo dizel'-generatora 6ChN
26/34 / A.A. Prohorenko, V.V. Matveenko, A.T. Tihonenko // ІІ
Unіversitets'ka naukovo-praktichna students'ka konferencіja
magіstrantіv Nacіonal'nogo tehnіchnogo unі-versitetu «Harkіvs'kij
polіtehnіchnij іnstitut» (25-27 bere-znja 2008 roku): tezi dopovіdej:
u 3-h tomah. H., 2008. – T.1 – S.134-136.
Поступила в редакцию 18.04.2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
7
Общие проблемы двигателестроения
Григорьев Александр Львович – доктор техн. наук, профессор, Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт».
Прохоренко Андрей Алексеевич – доктор техн. наук, старший научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания, Национальный технический
университет «Харьковский политехнический институт»,
[email protected]
Рыкова Инна Витальевна – канд. техн. наук, старший научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания, Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт», [email protected]
АНАЛІЗ СТІЙКОСТІ Й ЗБІЖНОСТІ ЧИСЕЛЬНИХ МЕТОДІВ ІНТЕГРУВАННЯ
ДИФЕРЕНЦІАЛЬНИХ РІВНЯНЬ ЕЛЕКТРОГІДРАВЛІЧНОЇ ФОРСУНКИ ДИЗЕЛЯ
О.Л. Григор’єв, А.О. Прохоренко, І.В. Рикова
На основі аналізу спрощеної математичної моделі ЕГФ проведене дослідження з вибору раціонального методу та
кроку чисельного інтегрування диференціальних рівнянь для рішення математичних моделей ТА з електромагнітним
керуванням. Виявлено динамічну стійкість аналізуємого вузла.
АNALYSIS OF THE STABILITY AND CONVERGENCE OF NUMERICAL METHODS FOR THE INTEGRATION
OF DIFFERENTIAL EQUATIONS OF ELECTRO-HYDRAULIC DIESEL INJECTORS
A.L. Grigoriev, A.А. Prokhorenko, I.V. Rykovа
Based on the analysis of a simplified mathematical model of EHDI the study on the rational choice of the method and the
step of numerical integration of differential equations for the solution of mathematical models of fuel delivery system with electromagnetic control was made. The dynamic stability of the analyzed unit was disclosed.
УДК 621.436.052
С.А. Алёхин, В.П. Герасименко, В.А. Опалев
СОГЛАСОВАНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ТУРБОНАДДУВА И
ДВУХТАКТНОГО ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ
Рассмотрены основные проблемы согласования характеристик турбонаддувочных агрегатов и двухтактных транспортных дизелей с разным числом цилиндров. Исследовано влияние ярусности рабочего колеса,
степени диффузорности безлопаточного диффузора, окружной скорости колеса и других геометрических
параметров на напорную характеристику центробежного компрессора и совместную работу компрессора с
поршневым двигателем. Определены эффективные мероприятия по оптимальному согласованию механического турбонаддува с транспортным дизелем. Предложены рекомендации по ускорению модернизации
транспортных дизелей с разным числом цилиндров за счёт расширения характеристик высоконапорных
турбонаддувочных агрегатов.
Введение
Совместное совершенствование газовоздушного тракта и турбонаддувочных агрегатов (ТНА)
транспортных дизелей - одно из важных направлений их развития [1, 2]. Благодаря высоким степеням повышения давления центробежных компрессоров (ЦБК) турбонаддува ( *к  4,0...4,5 ) достиг-
ремещении транспортного средства по пересечённой местности. Эти условия влияют на совместную
работу ТНА с поршневым двигателем (ПД), что
необходимо учитывать при создании турбопоршневого дизеля с приводным турбокомпрессором
путём согласования их характеристик [1, 5]. Периодическое изменение гидравлической характеристики двухтактного двигателя, вызываемое движением поршней и колебаниями давления в выпускной системе, смещают работу турбокомпрессора по
линии акустического импеданса [6], что в итоге
способствует развитию срывных процессов в компрессоре и его неустойчивости.
Целью данного исследования является согласование характеристик турбонаддувочного агрегата
и поршневой части двухтактного дизеля с разным
числом цилиндров с учетом условий эксплуатации
транспортного средства. Эффективное согласование обычно обеспечивают доводочными испыта-
нут значительный прогресс в удельных параметрах
двигателей: удельном расходе топлива, литровой
мощности, удельной массе и др. [3, 4]. При столь
высоких параметрах ТНА важная роль отводится
согласованию его характеристик и дизеля.
Формулировка проблемы
Отличительной особенностью условий работы
механического турбонаддува в системе транспортного дизеля является сочетание нестационарного
процесса течения в газовоздушном тракте, обусловленного циклическим движением поршней, с
переменными режимами работы двигателя при пе С.А. Алёхин, В.П. Герасименко, В.А. Опалев, 2013
8
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Общие проблемы двигателестроения
ниями в стендовых условиях, а завершают проверчасти дизеля для получения требуемых его внешкой на транспортном средстве, по результатам коней и нагрузочных характеристик путём рациоторой судят о качестве готовой продукции. Такая
нального выбора режимов работы компрессора и
последовательность испытаний гарантирует достотурбины обычно не вызывает затруднений при неверность характеристик ТНА и двигателя в целом и
высоких
степенях
повышения
давления
является мерой предотвращения повреждений и
*к  1,8...2,0 . Однако при более высоких значениях
возникновения аварийных ситуаций, ввиду суще*к требуются специальные меры - регулирование
ствования определённых ограничений, связанных с
компрессора или турбины [1], что существенно
нарушением устойчивых режимов работы (помпаусложняет управление двигателем в эксплуатацижом), максимальными крутящими моментами на
онных условиях. Опыт создания транспортных дивалах или предельными центробежными силами на
зелей с турбокомпрессором, механически связанвращающихся деталях, прецессией ротора ЦБК и
ным с коленчатым валом (табл. 1), свидетельствует
др. Так как на стадии проектирования обычно
о возможности обеспечения широкодиапазонных
трудно предусмотреть все подобные ситуации, то
характеристик центробежных компрессоров [8, 9] и
стендовые испытания используют для окончательтурбин [10, 11]. Как дополнительные факторы,
ной доводки с внесением отдельных изменений в
влияющие на характеристики совместной работы,
газовоздушном тракте [4], ЦБК [5 - 9] или турбин
использовали разные передаточные отношения в
[10, 11].
редукторах между роторами компрессора, турбин и
Результаты исследования
коленчатым валом.
Согласование параметров ТНА и поршневой
Таблица 1. Основные параметры компрессоров наддува двухтактных дизелей
Марка дизеля
Литровая мощность дизеля, Nел, кВт/л
Степень повышения давления, *к
5ТДФ
3ТД-1
3ТД-2
3ТД-3
3ТД-4
6ТД-1
6ТД-2Е
6ТД-2
37,8
25,3
36
45
54
45
54
54
2,75
2,07
2,5
3,44
4,15
3,37
3,6
3,9
0,71
0,712
0,745
0,745
0,71
0,755
-
0,8
0,8
0,8
0,8
0,79
0,805
0,78
0,675
Коэффициент напора, Н
Расчётный КПД компрес0,795
сора, *к
Тип рабочего колеса
закрытое
Наружный диаметр рабо0,225
чего колеса, D2, м
Количество ярусов лопа1
ток
Количество лопаток пер14
вого яруса ВНА
Количество лопаток вто14
рого яруса
Количество лопаток
третьего яруса
Коэффициент мощности,
0,825

Коэффициент рабочего
0,39
диапазона, G К
полуоткрытое
0,18
0,205
0,22
0,22
0,24
0,24
0,24
2
2
3
3
2
3
2
11
11
10
10
14
11
16
22
22
20
20
28
22
32
-
-
40
40
-
44
-
0,865
0,867
0,907
0,907
0,879
0,914
-
0,53
0,35
0,34
0,30
0,21
0,26
0,26
Проектирование ТНА с выбором рациональных параметров компрессора и турбины выполняли
для режима максимальной мощности Ne max.
Применение в ЦБК осерадиальных трёхъярусных рабочих колёс (РК) с углами 1Н = 300,
2Л = 900 [2] и оптимальными размерами ярусов [7],
минимально допустимым концевым зазором, равномерными условиями потока на входе, оптимальISSN 0419-8719
ОЦБК
ными коэффициентами диффузорности безлопаточного и лопаточного диффузоров [8, 9, 12] обеспечивало максимально достижимые коэффициенты
напора ( Н  0,755 ) и степени повышения давления
при сравнительно высоких значениях КПД
( *к  0,8...0,81 ) и коэффициентах рабочего диапазона ЦБК ( G К  0, 26...0,34 ).
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
9
Общие проблемы двигателестроения
При этом для турбин осуществляли многопараметрическую оптимизацию по семи переменным
[4]. Оптимизация ЦБК и турбин ТНА на принятом
расчётном режиме обеспечивала благоприятные их
характеристики и согласование в системе двигателя. Перечисленные мероприятия по оптимизации
ЦБК в сочетании с незначительным изменением
наружного диаметра рабочих колёс и передаточного отношения редуктора сменой зубчатых пар позволяли, таким образом, создавать более высоконапорные, но близкие по геометрическим и аэродинамическим параметрам ЦБК для новых более
мощных модификаций дизелей (табл. 1), в отличие
от базового варианта 5ТДФ. Так, переход от базового пятицилиндрового дизеля 5ТДФ к шестицилиндровому 6ТД-1 привёл к повышению мощности
почти в полтора раза за счёт добавления одного
цилиндра и повышения уровня форсирования двигателя, изменению его конструкции, что повлекло
также изменение агрегата турбонаддува (табл. 1).
Дальнейшее развитие более мощного шестицилиндрового дизеля 6ТД-2 потребовало применения
высоконапорного двухступенчатого осецентробежного компрессора (ОЦБК). Колесо осевой турбины
сохранялось неизменным.
Недостаточная надежность дизеля 6ТД-2 и его
агрегата турбонаддува, выявленная в эксплуатации,
привела к необходимости замены двухступенчатого осецентробежного компрессора на одноступенчатый для модификации дизеля 6ТД-2Е [5]. Такая
замена позволила повысить надёжность дизеля при
некотором улучшении характеристик компрессора
по КПД и напору за счёт применения трёхъярусного РК с меньшим концевым зазором и увеличении
на  2% передаточного отношения редуктора (с
i=12,46 до i=12,69) привода ТНА от коленчатого
вала путём смены зубчатых колёс. Переход к одноступенчатому компрессору позволил уменьшить
удельный эффективный расход топлива дизеля на
режиме максимального крутящего момента за счёт
более эффективного наполнения цилиндров [5]. А
на режиме максимальной мощности экономичность
дизеля возросла за счёт устранения избыточного
расхода воздуха, а следовательно, снижения затрат
мощности на его сжатие. Кроме того, увеличение в
наружном ярусе числа лопаток РК в одноступенчатом компрессоре до Z = 44 привело к снижению
нестационарности потока за ним, что при ограниченном объёме ресивера за компрессором способствовало снижению потерь от нестационарности,
повышению КПД ЦБК и увеличению эффективного КПД дизеля, в том числе и за счёт ослабления
проявления нестационарности во всём его газовоздушном тракте. Натурные испытания дизеля
10
ISSN 0419-8719
6ТД-2Е в форсированном варианте подтвердили
возможность достижения *к  4,0...4,5 в одноступенчатом компрессоре вместо двухступенчатого
ОЦБК.
Более сложными оказались работы по созданию ТНА в трёхцилиндровых дизелях, для которых
характерны более значительные размахи пульсаций давления периодически нестационарного потока при наличии временных интервалов с полностью перекрытым газовоздушным трактом для
прохождения воздуха, что может приводить к помпажу [6] при недостаточном объёме ресивера за
компрессором. Эффективными средствами для
предотвращения неустойчивости в трёхцилиндровых дизелях наряду с применением антипомпажных полостей, увеличением объёма ресивера и сокращением времени перекрытия газовоздушного
тракта оказались мероприятия по расширению рабочего диапазона характеристик высоконапорного
ЦБК за счёт применения трёхъярусных РК [7],
расширения диапазона бессрывной работы лопаточного диффузора [8, 9] уменьшением ширины
безлопаточного диффузора b3/b2 < 0,9 в дизелях
5ДН12/212 и 3ТД-4. Применение трёхъярусного
РК в дизеле 3ТД-3 вместо двухъярусного, обеспечившее расширение рабочего диапазона характеристик ЦБК [7], предусматривало получение на расчётном режиме дизеля степени повышения давле*к  3,35
при
расходе
воздуха
ния
G в.пр.  0,88...0,9 кг/с с увеличением диаметра РК
D2 от 0,205 м до 0,22 м при понижении частоты
вращения для увеличения потребного ресурса роликового подшипника промежуточной опоры консольного ротора. Аналогичное трёхъярусное РК в
системе дизеля 3ТД-4 позволило получить
*к  4,15 при соответствующем увеличении частоты вращения М U 2  1, 292 . А описанные в работе
[9] результаты исследования этого компрессора с
торцовой подрезкой лопаточного диффузора до
b3/b2 = 0,73 подтвердили существенное увеличение
рабочего диапазона характеристики компрессора
G к от 0,15 до 0,29 (почти в два раза) со смещением границ помпажа в сторону меньших расходов
воздуха, а также и повышением КПД.
Таким образом, перечисленные мероприятия
являются достаточно эффективными для согласования характеристик турбокомпрессора и дизеля, а
поэтому их часто используют в практике создания
ТНА для новых и модернизированных дизелей.
В предлагаемом исследовании продолжены
работы [9] по изучению влияния уменьшения относительной ширины безлопаточного диффузора
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Общие проблемы двигателестроения
b3/b2 < 0,9 на характеристики ЦБК не только с полуоткрытыми РК, но и с закрытыми. В частности
на рис. 1 представлено сопоставление характеристик ЦБК с полуоткрытым РК (D2 = 0,205 м) дизеля
3ТД-2 (пунктирные линии) и с закрытым РК
(D2 = 0,225 м) дизеля 5ТДФ (сплошные линии) и
уменьшенными величинами b3 до 6,3 мм и 5,6 мм
для каждого из РК, соответствующих b3/b2 = 0,79 и
b3/b2 = 0,53 при разных окружных скоростях М U 2 ,
обеспечиваемых сменными зубчатыми парами в
редукторе.
Рис. 1. Сравнение характеристик ЦБК дизелей:
- 5ТДФ с b3 = 5,6 мм;
- 3ТД-2 с b3 = 6,3 мм;
- линия рабочих режимов ЦБК и дизеля 3ТД-2
Из рисунка видно, что увеличение частоты
вращения коленчатого вала на 100 мин-1 до
nк.в = 2700 мин-1 и передаточного отношения, обеспечивающих окружную скорость РК М U 2  1,14 , не
позволили достигнуть степени повышения давления *к  3,44 , характерной для штатного компрессора наддува дизеля 3ТД-3. Кроме того, при таком
варианте nк.в и передаточном отношении, указанная
окружная скорость РК находится за допустимыми
пределами прочности закрытого колеса. В то же
время применение закрытого РК с уменьшением
ширины безлопаточного диффузора до 5,6 мм позволяет получить степень повышения давления
*к  2,5 в дизеле 3ТД-2 и согласовать характеристики турбонаддува с дизелем во всём диапазоне
его нагрузочных характеристик от Мкр.max до Nе ном.
При этом целесообразно использовать турбину дизеля 3ТД-3.
Заключение
При модернизации двухтактных турбопоршневых дизелей с механической связью коленчатого
ISSN 0419-8719
вала и ТНА согласование характеристик турбонаддува и поршневой части может быть обеспечено
изменением количества ярусов РК ЦБК, его наружного диаметра, сужением безлопаточного диффузора b3/b2, изменением передаточного отношения редуктора сменой зубчатых колёс, применением противопомпажных полостей и увеличением
объема ресивера за компрессором без использования регулирующих факторов на эксплуатационных
режимах, усложняющих управление двигателем.
Список литературы:
1. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и
комбинированных двигателей [Текст]/ под ред.
А.С. Орлина, М.Г. Круглова. - М.: Машиностроение,
1983. - 372 с. 2. Комплексное газодинамическое совершенствование двухтактных турбопоршневых транспортных
дизелей
[Текст]/
С.А. Алёхин,
В.П. Герасименко, Е.Н. Овчаров, В.А. Опалев // Авиационно-космическая техника и технология. - 2012. № 10(97). С. 72 - 76. 3. Бордуков В.Т. Разработка и совершенствование турбокомпрессоров с высокой степенью сжатия для дизелей с высоким наддувом [Текст]/
В.Т. Бордуков, Г.П. Сиволап, П.В. Иванов // Форсированные дизели: доклады на XI Международном конгрессе по
двигателям (СИМАК). - М.: Машиностроение, 1978. С. 184 - 201. 4. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания [Текст]/
Д.А. Дехович, Г.И. Иванов, М.В. Круглов и др. - М.: Машиностроение, 1973. - 296 с. 5. Сравнительный анализ
одно- и двухступенчатого компрессора для наддува высокофорсированных дизелей [Текст]/ С.А. Алёхин,
В.П. Герасименко, И.А. Краюшкин, Ю.А. Анимов // Двигатели внутреннего сгорания. - 2007. - №1. - С. 16 - 80.
6. Герасименко В.П. Обеспечение газодинамической устойчивости компрессора в условиях периодических возмущений
потока
[Текст]/
В.П. Герасименко,
Ю.А. Анимов // Авиационно-космическая техника и технология. - 2004. - № 7(15).- С. 69-73. 7. Оптимизация
многоярусных рабочих колёс ЦБК [Текст]/ С.А. Алёхин,
В.П. Герасименко, Е.Н. Овчаров, В.А. Опалев // Вестник
двигателестроения. - 2011. - №2. - С. 208-212.
8. Рязанцев Н.К. Центробежные компрессоры с широкодиапазонной характеристикой для наддува двухтактных транспортных дизелей [Текст]/ Н.К. Рязанцев,
Ю.А. Анимов // Двигатели внутреннего сгорания. - 2001.
- №2. - С. 70-77. 9. Алёхин С.А. Исследования по расширению диапазона бессрывной работы лопаточного диффузора высоконапорного центробежного компрессора
[Текст]/ С.А. Алёхин, Ю.А. Анимов, Е.Н. Овчаров // Двигатели внутреннего сгорания. - 2006. - №1. - С. 81-86.
10. Анимов Ю.А. К выбору типа турбины системы механического турбонаддува двухтактного транспортного дизеля [Текст]/ Ю.А. Анимов, В.А. Опалев // Авиационно-космическая техника и технология. - 2003. № 41/6.- С. 27-31. 11. Рязанцев Н.К. Сравнительные испытания турбопоршневого дизеля с радиально-осевой и
осевой турбинами [Текст]/ Н.К. Рязанцев, Е.Н. Овчаров
// Авиационно-космическая техника и технология. - 2000.
- № 19.- С. 439-442. 12. Иванов Г.И. Об ограничении расхода через ступень центробежного компрессора лопаточным диффузором [Текст]/ Г.И. Иванов // Энергомашиностроение. - 1967. - №1. - С. 7 - 11.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
11
Общие проблемы двигателестроения
Bibliography (transliterated):
1. Dvigаteli vnutrennego sgorаniya. Teoriya porshnevych i
kombinirovаnnych dvigаtelei [Tekst]/ pod red. A.S. Orlinа,
M.G. Kruglovа. - M.: Mаshinostroenie, 1983. - 372 s.
2. Kompleksnoe
gаzodinаmicheskoe
sovershenstvovаnie
dvuchtаktnych turboporshnevych trаnsportnych dizelei [Tekst]/
S.A. Alechin, V.P. Gerаsimenko, E.N. Ovchаrov, V.A. Opаlev //
Aviаtsionno-kosmicheskаya technikа i technologiya. - 2012. № 10(97). S. 72-76. 3. Bordukov V.T. Rаzrаbotkа i
sovershenstvovаnie turbokompressorov s vysokoi stepen'yu szhаtiya
dlya dizelei s vysokim nаdduvom [Tekst]/ V.T. Bordukov, G.P.
Sivolаp, P.V. Ivаnov // Forsirovаnnye dizeli: doklаdy nа XI
mezhdunаrodnom kongresse po dvigаtelyam (SIMAK). - M.:
Mаshinostroenie,
1978.
S.
184-201.
4. Agregаty
vozduchosnаbzheniya kombinirovаnnych dvigаtelei vnutrennego
sgorаniya [Tekst]/ D.A. Dechovich, G.I. Ivаnov, M.V. Kruglov i dr. M.: Mаshinostroenie, 1973. - 296 s. 5. Srаvnitel'nyi аnаliz odno- i
dvuchstupenchаto-go
kompressorа
dlya
nаdduvа
vysokoforsirovаnnych
dizelei
[Tekst]/
S.A. Alechin,
V.P. Gerаsimenko, I.A. Krаyushkin, Yu.A. Animov // Dvigаteli vnutrennego sgorаniya. - 2007. - №1. - S. 16-80. 6. Gerаsimenko V.P.
Obespechenie gаzodinаmicheskoi ustoichivosti kompressorа v usloviyach periodicheskich vozmuschenii potokа [Tekst]/ V.P.
Gerаsimenko, Yu.A. Animov // Aviаtsionno-kosmicheskаya technikа i
tech-nologiya. - 2004. - № 7(15).- S. 69-73. 7. Optimizаtsiya
mnogoyarusnych rаbochich koles TsBK [Tekst]/ S.A. Alechin,
V.P. Gerаsimenko, E.N. Ovchаrov, V.A. Opаlev // Vestnik
dvigаtelestroeniya. - 2011. - №2. - S. 208-212. 8. Ryazаntsev N.K.
Tsentrobezhnye kompressory s shirokodiаpаzonnoi chаrаkteristikoi
dlya nаdduvа dvuchtаktnych trаnsportnych dizelei [Tekst]/ N.K.
Ryazаntsev, Yu.а. Animov // Dvigаteli vnutrennego sgorаniya. 2001. - №2. - S. 70-77. 9. Alechin S.A. Issledovаniya po rаsshireniyu
diаpаzonа
bessryvnoi
rаboty
lopаtochnogo
diffuzorа
vysokonаpornogo tsentrobezhnogo kompressorа [Tekst]/ S.A.
Alechin, Yu.A. Animov, E.N. Ovchаrov // Dvigаteli vnutrennego
sgorаniya. - 2006. - №1. - S.81-86. 10. Animov Yu.A. K vyboru tipа
turbiny sistemy mechаnicheskogo turbonаdduvа dvuchtаktnogo
trаnsportnogo dizelya [Tekst]/ Yu.A. Animov, V.A. Opаlev //
Aviаtsionno-kosmicheskаya technikа i technologiya. - 2003. - №
41/6.- S. 27-31. 11. Ryazаntsev N.K. Srаvnitel'nye ispytаniya turboporshnevogo dizelya s rаdiаl'no-osevoi i osevoi turbinаmi [Tekst]/
N.K. Ryazаntsev, E.N. Ovchаrov // Aviаts-onno-kosmicheskаya
technikа i technologiya. - 2000. - № 19.- S. 439-442. 12. Ivаnov G.I.
Ob ogrаnichenii rаschodа cherez stu-pen' tsentrobezhnogo
kompressorа lopаtochnym diffuzorom [Tekst]/ G.I. Ivаnov //
Energomаshinostroenie. - 1967. - №1. - S. 7-11.
Поступила в редакцию 22.05.2013
Алёхин Сергей Алексеевич – канд. техн. наук, генеральный конструктор Государственного предприятия "Харьковское конструкторское бюро по двигателестроению", Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Герасименко Владимир Петрович – доктор техн. наук, проф., профессор кафедры теории авиационных двигателей, Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. Жуковского "ХАИ", Харьков, Украина.
Опалев Василий Анатольевич – начальник лаборатории Государственного предприятия "Харьковское конструкторское бюро по двигателестроению", Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
УЗГОДЖЕННЯ ХАРАКТЕРИСТИК ТУРБОНАДДУВУ ТА ДВОТАКТНОГО ТРАНСПОРТНОГО ДИЗЕЛЯ
С.О. Альохін, В.П. Герасименко, В.А. Опалєв
Розглянуто основні проблеми узгодження характеристик турбонаддувних агрегатів і двотактних транспортних дизелів з різним числом циліндрів. Досліджено вплив ярусності робочого колеса, ступеня диффузорності безлопаткового
дифузора, окружної швидкості колеса та інших геометричних параметрів на напірну характеристику відцентрового компресора і сумісну роботу компресора з поршневим двигуном. Визначено ефективні заходи щодо оптимального узгодження механічного турбонаддуву з транспортним дизелем. Запропоновано рекомендації з прискорення модернізації
транспортних дизелів з різним числом циліндрів за рахунок розширення характеристик високонапірних турбонаддувних
агрегатів.
THE MATCHING OF CHARACTERISTICS OF THE TURBO-SUPERCHARGING SYSTEM
AND TWO-STROKE TRANSPORT DIESEL ENGINE
S.A. Alyohin, A.P. Gerasimenko, V.A. Opalev
The basic problems of the matching of characteristics of turbo-supercharging units and two-stroke transport diesel engines
with various number of cylinders are considered. Influence of the number of impeller tiers and other geometrical parameters on
the pressure characteristic of the centrifugal compressor and joint action of the compressor and the piston engine is investigated.
Effective measures on the optimum coordination of a mechanical turbo-supercharging with a transport diesel engine are determined. Recommendations on acceleration of modernization of transport diesel engines with different number of cylinders are
offered due to enhancement of characteristics high-pressure turbo-supercharging units.
12
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
УДК 621.438
Б.Г. Тимошевский, М.Р. Ткач, А.С. Митрофанов, А.С. Познанский, А.Ю. Проскурин
ПОКАЗАТЕЛИ ЭФФЕКТИВНОСТИ ДВИГАТЕЛЯ С ИСКРОВЫМ
ЗАЖИГАНИЕМ 2Ч 7,2/6 ПРИ РАБОТЕ НА СИНТЕЗ-ГАЗЕ
Представлены результаты экспериментальных исследований работы двигателя с искровым зажиганием и
внешним смесеобразованием при работе на синтез-газе, полученном путем паровой конверсии биоэтанола.
Получены зависимости изменения параметров работы двигателя по нагрузочной характеристике, а также
индикаторные диаграммы при работе на бензине, пропане и синтез-газе. Показано влияние коэффициента
избытка воздуха на изменение давления в цилиндре при работе двигателя на синтез-газе.
Постановка проблемы
Ограниченность запасов ископаемых ресурсов
обуславливает необходимость применения альтернативного топлива в транспортных установках.
На ближайшие десятилетия для малых и средних транспортных и стационарных установок одним из перспективных типов двигателей являются
ДВС с принудительным искровым зажиганием. В
связи с этим, основной задачей становится обеспечение эффективной работы двигателей, использующих альтернативные виды топлива.
Анализ исследований и публикаций
В связи с достаточно широкой сырьевой базой
наибольший интерес представляет применение в
ДВС водорода и водородосодержащего синтез-газа
[1, 2]. Синтез-газ может быть получен из разного
вида сырья, например, путем газификации угля,
паровой конверсии различных углеводородов (метилового и этилового спиртов, метана и т. д.). В
большей степени синтез-газ представляет собой
смесь СО и Н2, однако в зависимости от условий
получения и применяемого сырья в его состав может входить и ряд других компонентов. Именно
состав и определяет отличительные особенности
организации рабочего цикла ДВС [3]. Так, при работе с высоким содержанием водорода (67…100 %
Н2 по объему) для эффективной работы двигателя
необходимо учитывать влияние ряда параметров,
таких, как коэффициент избытка воздуха, угол опережения зажигания, степень сжатия, коэффициент
наполнения цилиндра, фазы газораспределения,
способ смесеобразования (внешнее, внутреннее)
[4–7].
В результате изучения отечественной и зарубежной литературы не удалось обнаружить достаточно надежных экспериментальных и теоретических данных об особенностях организации рабочего цикла двигателей, работающих на синтез-газе.
Цель работы – исследовать параметры работы двигателя с искровым зажиганием, а также особенности процесса сгорания при использовании
синтез-газа, полученного путем паровой конверсии
биоэтанола.
Изложение основного материала
Одним из методов исследования является фи-
зическое моделирование, которое позволяет получить достаточно точные результаты.
Процессы смесеобразования и сгорания синтез-газа в цилиндре двигателя требуют дальнейшего теоретического и экспериментального исследования для определения рациональных параметров
рабочего цикла, которые обеспечили наиболее выгодное сочетание расхода топлива, мощности двигателя, эффективных и экологических показателей
ДВС.
С целью детального изучения этих процессов
была разработана и создана экспериментальная
установка на базе двигателя 2Ч 7,2/6. Схема экспериментальной установки представлена на рис. 1,
фотография на рис. 2.
Экспериментальная установка состоит из трех
подсистем:
– подсистема (на базе двигателя с искровым
зажиганием 2Ч 7,2/6) для исследования параметров
рабочего процесса ДВС, работающего на синтезгазе;
– подсистема измерений;
– подсистема автоматики и регулирования.
Для проведения экспериментальных исследований рабочего процесса ДВС с искровым зажиганием, работающего на синтез-газе, был разработан
стенд на базе двигателя УД-25 (2Ч 7,2/6) с внешним смесеобразованием, работающий на трехфазный генератор переменного тока.
Из баллонов 1 суммарным объемом 300 литров, расположенных в отдельном помещении, синтез-газ поступал в общий ресивер 2 и через редуктор низкого давления 5 (модель 2101-4442) и счетчик газа 7 (Gallus 2000) – в двигатель 10. Двигатель
2Ч 7,2/6 нагружался штатным трехфазным электрогенератором переменного тока, работающим на
активную нагрузку 15. Значения тока и напряжения
определялись в каждой фазе отдельно при помощи
вольтметра 16 и амперметра 17 (М1107). Расход
воздуха на входе в двигатель определялся при помощи расходомерной шайбы (лемнискаты) 26 с Uобразным манометром 27 для фиксации перепада
давления.
 Б.Г. Тимошевский, М.Р. Ткач, А.С. Митрофанов, А.С. Познанский, А.Ю. Проскурин, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
13
Рабочие процессы ДВС
Рис. 1. Схема экспериментальной установки на базе двигателя 2Ч 7,2/6:
1 – баллоны с синтез-газом; 2 – общий ресивер; 3 – манометр; 4 – электромагнитный газовый клапан с
фильтром; 5 – редуктор низкого давления; 6 – электромагнитный клапан; 7 – газовый счетчик; 8 – регулятор качества смесеобразования; 9 – дроссельная заслонка; 10 – двигатель с искровым зажиганием 2Ч 7,2
/ 6; 11 – электромагнитный бензиновый клапан; 12 – бак с топливом; 13 – весы; 14 – система управления
нагрузкой; 15 – блок нагрузки; 16 – вольтметр; 17 – амперметр; 18 – панель приборов; 19 – прибор 2ТРМ1;
20 – тахометр; 21 – тумблер включения бензинового электромагнитного клапана; 22 – тумблер включения
электромагнитного газового клапана; 23 – тумблер включения электромагнитного газового пускового клапана; 24 – датчик давления; 25 – ПК; 26 – расходомерная шайба; 27 – U-образный манометр
Для регистрации индикаторных диаграмм
чувствительный элемент 24 датчика Kistler 7613C
(рис. 3) был максимально приближен к камере сгорания.
Рис. 3. Датчик давления Kistler 7613C
Рис. 2. Экспериментальная установка на базе
двигателя с искровым зажиганием 2Ч 7,2/6
14
ISSN 0419-8719
Датчик был ввернут в головку двигателя через
переходник (рис. 4). При этом степень сжатия в
цилиндре уменьшилась на 0,3 %. Результаты замеров индикаторного давления передавались и обрабатывались на компьютере 25.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
В условиях эксперимента при испытаниях
двигателя 2Ч 7,2/6 на бензине, пропане и синтезгазе плотностью 0,63 кг/м3 (43 % водорода, 34 %
оксида углерода, 23 % метана) получены зависимости изменения основных параметров работы двигателя от электрической мощности генератора при
работе по нагрузочной характеристике (рис. 5). Как
пример, на рис. 6, а и б приведены снятые индикаторные диаграммы при различной мощности для
бензина и пропана, а на рис. 6, в – при различных
значениях коэффициента избытка воздуха для синтез-газа. Частота оборотов коленчатого вала двигателя составляла n = 3000 об/мин.
Рис. 4. Камера сгорания двигателя 2Ч 7,2/6
ge,
кг/кВтч
1,8
1,6
1,4
1,2
1
0,8
0,6
0,4
0,2
0,8
ge
α
α
ge,
1,2
1,8
2,8
3,8
4,8
ge
3
1,1
1
м /кВтч
2,2
0,9
1,4
0,8
1
0,7
0,6
0,6
N,
5,8кВт
0,2
1,8
1,2
0,6
1
1,5
2
3
3,5
0
кВт
4 N,4,5
ge,
ge
α
α
1,8
1,3
1,6
1,2
0,8
0,3
0,8
0,4
0,5 0,75
2,5
б)
ge,
м /кВтч
2,4
2
α
1,8
а)
3
α
1 1,25 1,5 1,75
-0,2
2 2,25 N,
2,5кВт
3
м /кВтч
2,4
2
1,6
1,2
0,8
0,4
0
0
ge
0,5
1
α
1,5
2
α
3
2,5
2
1,5
1
0,5
0
2,5 N, кВт
3
г)
в)
Рис. 5. Параметры работы двигателя по нагрузочной характеристике:
а – бензин; б – пропан; в – синтез-газ при α = =1,00…1,45; г – синтез-газ при α = 1,38…2,44
Вследствие значительного содержания водорода в составе синтез-газа существенно увеличиваются пределы воспламенения топливовоздушной
смеси. Так, при работе двигателя с коэффициентом
избытка воздуха α = 1,00…1,25 наблюдается более
жесткая работа, а также происходит смещение максимума сгорания в сторону ВМТ. Нормальная работа двигателя обеспечивается при использовании
α = = 1,35…1,75.
При работе двигателя на синтез-газе вследствие значительного содержания водорода увеличиваются пределы воспламенения топливовоздушной
смеси. Это, в свою очередь, приводит к увеличе-
ISSN 0419-8719
нию индикаторного КПД и снижению расхода топлива.
Так, на основе обработки индикаторных диаграмм индикаторный КПД увеличивается с 0,33 на
бензине и 0,31 на пропане до 0,36 на синтез-газе
(вырос на 9,1 %). Увеличение индикаторного КПД
цикла при увеличении α связано, прежде всего, со
снижением теплоемкости и теплосодержания продуктов сгорания, что, в свою очередь, уменьшает
долю термодинамических потерь [8].
Увеличение α при использовании синтез-газа
приводит также к некоторому снижению температуры ОГ, что, в свою очередь, положительно влияет на экологические показатели ДВС.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
15
Рабочие процессы ДВС
3200
Р,
кПа
2800
2400
2000
1600
1200
влияет на экологические показатели ДВС. Значение
температуры отработавших газов при использовании бензина и синтез-газа находятся в пределах,
достаточных для обеспечения протекания реакции
конверсии различных топлив и получения синтезгаза.
Ne=5,83 кВт
Ne=4,29 кВт
Ne=4,18 кВт
Θ
800
400
0
Список литературы:
240
280
320
360
400
град п.к.в.
440
480
400
град п.к.в.
440
480
400
град п.к.в.
480
440
а)
Р,
кПа
3600
3200
2800
2400
2000
1600
1200
800
400
0
240
Ne=5,31 кВт
Ne=4,98 кВт
Ne=4,58 кВт
Θ
280
320
360
б)
Р, кПа
2800
α = 1,34
α = 1,49
α = 1,63
α = 1,88
α = 1,96
Θ
2400
2000
1600
1200
800
400
0
240
280
320
360
1. Данилов, А. М. Альтернативные топлива: достоинства и недостатки. Проблемы применения [Текст] / А. М.
Данилов, Э. Ф. Каминский, В. А. Хавкин // Рос. химический журнал об-ва им. Д.И. Менделеева. – 2003. – Т. 47, №
6. – С. 4–11. 2. Шкалова, В. П. Применение нетрадиционных топлив в дизелях [Текст] / В. П. Шкалова. – М. :
НИАД, 1986. – 85 с. 3. Каменев, В. Ф. Теоретические и
экспериментальные исследования работы двигателя на
дизельно-водородных топливных композициях [Текст] /
В. Ф. Каменев, В. М. Фомин, Н. А. Хрипач // Альтернативная энергетика и экология. – 2005. – №7(27). – С. 32–
42. 4. Анализ и математическое моделирование процесса
сгорания водорода в четырехтактном одноцилиндровом
двигателе с искровым воспламенением [Текст] / А. П.
Марченко, А. А. Осетров, И. Дубей, Р. Маамри // Двигатели внутреннего сгорания. – 2010. – № 1. – С. 24–28. 5.
Shudo, T. Influence of Reformed Gas Composition on HCCI
Combustion of Onboard Methanol-Reformed Gases [Text] /
T. Shudo, T. Takahashi // SAE Technical Paper Series. –
2004. – 8–10 June. – P. 23–31. 6. Shudo, T. Combustion
Characteristics of H2–CO–CO2 Mixture in an IC Engine
[Text] / T. Shudo, K. Tsuga, Y. Nakajima // SAE Technical
Paper Series. – 2001. – 5–8 March. – P. 105–115. 7. Verhelst, S. A study of the combustion in hydrogen-fuelled internal combustion engines [Text] / S. Verhelst / Department of
Flow, Heat and Combustion Mechanics, Ghent University. –
Belgium : Ghent University, 2005. – 222 р. 8. Генкин, К. И.
Газовые двигатели [Текст] / К. И. Генкин. – М. : Машиностроение, 1977. – 196 с.
в)
Bibliography (transliterated):
Рис. 6. Экспериментальные индикаторные
диаграммы двигателя 2Ч 7,2/6:
а – бензин; б – пропан; в – синтез-газ; Θ – угол
опережения зажигания
Выводы
1. Для принятых условий эксперимента установлено, что вследствие низкой теплотворной способности синтез-газа и малой плотности водорода,
доля которого в составе синтез-газа значительная,
наблюдается уменьшение мощности двигателя до
40 % по сравнению с использованием бензина в
качестве топлива.
2. При работе двигателя на синтез-газе вследствие значительного содержания водорода увеличивается индикаторный КПД с 0,33 на бензине и
0,31 на пропане до 0,36 на синтез-газе (на 9,1 %).
3. Увеличение α при использовании синтезгаза приводит к некоторому снижению температуры ОГ, что, в свою очередь, также положительно
16
ISSN 0419-8719
1. Danilov, A.M. Alternativnye topliva: dostoinstva i nedostatki.
Problemy primeneniy [Tekst] / A.M. Danilov, E.F. Kaminskiy, V.A.
Xavkin //Ros. ximicheskiy gurnal ob-va im. D.I. Mendeleeva. – 2003.
– Т. 47, № 6. – S. 4–11. 2. Shkalov, V.P. Primenenie netradicionnyx
topliv v dizelyx [Tekst] / V.P. Shkalov. – М. :NIAD, 1986. – 85 s. 3.
Kamenev, V.F. Teoreticheskie I eksperimentalnye issledovahiy
raboty dvigately na diesel-vodorodnyh toplyvnyh kompozytsyyah
[Tekst]/ V.F. Kamenev, V.M. Fomin, N.A. Hrypach / / Alternativnay
Energetika i Ecologiy. . – 2005. – №7(27). – S. 32–42. 4. Analys i
matematycheskoe modelirovanie processa sgoraniy vodoroda v
chetyrextaktnom odnocilindrovom dvigatele s iskrovym vosplameneniem [Text] / A.P. Marchenko, A.A. Ostetrov I. Dubey, R. Maamry
// Dvigateli vnutrennego sgoraniy. - 2010. - № 1. - S. 24-28. 5.
Shudo, T. Influence of Reformed Gas Composition on HCCI Combustion of Onboard Methanol-Reformed Gases [Text] / T. Shudo, T.
Takahashi // SAE Technical Paper Series. – 2004. – 8–10 June. – P.
23–31. 6. Shudo, T. Combustion Characteristics of H2–CO–CO2
Mixture in an IC Engine [Text] / T. Shudo, K. Tsuga, Y. Nakajima //
SAE Technical Paper Series. – 2001. – 5–8 March. – P. 105–115. 7.
Verhelst, S. A study of the combustion in hydrogen-fuelled internal
combustion engines [Text] / S. Verhelst / Department of Flow, Heat
and Combustion Mechanics, Ghent University. –Belgium : Ghent
University, 2005. – 222 р. 8. Genkin, K. I. Gazovye dvigateli [Text] /
K.I. Genkin. - M: Mashinostroenie, 1977. - 196 s.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
Поступила в редакцию 12.05.2013
Тимошевский Борис Георгиевич – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедрой двигателей внутреннего
сгорания Национального университета кораблестроения им. адм. Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected],
(050) 948-22-22.
Ткач Михаил Романович – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедрой теоретической механики Национального университета кораблестроения им. адм. Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected], (050) 521-9380.
Митрофанов Александр Сергеевич – ассистент кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального университета кораблестроения им. адм. Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected], (063) 021-30-93.
Познанский Андрей Станиславович – ассистент кафедры теоретической механики Национального университета
кораблестроения им. адм. Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected], (096) 968-51-24.
Проскурин Аркадий Юрьевич – ассистент кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального университета кораблестроения им. адм. Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected], (093) 204-80-26.
ПОКАЗНИКИ РОБОТИ ДВИГУНІВ З ІСКРОВИМ ЗАПАЛЮВАННЯМ 2Ч 7,2/6 ПРИ РОБОТІ НА СИНТЕЗ-ГАЗІ
Б.Г. Тимошевський, М.Р. Ткач, О.С. Митрофанов, А.С. Познанський, А.Ю. Проскурін
Наведені результати експериментальних досліджень роботи двигуна з іскровим запаленням та зовнішнім сумішоутворенням при роботі на синтез-газі, який отримано шляхом парової конверсії біоетанолу. Отримано залежності зміни
параметрів роботи двигуна по навантажувальній характеристиці, а також індикаторні діаграми при роботі на бензині,
пропані та синтез-газі. Показано вплив коефіцієнта надлишку повітря на зміну тиску в циліндрі при роботі двигуна на
синтез-газі.
INDICATORS OF SPARK IGNITION ENGINE 2-CYLINDER 4-STROKE 7,2 / 6, WHICH WORK ON THE
SYNTHESIS-GAS
B.G. Timoshevsky, M.R. Tkach, A.S. Mitrofanov, A.S. Poznansky, A.U. Proskurin
The results of experimental studies of the spark-ignition engines with external mixture formation at work on the synthesis
gas produced by steam reforming of ethanol are presents. The depending change of engine operating parameters on the load
characteristics, as well as the indicator diagrams on petrol, propane gas and synthesis gas are obtained. The effect of excess air
ratio on the change in pressure in the cylinder when the engine working of the synthesis gas is shows.
УДК 621.43
А.М. Левтеров, Л.И. Левтерова, Н.Ю. Гладкова
РЕЗУЛЬТАТЫ ЧИСЛЕННОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ХАРАКТЕРИСТИК
АВТОМОБИЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ, РАБОТАЮЩЕГО НА БЕНЗОЭТАНОЛЕ
Потенциал производства и использования этилового спирта в качестве моторного топлива в Украине достаточно велик, в связи с чем прогнозирование эффективности, показателей токсичности энергоустановок
транспортных средств целесообразно и востребовано. В статье приводятся результаты численного эксперимента для автомобильного двигателя МеМЗ 307 (4Ч7,5/7,3), работающего на бензине и бензоэтанольных
смесях с различным содержанием этанола. Приводятся основные расчетные рабочие характеристики двигателя, влияние и взаимовлияние на них регулируемых и режимных параметров.
Введение и постановка задачи
Этанол (этиловый спирт) как моторное топливо в странах Южной и Северной Америки, в Европе устойчиво занял свою нишу, дополняя или заменяя определенную долю традиционных топлив.
Теперь и Украина на законодательном уровне определила 5 % добавку этанола к бензину. Потенциальные возможности производства этилового спирта для пассажирского транспорта во всем мире
оцениваются приблизительно в 32 % от потребляемого бензина при условии использования Е 85 [1].
Задачи необходимых исследований спиртовых топлив ставятся с возникновением новых проблем и
появлением современных технических возможностей. Научный материал по этой тематике обширен, касается экспериментальных [2, 3], численных
и расчетно-экспериментальных работ [4, 5, 6], причем часто в работах одновременно рассматривается
использование этанола в двигателях с искровым
зажиганием (ИЗ) и дизелях [3, 7, 8]. В [2] представлены обобщенные результаты экспериментальных
исследований разных авторов для различных типов
двигателей и условий. Моделированию рабочего
процесса двигателя и получению его рабочих характеристик посвящены работы [4 – 7]. Следует
отметить, что за редким исключением, исследова-
 А.М. Левтеров, Л.И. Левтерова, Н.Ю. Гладкова, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
17
Рабочие процессы ДВС
ния проводятся для смесевых топлив с содержанием спирта до 20 – 30 %. В развитых странах, которые уже прошли путь первоначальных исследований, проводятся более глубокие изыскания с многоплановым рассмотрением химических превращений испарившегося топлива и отработавших газов
[9].
Смесевое моторное топливо на основе традиционного нефтяного и ингредиентов биологического происхождения по сути является новым видом
топлива, что в случае его использования неизбежно
сказывается на мощностных, экономических и токсических характеристиках двигателя. Поэтому и
качественные, и количественные результаты исследований влияния бензоэтанола различного состава на характеристики рабочего цикла двигателя
важны для обеспечения эффективности его использования в транспортных ДВС. В предлагаемой статье приводятся результаты численного исследования рабочего цикла двигателя с ИЗ для широкого
спектра комбинаций компонентов смесевого топлива.
Результаты численного эксперимента
Всестороннее понимание качественного взаимовлияния параметров двигателя при использовании новых топлив может без больших затрат на
моторные испытания дать математическое моделирование его рабочего процесса. При прогнозировании экономических и токсических характеристик
двигателя с искровым зажиганием широко используются и хорошо себя зарекомендовали термодинамические модели рабочего цикла с традиционной
2–зонной моделью сгорания.
В статье приводятся результаты численного
исследования рабочих характеристик двигателя
МеМЗ 307 (4Ч7,5/7,3), технические характеристики
которого приведены в таблице 1.
Таблица 1. Технические характеристики двигателя 4Ч7,5/7,3
Параметр
Значение
0,073
Диаметр цилиндра, м
Ход поршня, м
0,075
Отношение радиуса кри0,3125
вошипа к длине шатуна
Число цилиндров
4
Степень сжатия
9,8
Рабочий объем, см3
1300
Номинальная
мощность,
кВт/ при частоте вращения
47/5000
коленчатого вала, мин-1
Топливо - бензоэтанольные смеси, % объемные
18
ISSN 0419-8719
Каждое моторное топливо имеет набор
свойств, определяющих показатели рабочего цикла
двигателя, большая часть этих свойств оказывает
решающее влияние на процесс сгорания в цилиндре. Наличие этанола в смесевом топливе способствует увеличению скорости распространения пламени, улучшает однородность сгорания вследствие
содержания кислорода в спирте (С2 Н5ОН), повышает октановое число, что позволяет увеличить
степень сжатия без угрозы возникновения детонации. Однако удельная теплота сгорания смесевого
топлива с ростом содержания этанола в нем снижается и это отражается на показателях двигателя. По
ходу исследований проверено утверждение некоторых исследователей, что увеличение содержания
этанола в смеси вызывает рост литровой мощности
двигателя из-за увеличения плотности смесевого
топлива. Действительно, при полном замещении
бензина этанолом плотность топливо-воздушной
смеси увеличивается на 0,4 %, а литровая мощность двигателя вырастает на 5-6 %, но происходит ли это только за счет увеличения плотности,
вопрос спорный.
Численные исследования прогнозируемых характеристик двигателя проводились в соответствии
с методикой [10]. В расчетах рабочего цикла двигателя рассматривались топливные композиции с
концентрацией этанола 0; 0,1; 0,3; 0,6; 0,85 в смеси
(Gnэ/GnΣ). Ниже приводятся результаты расчетов,
демонстрирующие влияние режимных и регулировочных параметров двигателя, состава смесевого
топлива на показатели рабочего цикла.
На рис. 1 для режимов номинальной мощности и максимального крутящего момента приведены основные характеристики двигателя (pi , ηi, pmax,
Tmax) в зависимости от состава смеси. Для всех параметров наблюдается их незначительный рост по
мере увеличения содержания этанола до 85 % и
заметный рост при концентрации этанола от 60 до
100 % при почти неизменном значении КПД для
каждой топливной композиции и сохранении характера кривых. На рис. 2 представлены значения
индикаторных мощности, крутящего момента и
удельного расхода топлива по скоростной характеристике в зависимости от состава композиции. Отмечается незначительный (до 5 %) рост мощностных показателей с увеличением содержания этанола в смеси. Рисунок иллюстрирует влияние состава
топлива на величину его удельного расхода; вот
где сказывается влияние низшей теплоты сгорания
этанола на калорийность смесевого топлива.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
а)
б)
Рис. 1. Индикаторные показатели двигателя на режимах Nном. и Mmax в зависимости
от состава бензоэтанола и коэффициента избытка воздуха:
а – режим номинальной мощности; б – режим максимального крутящего момента
Рис. 2. Скоростные характеристики двигателя,
работающего на смесевых топливах
Удельный расход смесевого топлива увеличивается с ростом содержания в нем этанола и
уменьшается с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя, достигая минимального
значения при n = 3600 – 4000 мин-1. Рост мощности
и крутящего момента наблюдается на фоне увеличения удельного расхода топлива, что и объясняет
практически неизменность КПД для каждой композиции. На абсолютную величину КПД влияет
значение коэффициента избытка воздуха.
ISSN 0419-8719
Прогнозирование показателей токсичности
отработавших газов (содержание монооксидов азота NO, угарного газа СО) и углекислого газа СО2
рассматривалось как во взаимовлиянии регулировочных, режимных и конструктивных параметров
(α, φ, ε), так и в зависимости от состава смеси
(Gnэ/GnΣ) и режима работы двигателя. Значение
величины эмиссии представлено в граммах за цикл
двигателя.
При коэффициенте избытка воздуха (α) меньше единицы возрастает концентрация угарного
газа. Обеднение смеси вызывает сначала рост концентрации монооксидов азота, а затем, из-за понижения максимальной температуры сгорания в цилиндре двигателя при α > 1,1, – ее снижение (это
хорошо видно на рисунках 3 и 4), что характерно
для любого топлива. Изменение угла опережения
зажигания (φ) с точки зрения экономичности целесообразно только в небольшом диапазоне. Увеличение угла опережения зажигания при α > 1, вызывает значительный рост эмиссии NO.
Увеличение концентрации этанола в топливной композиции сопровождается изменением
эмиссии оксидов азота в зависимости от частоты
вращения коленчатого вала двигателя и коэффициента избытка воздуха. Содержание СО и СО2 в отработавших газах уменьшается с увеличением концентрации этанола. Эмиссия этих компонентов с
отработавшими газами также зависит от частоты
вращения коленчатого вала, α и мощностного режима двигателя (рис. 5).
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
19
Рабочие процессы ДВС
Рис. 3. Зависимость эмиссии монооксида азота от
коэффициента избытка воздуха и угла опережения
зажигания при использовании топлива Е 30
Рис. 4. Уровень эмиссии NO в зависимости от доли
этанола в смесевом топливе и коэффициента избытка воздуха
ментальных исследований характеристик двигателя
МеМЗ 307. Была отмечена хорошая корреляция
прогнозируемых и полученных в эксперименте
результатов [11].
Эксперименты показали, что на определенном
этапе увеличения концентрации этанола в топливной смеси существенно снижаются эффективные
показатели двигателя без изменения программы
блока управления. Поэтому для сохранения эксплуатационных характеристик двигателя необходима адаптация системы его управления.
Выводы
Анализ результатов численного моделирования характеристик двигателя МеМЗ 307, работающего на бензоэтанольных смесях, позволяет сделать вывод, что во всем диапазоне рассматриваемых топливных композиций (0, 10, 30, 60 и 85 процентов этанола) могут быть достигнуты удовлетворительные значения его экономических и экологических показателей. Мощность и максимальный
крутящий момент не уменьшаются, несмотря на
более низкую удельную теплоту сгорания смесевого топлива, но увеличивается его удельный расход.
Эмиссия монооксида азота при поддержании коэффициента избытка воздуха в диапазоне 0,9 – 1,0
немного возрастает только после достижения концентрации этанола в смесевом топливе 60 %. Моторный эксперимент показал, что двигатель устойчиво работает на обедненной топливо-воздушной
смеси (1,0 ≤ α ≥ 1,5), а эмиссия оксидов азота с
отработавшими газами возрастает по мере увеличения доли этанола в смесевом топливе.
При переводе транспортного двигателя на питание бензоэтанолом достижение мощностных и
экологических показателей, соответствующих техническим характеристикам бензинового двигателя,
возможно за счет увеличения цикловой подачи
смесевого топлива. Для этого необходимы дополнительные исследования, связанные с изменением
алгоритма управления двигателем.
Список литературы:
Рис. 5. Содержание в отработавших газах монооксидов азота и оксидов углерода в зависимости
от частоты вращения коленчатого вала, состава
топливной композиции и α, (полная нагрузка)
Наряду с расчетными исследованиями в
ИПМаш НАН Украины проведена серия экспери-
20
ISSN 0419-8719
1. Kim S. Global potential bioethanol production from
wasted crops and crop residues /S. Kim, B.E. Dale// Biomass
and Bioenergy. – 2004.– V. 26.– P. 361–375. 2. Alternative
fuel / Edited by Maximino Manzanera. – Croatia, 2011. –
396 с. 3. Ерохов В.И. Одинокова И.В. Применение спиртов в бензиновых двигателях и дизелях / В.И.Ерохов,
И.В.Одинокова // Автомобиле- и тракторостроение в
россии: приоритеты развития и подготовка кадров:
материалы Международной научн.-техн. конф., посвященной 145-летию МГТУ "МАМИ". – М., 2010. – С. 106 –
115. 4. Srinivasan C. Study of Combustion Characteristics of
an SI Engine Fuelled with Ethanol and Oxygenated Fuel
Additives / C. Srinivasan and C. Saravanan // Journal of
Sustainable Energy. – 2010. – P. 85 – 91 5. Кухаренок Г.М.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
Моделирование рабочего процесса двигателя при работе
на смесях бензина с этанолом / Г.М.Кухаренок,
Г.А.Вершина, А.Ю.Пилатов // Вісті Автомобільнодорожнього інституту. – 2012. – № 1(14). – С. 34 – 44.
6. Bayraktar,H. Experimental and theoretical investigation of
using gasoline – ethanol blends in spark-ignition engines.
Renewable Energy. – 2005. – V. 30. – P. 1733 –1747.
7. Матиевский Д. Д. Применение смесевых спиртовых
топлив в дизелях автотракторного типа / Д. Д. Матиевский, С. П. Кулманаков // Вестник Алтайского государственного технического университета им. И.И. Ползунова. – Барнаул, 2000. – № 2. – С. 8 7 – 93. 8. Патрахальцев Н.Н. Регулирование ДВС методом изменения
физико-химических свойств моторного топлива /
Н.Н. Патрахальцев // Транспорт на альтернативном
топливе. – 2010. – № 3. – С. 26 – 32. 9. Ginnebaugh L.
Examining the temperature dependence of ethanol (E85)
versus gasoline emissions on air pollution with a largelyexplicit chemical mechanism / L. Ginnebaugh, J. Liang, Z.
Jacobson // Atmospheric Environment. – 2010. – V. 44(9)
P. 1192 – 1199. 10. Левтеров А.М. Метод исследования
характеристик поршневых ДВС на альтернативных
топливах / А.М. Левтеров, Л.И. Левтерова, Н.Ю. Гладкова // Вісник НТУ «ХПІ»: «Математичне моделювання
в техніці та технологіях». – 2011. – Вып. 42. - С. 99-106.
11. Левтеров А.М. Расчетно-экспериментальные исследования характеристик двигателя МеМз 307-1 на бензоэтанольных смесях / А.М. Левтеров, Л.И. Левтерова,
Н.Ю. Гладкова, В.П. Мараховский, А.Н. Авраменко //
Вісник НТУ «ХПІ»: «Математичне моделювання в
техніці та технологіях». – 2012. – Вып. 27. –
С. 107 – 113.
Bibliography (transliterated):
1. Kim S. Global potential bioethanol production from wasted crops
and crop residues / S. Kim, B.E. Dale // Biomass and Bioenergy. –
2004.– V. 26.– P. 361 – 375. 2. Alternative fuel / Edited by Maximino Manzanera. – Croatia, 2011. – 396 s. 3. Erohov V.I. Odinokova I.V. Primenenie spir-tov v benzinovyh dvigateljah i dizeljah /
V.I.Erohov, I.V.Odinokova // Avtomobile- i traktorostroenie v rossii:
prioritety razvitija i podgotovka kadrov: materialy Mezhdunarodnoj
nauchn.-tehn. konf., posvja-shhennoj 145-letiju MGTU "MAMI". –
M., 2010. – S. 106 –115. 4. Srinivasan C. Study of Combustion
Characteristics of an SI Engine Fuelled with Ethanol and Oxygenated Fuel Additives / C. Srinivasan and C. Saravanan // Journal of
Sustainable Energy. – 2010. – P. 85 – 91 5. Kuharenok G.M. Modelirovanie rabochego processa dvigatelja pri rabote na smesjah
benzina s jetanolom / G.M.Kuharenok, G.A.Vershina, A.Ju.Pilatov //
Vіstі Avtomobіl'no-dorozhn'ogo іnstitutu. – 2012. – № 1(14). – S. 34
– 44. 6. Bayraktar,H. Experimental and theoretical investigation of
using gasoline – ethanol blends in spark-ignition engines. Renewable
Energy. –2005. – V. 30. – P. 1733 – 1747. 7. Ma-tievskij D. D. Primenenie smesevyh spirtovyh topliv v dizeljah avtotraktornogo tipa /
D. D. Matievskij, S. P. Kulmanakov // Vestnik Altajskogo gosudarstvennogo tehnicheskogo universiteta im. I.I. Polzunova. Barnaul, 2000. – № 2. -S. 87-93. 8. Patrahal'cev N.N. Regulirovanie
DVS metodom izmenenija fiziko-himicheskih svojstv motornogo
topliva / N.N. Patra-hal'cev //Transport na al'ternativnom toplive. –
2010. – № 3. – S. 26 – 32 9. Ginnebaugh L. Examining the temperature dependence of ethanol (E85) versus gasoline emissions on air
pollution with a largely-explicit chemical mechanism / L. Ginnebaugh, J. Liang, Z. Jacobson // Atmos-pheric Environment. – 2010. –
V. 44(9) P. 1192 – 1199. 10. Levterov A.M. Metod issledovanija
harakteristik porshnevyh DVS na al'ternativnyh toplivah / A.M.
Levterov, L.I. Levterova, N.Ju. Gladkova // Vіsnik NTU «HPІ»:
«Matematichne modeljuvannja v tehnіcі ta teh-nologіjah». – 2011. –
Vyp. 42. - S. 99 – 106.
11. Levte-rov A.M. Raschetnojeksperimental'nye issledovanija harakteristik dvigatelja MeMz 3071 na benzojetanol'-nyh smesjah / A.M. Levterov, L.I. Levterova, N.Ju.
Glad-kova, V.P. Marahovskij, A.N. Avramenko// Vіsnik NTU «HPІ»:
«Matematichne modeljuvannja v tehnіcі ta teh-nologіjah». – 2012. –
Vyp. 27. – S. 107 – 113.
Поступила в редакцию.22.05.2013
Левтеров Антон Михайлович – канд. техн. наук, ст. науч. сотр., отдела поршневых энергоустановок Института
проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Левтерова Людмила Ивановна – ведущий инж. отдела поршневых энергоустановок Института проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Гладкова Наталья Юрьевна – ведущий инж. отдела поршневых энергоустановок Института проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
РЕЗУЛЬТАТИ ЧИСЕЛЬНОГО ДОСЛІДЖЕННЯ ХАРАКТЕРИСТИК
АВТОМОБІЛЬНОГО ДВИГУНА, ЩО ПРАЦЮЄ НА БЕНЗОЭТАНОЛЕ
А.М. Левтеров, Л.І. Левтерова, Н.Ю. Гладкова
Потенціал виробництва та використання етилового спирту у якості моторного палива в Україні достатньо великий,
внаслідок чого прогнозування показників ефективності та токсичності енергоустановок транспортних засобів є доцільним та таким, що має попит. В статті викладено деякі результати чисельного моделювання характеристик автомобільного двигуна МеМЗ 307 (4Ч7,5/7,3), що працює на бензині та бензоетанольных сумішах з різним вмістом етанолу. Наводяться основні розрахункові характеристики двигуна, вплив та взаємовплив на них регулювальних та режимних параметрів.
RESULTS OF NUMERICAL PROBE OF CHARACTERISTICS
OF THE AUTOMOBILE ENGINE WORK ON PETROLETHANOL
A.M. Levterov, L.I. Levterova, N.Y. Gladkova
The potential of manufacture and use of ethyl spirit as motor fuel in Ukraine are great enough, in this connection forecasting of efficiency, indicators of toxicity of powerinstallations of vehicles are expedient and demanded. In article results of numerical experiment of the automobile engine of Memz 407 (4ч 7.5/7.3), work on gasoline and the benzoetanolnykh mixtures with the
various maintenance of ethanol was resulted. The basic settlement performance data of the engine, influence and interference on
them adjustable and regime parametres was also resulted.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
21
Рабочие процессы ДВС
УДК 621.43.013
В.А. Корогодский
ПОВЫШЕНИЕ ТОПЛИВНО-ЭКОЛОГИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
ДВУХТАКТНОГО ДВС С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ ЗА СЧЕТ
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ ПРОЦЕССОВ ВНУТРЕННЕГО СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
Представлена оценка эффективных и экологических показателей двухтактного двигателя с карбюраторной
системой питания и системой непосредственного впрыскивания топлива. Экспериментальные данные получены при рациональных регулировочных характеристиках топливной аппаратуры (давление впрыска топлива, начало подачи топлива) и близких к оптимальным значениям моменты подачи искры зажигания.
Введение и постановка проблемы
В настоящее время обоснованно повышены
требования к двигателям внутреннего сгорания по
снижению выбросов вредных веществ (ВВ) с отработавшими газами (ОГ), т.к. количество ДВС неуклонно растет, что предопределяет увеличение массы токсичных выбросов в атмосферу и загрязнение
окружающей среды. Также наряду с ограничением
ВВ с ОГ безусловно целесообразно с экономической точки зрения и ввиду сокращения природных
углеводородных запасов снижение потребления
топлива ДВС. Поэтому исследования по совершенствованию организации рабочих процессов в ДВС,
способствующие повышению их топливноэкологических показателей, являются актуальными.
Применение непосредственного впрыска топлива (НВТ), особенно в двухтактных ДВС с искровым зажиганием (ИЗ), позволяет снизить расход
топлива и сократить выбросы ВВ с ОГ. Однако, с
одной стороны организация процессов внутреннего
смесеобразования в общем подходе позволяет снизить расход топлива и выбросы ВВ с ОГ, с другой
стороны наилучшая экономичность априори не
соответствует максимальному снижению выбросов
токсичных веществ. Поэтому, одной из основных
проблем организации рабочих процессов в ДВС с
ИЗ при НВТ является разработка эффективного
рабочего процесса, который бы позволил максимально снизить расход топлива при минимально
возможных выбросах ВВ с ОГ.
Анализ публикаций. Рабочий процесс CAI
(Controlled Auto Ignition) или HCCI (Homogeneous
Charge Compression Ignition) в двухтактных ДВС
при НВТ позволяет на установившихся режимах
значительно снизить расход топлива и выбросы ВВ
с ОГ. Однако сложность в создании и регулировании условий для воспламенения бензо-воздушной
смеси от температуры регламентированного уровня
на частичных режимах работы двигателя с изменением нагрузки препятствует массовому производству двигателей с этими рабочими процессами [1].
Применение фирмой Orbital Engine Co. непосредственного пневматического впрыскивания заранее подготовленной топливно-воздушной смеси
в цилиндр ДВС с ИЗ позволяет организовать глубокое расслоение топливно-воздушного заряда
(ТВЗ) с качественным, практически однородным
составом смеси. Двигатель имеет низкий расход
топлива и ограниченные выбросы ВВ в ОГ за счет
наличия избытка воздуха в ТВЗ (коэффициент избытка воздуха α > 2) на частичных нагрузках. При
своих достоинствах организации внутреннего смесеобразования и расслоенного сгорания эффективные показатели двигателя снижены в связи с затратами мощности на привод воздушного компрессора
[2].
Фирмы VW, BMW, Audi, Mercedes-Benz для
организации сгорания расслоенного топливновоздушного заряда (РТВЗ) на частичных нагрузках
в головку цилиндра двухтактного двигателя установила гидравлическую насос-форсунку, которая
впрыскивает топливо непосредственно в зону электродов свечи зажигания. Уровень экономических и
экологических показателей двигателя ограничен
из-за неравномерного распределения частиц топлива по объему топливно-воздушной смеси при сгорании [3, 4].
Организация внутреннего пленочного смесеобразования в двухтактном ДВС с ИЗ при НВТ
позволила создать РТВЗ на частичных нагрузках с
практически однородным обогащенным составом
топливно-воздушной смеси (α=0,8÷0,9) при αΣ=2,
что обеспечило интенсивное сгорание РТВЗ [5].
При такой
организации РТВЗ топливноэкологические показатели двигателя ограничены
обогащенным составом топливно-воздушной смеси.
Цель и задачи исследований. Целью настоящих исследований является определение факторов,
позволяющих
повысить
топливноэкологические показатели двухтактного ДВС с ИЗ
при использовании НВТ и организации пленочного
смесеобразования с последующим сгоранием обедненного РТВЗ.
 В.А. Корогодский, 2013
22
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
0,75
0,725
0,7
0,675
0,65
0,625
0,6
0,575
0,55
0,525
0,5
0,475
0,45
0,425
0,4
0,375
0,35
0,325
0,3
0,275
0,25
0,225
0,14 0,16 0,18
теристики топливной аппаратуры (давление впрыска топлива (Рвпр=1,8 МПа), начало момента подачи
топлива) и близкие к оптимальным значениям углы
опережения зажигания в зависимости от нагрузки,
определенные с учетом возможности достижения
минимальных значений удельного эффективного
расхода топлива (ge).
Особенность организации РТВЗ при НВТ заключается в обеспечении обогащенного состава
топливно-воздушной смеси между электродами
свечи зажигания [7].
В диапазоне нагрузок от Ре = 0,149 МПа до
Ре = 0,293 МПа момент начала подачи топлива φвпр
= 224 град. п.к.в. после ВМТ, с повышением нагрузки до Ре = 0,471 МПа начало подачи топлива
смещалось ближе к НМТ (φвпр = 205 град. п.к.в.
после ВМТ). При этом в диапазоне нагрузок от
Ре=0,149МПа до Ре=0,225 МПа угол опережения
зажигания θзаж = 8 град. п.к.в. до ВМТ, с повышением нагрузки до Ре = 0, 293 МПа θзаж = 10 град.
п.к.в. до ВМТ и при максимальных нагрузках θзаж =
27 град. п.к.в. до ВМТ.
При организации данного способа РТВЗ с системой НВТ позволило, по сравнению с карбюраторной системой питания, при минимальных нагрузках снизить ge в среднем в 2 раза, а с повышением нагрузки до максимальных значений – в 1,7
раза (рис. 1).
αцил
2,0
1,9
1,8
1,7
1,6
1,5
1,4
1,3
1,2
1,1
1,0
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0,0
-0,1
0,42 0,44 0,46 0,48
Ре, МПа
αцил
ge, кг/(кВт•ч)
Для достижения поставленной цели решались
задачи организации эффективного сгорания обедненного расслоенного ТВЗ, а также определения
топливно-экологических показателей двухтактного
ДВС с ИЗ при карбюраторной системе питания
(внешнее смесеобразование) и при двух способах
пленочного (внутреннего) смесеобразования с
РТВЗ при НВТ и, соответственно, с обогащенным и
обедненным составом топливно-воздушной смеси.
Анализ результатов экспериментальных
исследований. Топливно-экологические показателей получены путем экспериментального исследования одноцилиндрового двухтактного двигателя
ДН-4 (S/D=87/82) с ИЗ, кривошипно-камерной продувкой и воздушным охлаждением. Исследования
проводились на кафедре ДВС НТУ «ХПИ». Для
сравнения на (рис. 1-3) представлены эффективные
и экологические показатели двигателя с карбюраторной системой питания и системой НВТ при работе на режимах нагрузочной характеристики при
n=3000 мин-1 и использовании бензина А-80.
С карбюраторной системой питания на двигатель устанавливалась базовая головка цилиндра с
полуразделенной симметричной камерой сгорания
(КС) (εгеом=8,4), а с системой НВТ – модернизированная головка цилиндра с полуразделенной КС,
смещенной к выпускному окну (εгеом=12) [6].
При работе двигателя с системой НВТ устанавливались рациональные регулировочные харак-
ge
0,2
0,22 0,24 0,26 0,28
ge сим КС НВТ
ge карб
αцил карб
Полиномиальный (αцил сим КС НВТ)
0,3
0,32 0,34 0,36 0,38
0,4
ge смещ КС НВТ
αцил сим КС НВТ
αцил смещ КС
Полиномиальный (ge сим КС НВТ)
Рис. 1. Значения ge и αцил двигателя с карбюраторной системой питания,
и при НВТ с обогащенным и обедненным РТВЗ
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
23
650
0,725
0,7
0,675
0,65
0,625
0,6
0,575
0,55
0,525
0,5
0,475
0,45
0,425
0,4
0,375
0,35
0,325
0,3
0,275
0,25
0,225
0,2
0,175
0,15
0,125
0,1
0,075
0,05
0,025
0
-0,025
600
tог
550
500
450
tог, tкс, оС
400
350
300
250
200
150
ΔРдр
tкс
100
50
0
-50
-100
del Рдр, бар
Рабочие процессы ДВС
0,14 0,16 0,18 0,2 0,22 0,24 0,26 0,28 0,3 0,32 0,34 0,36 0,38 0,4 0,42 0,44 0,46 0,48 Ре, МПа
tог сим КС
tкарб
tкс карб
tкс сим КС
tкс смещ КС
tог смещ КС
del Рдр карб
del Рдр сим КС
del Рдр смещ КС
7
5000
6,5
4500
6
4000
5,5
3500
5
3000
4,5
2500
4
2000
3,5
1500
CmHn
3
1000
2,5
СН, ppm
СО, %
Рис. 2. Значения температур tог, tкс и разрежения на впуске ΔРдр при изменении нагрузки
500
2
0
СО
1,5
-500
1
-1000
0,5
-1500
0
-2000
-0,5
-2500
0,14 0,16 0,18 0,2 0,22 0,24 0,26 0,28 0,3 0,32 0,34 0,36 0,38 0,4 0,42 0,44 0,46 0,48 Ре, МПа
СО карб
СО смещ КС
СО сим КС
СН карб
СН смещ КС
СН сим КС
Рис. 3. Содержание СО и CmHn в ОГ при изменении нагрузки
Повышение средних значений коэффициента
избытка воздуха в цилиндре (до цил.ср=1,63) при
минимальных значениях ge по сравнению с карбюраторной системой питания, где α=0,9 способствовало также сокращению выбросов ВВ с ОГ. При
24
ISSN 0419-8719
этом, содержание СО в ОГ снижено с 7 % до 0,1 %,
а CmHn в среднем с 2000 ppm до 200 ppm (Ре=0,29
МПа) (рис. 3). Снижение ge двухтактного двигателя
при НВТ по отношению к карбюраторной системе
питания согласуется со снижением температуры
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
ОГ в среднем с 600 °С до 420 °С (Ре=0,22÷0,4 МПа)
и повышением температуры поверхности КС в
среднем до tкс=220 °С, тогда как у карбюраторного
ДВС в этом интервале нагрузок tкс=120÷210 °С.
Потенциальные возможности повышения топливно-экологических показателей двухтактного
двигателя с РТВЗ имеются при организации сгорания более обедненной топливно-воздушной смеси.
С этой целью разработан новый рабочий процесс
[8], который позволил более эффективно работать
двигателю с искровым зажиганием.
Топливная форсунка также расположена в
стенке цилиндра, однако топливная струя с полостью внутри направлена на поверхности симметричной КС. Это позволило на такте сжатия направить с периферии к электродам свечи зажигания
практически равномерно по окружности топливную смесь навстречу фронту распространения пламени. Интенсивная турбулизация ТВЗ и избыточный подвод воздуха в зону горения позволяет расширить пределы эффективного сгорания топливновоздушной смеси обедненного состава (рис. 4).
В сравнении рабочего процесса с НВТ в смещенную к выпускному окну полуразделенную КС
новый рабочий процесс с НВТ в симметричную КС
позволил повысить степень сжатия до εгеом=16,3. В
результате экспериментальных исследований установлены рациональные (обеспечивающие минимум
ge) регулировочные характеристики топливной
аппаратуры: Рвпр=3,2 МПа и φвпр = 224 град. п.к.в.
после ВМТ по всей нагрузочной характеристике
при n=3000мин-1. Угол опережения зажигания от
минимальных до средних нагрузок θзаж = 10 град.
п.к.в. до ВМТ и при максимальных нагрузках θзаж =
15 град. п.к.в. до ВМТ.
При НВТ в симметричную полуразделенную
КС
в
диапазоне
минимальных
нагрузок
(Ре=0,144÷0,192 МПа) получено максимальное значение коэффициента избытка воздуха в цилиндре
цил =1,94 по отношению к НВТ в смещенную к
выпускному окну полуразделенную КС, где
цил=1,55, Ре=0,192 МПа. При этом расход топлива
снижен до 20 %. С повышением нагрузки до
Ре=0,341 МПа цил снизился до 1,71, где минимальный расход топлива составил ge=0,252 кг/(кВт·ч),
что на 5 % меньше, чем при НВТ в смещенную к
выпускному окну полуразделенную КС (цил=1,6).
В основном интервале максимальных нагрузок
значения коэффициента избытка воздуха в цилиндре при обеих организациях рабочих процессов
снижаются качественно одинаково, с разницей
примерно 10 %, расход топлива также в среднем
снижен на 10 %. Избыток воздуха при НВТ в симметричную полуразделенную КС позволяет сжечь
ISSN 0419-8719
большее количество топлива и повысить значения
максимальной нагрузки до Ре=0,476 МПа
(цил=1,06). Более высокие значения цил получены
при значениях разрежения на впуске на частичных
нагрузках. Повышение эффективности использования топлива при новом рабочем процессе согласуется со снижением tог на 100÷150 °С и tкс до 30 °С
на минимальных нагрузках.
Рис. 4. НВТ в симметричную
полуразделенную КС
Повышение коэффициента избытка воздуха
позволило сократить содержание СО в ОГ в диапазоне нагрузок Ре=0,144÷0,341 МПа до 0,02÷0,04 %,
т.е. в среднем в 10 раз. В области максимальных
нагрузок (Ре=0,476 МПа) содержание СО в ОГ возрастает до 0,6 %
Улучшение условий сгорания с избытком воздуха также позволило сократить содержание CmHn
в ОГ до 15÷20 ppm (в среднем в 100 раз) на частичных нагрузках. Максимальное содержание несгоревших углеводородов в ОГ (180 ppm) зарегистрировано на режиме максимальной мощности.
Выводы. Разработка нового рабочего процесса с РТВЗ позволила дополнительно повысить топливно-экологические показатели двухтактного двигателя ДН-4 с искровым зажиганием. Удельный
эффективный расход топлива в диапазоне от минимальной до средней нагрузки (Ре=0,144÷0,341
МПа) снижен по сравнению с РТВЗ и обогащенным составом топливно-воздушной смеси на 20 %,
в свою очередь по сравнению с карбюраторной
системой питания более, чем в 2 раза. Снижение
расхода топлива в диапазоне максимальных нагрузок по сравнению с РТВЗ и обогащенным составом
смеси составило в среднем 10 % и по сравнению с
карбюраторной системой питания в 1,7÷1,9 раза.
Работа двигателя на более обедненном РТВЗ со-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
25
Рабочие процессы ДВС
кратила содержание СО в ОГ в среднем в 10 раз, а
содержание CmHn в среднем в 100 раз. Уровень выбросов токсичных веществ позволяет выполнить
современные требования без применения трехкомпонентного нейтрализатора отработавших газов.
Дальнейшие исследования по влиянию концентрации топливно-воздушной смеси в РТВЗ в
новом рабочем процессе позволят оценить как экономические, так и мощностные показатели двигателя на установившихся режимах.
Список литературы:
1.Zhao H. HCCI and CAI Engines for the Automotive Industry / Edited by Zhao Hua. – Cambridge: CRC Press, 2007. –
557 p. 2. Илей Л.В. Новый двухтактный двигатель «Orbital» / Л.В. Илей // Автомобильная промышленность
США. – 1986. – №7. – С. 5-8. 3. Zhao H. Advanced Direct
Combustion Engine Technologies and Development. Volume
1: Gasoline and gas engines / Edited by Zhao Hua. – Oxford:
CRC Press, 2010. – 325 p. 4. Merker G. Combustion Engines
Development / G. Merker, C. Schwarz, R. Teichmann. – Berlin: Springer, 2009. – 699 p. 5. Корогодский В.А. Организация пленочного смесеобразования и определение степени расслоения заряда в двигателе с искровым зажиганием и непосредственным впрыскиванием топлива / В.А.
Корогодский, С.В. Обозный // Двигатели внутреннего
сгорания. – 2003. – №1-2. – С. 41-48. 6. Корогодский В.А.
Организация рационального способа регулирования мощности в двигателе с искровым зажиганием // Двигатели
внутреннего сгорания. – 2013. – №1. – С. 11-16. 7. Пат.
60614A України, МКІ F02B 17/00. Двигун внутрішнього
згоряння / В.А. Корогодський, С.В. Обозний (UA). –
№2003010308; Заявл. 14.01.2003; Опубл. 15.10.2003, Бюл.
№10. – 4 с. 8. Пат. PCT/IB 2007/004105, МКИ F02B
23/10. A Method of Mixing in a Combustion Chamber of an
Internal Combustion Engine and a Spark-Ignition DirectInjection Stratified Fuel-Air Charge Internal Combustion
Engine: Пат. PCT/IB 2007/004105, МКИ F02B 23/10
Korohodskyi V.A. (UA), Kyrylyuk I.O. (UA), Lomov S.G.
(UA); Kulygin V.I. (UA) / № WO 2009/044225 А1; Заявл.
03.10.2007; Опубл. 09.04.2009. – 45 с.
Bibliograhy (transliterated):
1.Zhao H. HCCI and CAI Engines for the Automotive Industry /
Edited by Zhao Hua. – Cambridge: CRC Press, 2007. – 557 p. 2. Ilej
L.V. Novyj dvuhtaktnyj dvigatel' «Orbital» / L.V. Ilej // Avtomobil'naja promyshlennost' SShA. – 1986. – №7. – S. 5-8. 3. Zhao H.
Advanced Direct Combustion Engine Technologies and Development. Volume 1: Gasoline and gas engines / Edited by Zhao Hua. –
Oxford: CRC Press, 2010. – 325 p. 4. Merker G. Combustion Engines Development / G. Merker, C. Schwarz, R. Teichmann. – Berlin:
Springer, 2009. – 699 p. 5. Korogodskij V.A. Organizacija
plenochnogo smeseobrazovanija i opredelenie stepeni rassloenija
zarjada v dvigatele s iskrovym zazhiganiem i neposredstvennym
vpryskivaniem topliva / V.A. Korogodskij, S.V. Oboznyj // Dvigateli
vnutrennego sgoranija. – 2003. – №1-2. – S. 41-48. 6. Korogodskij
V.A. Organizacija racional'nogo sposoba regulirovanija moshhnosti
v dvigatele s iskrovym zazhiganiem // Dvigateli vnutrennego sgoranija. – 2013. – №1. – S. 3-8. 7. Pat. 60614A Ukraїni, MKІ F02B
17/00. Dvigun vnutrіshn'ogo zgorjannja / V.A. Korogods'kij, S.V.
Oboznij (UA). – №2003010308; Zajavl. 14.01.2003; Opubl.
15.10.2003, Bjul. №10. – 4 s. 8. Pat. PCT/IB 2007/004105, MKI
F02B 23/10. A Method of Mixing in a Combustion Chamber of an
Internal Combustion Engine and a Spark-Ignition Direct-Injection
Stratified Fuel-Air Charge Internal Combustion Engine: Pat.
PCT/IB 2007/004105, MKI F02B 23/10 Korohodskyi V.A. (UA),
Kyrylyuk I.O. (UA), Lomov S.G. (UA); Kulygin V.I. (UA) / № WO
2009/044225 A1; Zajavl. 03.10.2007; Opubl. 09.04.2009. – 45 s.
Поступила в редакцию 07.06.2013
Корогодский Владимир Анатольевич – канд. техн. наук, доцент, преподаватель кафедры теплотехники и тепловых двигателей Украинской государственной академии железнодорожного транспорта, Харьков, Украина, e-mail:
[email protected]
ПІДВИЩЕННЯ ПАЛИВНО-ЕКОЛОГІЧНИХ ПОКАЗНИКІВ ДВОТАКТНОГО ДВЗ З ІСКРОВИМ
ЗАПАЛЮВАННЯМ ЗА РАХУНОК УДОСКОНАЛЕННЯ ПРОЦЕСІВ ВНУТРІШНЬОГО СУМІШОУТВОРЕННЯ
В.А. Корогодський
Представлена оцінка ефективних та екологічних показників двотактного двигуна з карбюраторною системою живлення й системою безпосереднього вприскування палива. Експериментальні дані отримані при раціональних регулювальних характеристиках паливної апаратури (тиск впорскування палива, початок подачі палива) і близьких до оптимальних значень моменти подання іскри запалювання.
IMPROVEMENT FUEL EFFICIENCY AND ENVIRONMENTAL PERFORMANCE OF A TWO-STROKE INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH SPARK-IGNITION ENGINES BY IMPROVING THE PROCESSES
OF INTERNAL MIXING
V.A Korohodskiy
The estimation of effective and environmental performance indices of two-stroke engine with a carburetor system and power
supply system of direct injection fuel is offered. The experimental data obtained by adjusting the optimal characteristics of fuel system
(fuel injection pressure, the start of the fuel delivery process), and close to the optimal values of the time of starting the spark plug.
26
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
УДК 621.43:629.113
В.П. Матейчик, В.П. Волков, П.Б. Комов, О.Б. Комов, І.В. Грицук
КОНТРОЛЬ РОБОТИ ТРАНСПОРТНОГО ДВИГУНА
З ВИКОРИСТАННЯМ ІНФОРМАЦІЙНИХ ТЕХНОЛОГІЙ
У статті розглядаються особливості контролю параметрів роботи транспортного двигуна, що поєднують
в собі одночасно функції діагностування, моніторингу й управління. Оснащення транспортних засобів здійснюється програмно-діагностичним комплексом на основі інформаційних технологій. Представлені результати дослідження параметрів теплових процесів транспортного двигуна, які пов'язані з його пуском і прогрівом.
Вступ
Широкого поширення на автомобільному транспорті (АТ) набули мікропроцесорні системи керування (МПСК), основою яких є високопродуктивні мікроконтролери. Їх застосовують для керування двигуном, трансмісією, гальмівною системою,
підвіскою. На транспортному засобі (ТЗ) одночасно
може діяти кілька десятків МПСК, об’єднаних у
локальну мережу за допомогою CAN-інтерфейсу.
Відповідно до рекомендацій міжнародних стандартів на кожному ТЗ встановлюється діагностичний
роз’єм, наприклад, OBD II або EOBD, на який виводяться контрольні параметри від кожного керованого об’єкту. Наприклад, відповідно рекомендації ISO9141, блок керування двигуном видає на
діагностичний роз’єм інформацію про 22…24 параметри, серед яких є такі: частота обертання колінчастого валу; тривалість впорскування палива;
масова витрата повітря за одну годину; об’ємна
витрата палива за одну годину; температура охолоджуючої рідини; швидкість руху транспортного
засобу тощо. Інформація поновлюється 5 разів за
секунду. Її можна зчитати за допомогою послідовного інтерфейсу.
Двигунам внутрішнього згорання притаманна
особливість: показники їхньої роботи або параметри процесів, в тому числі і нормативні значення
діагностичних параметрів, залежать від режиму
роботи, який характеризується крутним моментом
та частотою обертання колінчастого валу.
У контролері для ідентифікації режимів роботи двигуна використовується сигнал датчика положення колінчастого валу, а крутний момент визначається за сигналом датчика масової витрати повітря. Оскільки ці параметри виводяться на діагностичний роз’єм, то ними можливо скористатися для
ідентифікації режимів роботи двигуна у задачі діагностування його агрегатів і систем, крім того, перелічені вище параметри є діагностичними.
Основною особливістю розвитку сучасного
транспорту є інтенсивне формування інтелектуальних транспортних систем (ITS), які засновані на
широкому використанні можливостей сучасних,
наприклад, космічних технологій супутникового
позиціонування GPS, ГЛОНАСС тощо, засобів телематики, що в цілому формує новий для АТ науковий напрямок щодо створення систем діагностування, моніторингу й управління (ДМУ) автомобільних двигунів (АД).
Існуючі на основі ITS системи ДМУ АД складаються із двох основних складових: бортове устаткування, програмне забезпечення (ПЗ). При цьому
ПЗ, у свою чергу, розподіляється на три групи (типи): клієнтське, web-інтерфейс, змішане.
В Україні створено безліч ресурсів, які використовують web-інтерфейс, що й надає клієнтам
послуги моніторингу на платній, умовно безкоштовній або безкоштовній основі (наприклад, gpstracker.com.ua.). Це вже досить розвинені й широко
відомі на АТ інформаційні сервіси. Вони дозволяють клієнтам одержувати різнопланову інформацію
про об'єкт спостереження і при цьому підтримують
роботу практично з усіма відомими мобільними
платформами (Android, j2me, Symbian OS, WinM).
До ресурсів підключаються різні системи датчиків
ТЗ. Наприклад, повністю реалізована можливість
роботи з датчиками: дискретними, наявності об'єкта тощо.
Існуючі системи ДМУ підтримують більш 100
видів бортового устаткування різних виробників,
серед яких такі, «що носяться» GPS пристрої (наприклад, мобільний телефон, планшет), так і GPS
професійного призначення, що представляють рішення провідних світових виробників. У результаті
системи ДМУ забезпечують клієнту (за його запитом на ресурс) одержання необхідних відповідей на
запити у вигляді або наочної візуальної інформації,
шляхом виводу її на екран, або у вигляді звіту, наприклад, у форматі .xls. Це, наприклад: основні
координати ТЗ; рівень і витрата палива; час, протягом якого об'єкт перебуває в русі або в стані зупинки; відомості про стан окремих агрегатів, вузлів або
приладів об'єкта спостереження тощо. Існує також
можливість оперативного втручання диспетчера в
транспортні процеси ТЗ при виникненні різних позаштатних ситуацій, також можливість встанов-
 В.П. Матейчик, В.П. Волков, П.Б. Комов, О.Б. Комов, І.В. Грицук, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
27
Рабочие процессы ДВС
лення голосового зв'язку з любим ТЗ і можливість
одержання відео інформації.
У результаті, на сучасному АТ уже створені
умови для ефективного планування й реалізації
перевезень ТЗ при мінімумі витрат, а також можливість глобального діагностування й прогнозування стану й роботи як ТЗ, так і підприємств АТ у
цілому. При цьому основою ефективності систем
ДМУ на АТ є глибина пізнання фахівцями галузі
можливостей конкретного устаткування, ПЗ для
розв'язку галузевих науково-практичних завдань,
що ґрунтується на комплексних системотехнічних
знаннях й розумінні сучасним фахівцем не тільки
парадигми ITS, але й, насамперед, тезауруса експлуатації транспорту [1], тобто нового для АТ словника термінів, визначень і понять.
Мета роботи
Метою роботи є формування на АТ в умовах
ITS сучасних науково-практичних основ контролю
роботи транспортного двигуна в межах системи
ДМУ. Робота відноситься до досліджень, спрямованих на інтенсифікацію діяльності інженернотехнічної служби АТ, яка покликана для впровадження й забезпечення ефективної експлуатації
ДМУ АД на АТ. Дослідження проведені на кафедрах «Технічна експлуатація і сервіс автомобілів»
ХНАДУ й «Екологія і безпека життєдіяльності»
НТУ, де ПЗ розроблено як
інтелектуальний програмний комплекс (ІПК): «Ві-
Рис. 1. Місце інфокомунікаційних технологій в
системі розвитку транспорту і створенні систем ДМУ
Авторами
розроблений
програмнодіагностичний комплекс [2, 3], який може бути успішно інтегрований у будь-яку ITS, тобто він здатний вирішувати її традиційні завдання. Однак його
основне призначення - контроль роботи транспортного двигуна сучасних ТЗ з використанням інформаційних технологій. Технічними засобами комплексу є: діагностичний сканер, планшет (мобіль-
28
ISSN 0419-8719
ртуальний механік «НАDI-12»» і «Service Fuel Eco
«NTU-НАDI-12»» [2, 3]. Експериментальне впровадження ІПК на АТ розкрило можливості його використання для дослідження роботи транспортного
двигуна сучасних ТЗ з використанням інформаційних технологій.
Опис програмного і апаратного комплексу
При створенні експериментальних систем
ДМУ використано загальнодоступне діагностичне
устаткування й проведена адаптація розробленого
ІПК [4] для роботи в умовах інформаційних систем
АД, де існують особливості, які обумовлені, з одного боку, мобільністю ТЗ, а з іншого – його безпекою.
Існуючі ДМУ АД в умовах ITS, ураховують
рекомендації екологічної служби, умови експлуатації ТЗ і вимагають, як показав аналіз (рис. 1) [5,
6], створення декількох інших сервісів для користувачів, де основні напрямки й конкретні проекти
ПЗ визначаються категорією користувачів, умовами експлуатації й особливостями їх ТЗ, тобто для
систем ДМУ АД вибір технічних сервісів повинен
бути представлений, насамперед, користувачем [6,
7]. Сьогодні існує безліч апаратних комплексів діагностичного устаткування в структурах ITS, які
зв'язані між собою воєдино, однак в основному
представляють телекомунікаційні, навігаційні й
інформаційні технології, пов'язані зі станом дорожнього руху (ДР) (рис. 2).
Рис. 2. Основні технологічні компоненти розробленого
комплексу діагностичного обладнання в системі ITS
ний телефон (смартфон)) з наявністю необхідного
програмного забезпечення (рис. 3).
Встановлення на ТЗ зазначеного комплексу в
складі найпростіших (відповідно, недорогих) технічних засобів дозволяє, по-перше, ідентифікувати
ТЗ і, по-друге, передати отриману від ТЗ інформацію в хмару Internet або через Internet безпосередньо фахівцям-діагностам. Сьогодні авторами визначений відповідний спектр специфічних завдань,
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
які можуть бути розподілені між технічними пристроями, і успішно вирішений ряд локальних завдань в обсязі експерименту.
Робота планшетів (мобільних телефонів), як
складових процесу ДМУ, організована в структурі
комплексу для виконання функцій: навігатора, відеореєстратора, таксометра або монітора діагностичного комплексу тощо. При цьому всі перераховані вище функції планшети можуть виконувати
одночасно.
Для формування систем ДМУ АД використовуються діагностичні сканери, які
вимагають від ТЗ обов'язкової наявності діагностичних роз’ємів (ОBD2 тощо), через які інформація
від електронних блоків керування ТЗ надходить у
сканер, а потім через будь-який сучасний гаджет
(наприклад, мобільний телефон) в Internet з використанням технічних можливостей різних серверів
(наприклад, ХНАДУ ТЕСА, М2М, Orange тощо).
У результаті АТ і, насамперед технічна експлуатація автомобілів (ТЕА), одержують можливість мати широкий спектр діагностичної інформації про технічний стан ТЗ, що перебувають у будьякому місці світу (рис. 4).
1
2
Рис. 3. Розміщення діагностичного
комплексу в салоні ТЗ: 1 - планшет
– монітор діагностичного комплексу; 2 - діагностичний ОBD сканер
Рис. 4. Інтерфейс програми обробки й виводу в режимі онлайн інформації про результати вимірювань основних параметрів
роботи АД і ТЗ
Приклади й результати експериментальних
досліджень
Експериментальні дослідження полягали у використанні створеного програмно-діагностичного
комплексу для дослідження параметрів теплових
процесів двигуна внутрішнього згорання (ДВЗ), які
пов'язані з його пуском і прогрівом (рис.5) [8].
У цілому за допомогою програмнодіагностичного комплексу в режимі онлайн від ТЗ
були отримані в реальному часі 32 діагностичні
параметри, ряд з яких дозволили простежити саме
процеси пуску й прогріву ДВЗ (рис. 6, 7).
Рис. 5. Інтерфейс серверної програми обробки й виводу в режимі онлайн інформації ТЗ
про поточні теплові параметри АД
Аналіз результатів обробки експериментальної інформації, що була отримана від ТЗ за допомогою розробленого програмно-діагностичного комплексу, показав наявність на сучасному АТ реаль-
ISSN 0419-8719
ної можливості використання його в структурі ITS.
Здійснена можливість контролю не тільки треку ТЗ
і, відповідно, розв'язання «класичних» транспортних завдань АТ, але й здійснений моніторинг діаг-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
29
Рабочие процессы ДВС
ностичних параметрів енергосилових агрегатів, що
створює в ТЕА можливість переходу до прогресивних систем технічного обслуговування й ремонту
(ТО й Р) за станом.
У процесі проведених досліджень виявлені
проблеми сучасних сервісів, які при формуванні
систем ДМУ АД обумовлені різким збільшенням
кількості параметрів, що реєструються від ТЗ у
процесі моніторингу й діагностування їх АД. Ці
проблеми пов'язані із тривалістю періоду контролю, тобто спостереження ТЗ і тривалістю зберігання отриманих результатів й залежать від технічних
можливостей сучасних Інтернет мереж, а також від
їх серверного забезпечення.
Рис. 6. Зміна основних діагностичних параметрів ДВЗ, що характеризують процеси його пуску і прогріву:
1 – температура охолоджуючої рідини, t, °C; 2 – температура каталізатора (x10), t, К; 3 - абсолютне значення навантаження; 4 – тиск у впускному колекторі; 5 – температура повітря на впуску, t, °C; 6 – співвідношення компонентів паливо-повітряної суміші :1; 7 – частота обертання (х100), хв-1; 8 – витрата палива (л/год); 9 – коефіцієнт надлишку повітря
Рис. 7. Зміна параметрів температури охолоджуючої рідини ДВЗ при різних умовах
здійснення його прогріву:
1 – прогрів тільки на х.х.; 2 - прогрів на х.х. з включенням електричних споживачів;
3 - прогрів на х.х. з поступовим прогрівом в русі; 4 - прогрів в русі
Не менш значимими проблемами є також проблеми «розуміння спектра параметрів», які діагностичні комплекси надають сучасним дослідникам.
Основною причиною цих проблем є, насамперед,
тезаурус, використовуваний безпосередньо виробниками комплексів. Широкий спектр імпортної
техніки обумовлює в основному «сленговий» для
фахівців АТ переклад назв багатьох параметрів, що
викликає певні утруднення й вимагає від фахівців
різних профілів їх системотехнічного співробітництва.
Висновки
Розроблено й адаптовано до сучасних умов
розвитку ITS програмне й апаратне забезпечення,
30
ISSN 0419-8719
що дозволяє в режимі реального часу, з підтвердженням введення даних, проводити контроль роботи транспортного двигуна сучасних ТЗ, а також
планування випробувань складних технічних систем і статистичну обробку отриманих даних. Ефективність запропонованих рішень підтверджена при
дослідженні теплових процесів пуску й прогріву
ДВЗ. Визначено проблеми, обумовлені інтеграцією
ITS у структуру сучасної системи ТЕА.
Список літератури:
1. Волков В.П. Ретроспективный анализ, состояние и
перспективы развития технической эксплуатации автомобилей. [Teкст] / В. П. Волков, В. П. Матейчик,
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
П. Б. Комов // Вісник Севастопольського національного
технічного університету : зб. наук. пр. / Серія: Машиноприладобудування. СевНТУ. – Севастополь., 2012. Вып.
№135. - С. 164–168. 2. Технічний регламент програмного
продукту «Віртуальний механік «НАDI-12»» при реєстрації в ньому нового транспортного засобу / Волков В. П.
та інш. // Свідоцтво про реєстрацію авторського права
на твір № 47233 от 15.01.2013. Заявка від 15.11.2012
№47525. 3. Технічний регламент програмного продукту
«Service Fuel Eco «NTU-HADI-12»» при реєстрації в ньому нового транспортного засобу/ Грищук О. К. та інш. //
Свідоцтво про реєстрацію авторського права на твір №
48063 от 26.02.2013. Заявка від 26.12.2012 №48279. 4.
Информационные технологии на автомобильном транспорте
[Teкст]
/
В. М. Власов,
А. Б. Николаев,
А. В. Постолит,
В. М. Приходько;
под
ред.
В. М. Приходько. МАДИ (Гос. техн. ун-т). – М. : Наука,
2006. - 283 с. 5. Матейчик В. П. Методи оцінювання та
способи підвищення екологічної безпеки дорожніх транспортних засобів [Teкст] : монографія / В. П. Матейчик.
– Київ, НТУ, 2006, с.213. 6. Кабашкин И. В. Интеллектуальные транспортные системы: интеграция глобальных
технологий
будущего
[Электронный
ресурс]
/
И. В. Кабашкин
–
Режим
доступа:
http:
http://rostransport.com/transportrf/pdf/27/34-38.pdf. 7. Говорущенко Н. Я. Техническая эксплуатация автомобилей
[Teкст]. - Х.: Вища школа, 1984. - 312 с. 8. Контроль
тепловых процессов в системе оперативной готовности
ДВС с использованием информационных технологий позиционирования / И. В. Грицук, А. С. Добровольський,
А. П. Комов, Л. А. Македонская [Teкст] // Вісник Національного транспортного університету. – К.: НТУ, 2012.
– Вип. №25. – С. 80-83.
Bibliography (transliterated):
1. Volkov V.P. A retrospective analysis, the state and prospects of
development of technical operation of vehicles. [Text] / V.P. Volkov,
V.P. Mateychik, P.B. Komov // News Sevastopolskogo natsіonalnogo
tehnіchnogo
unіversitetu:
sb.
nauch.
tr.
/
Serіya:
Mashinopriladobuduvannya. SevNTU. - Sevastopol., 2012. № 135. S. 164-168. 2. Tehnіchny regulations software product «Vіrtualny
Mechanical Engineer «NADI-12»» in reєstratsії in nomu new
transport Zasoba / Volkov VP that іnsh. // Svіdotstvo about
reєstratsіyu avtorskogo rights tvіr number 47233 from 15.01.2013.
Application od 15.11.2012 № 47525. 3. Tehnіchny regulations
software product «Service Fuel Eco «NTU-HADI-12»» in reєstratsії
in nomu new transport Zasoba / Grischuk OK that іnsh. // Svіdotstvo
about reєstratsіyu avtorskogo rights tvіr number 48063 from
26.02.2013. Application od 26.12.2012 № 48279. 4. Information
technologies in road transport [Text] / V.M. Vlasov, A.B. Nikolaev,
A.V. Postolit, V.M. Prikhodko, ed. V.M. Prikhodko. MADI (State
Technical. Univ.) - Moscow: Nauka, 2006. - 283 p. 5. Mateychik V.P.
Metodi otsіnyuvannya is the way to pіdvischennya ekologіchnoї
bezpeka dorozhnіh the agriculture zasobіv [Text of] monografіya /
V.P. Mateychik. - Kiev, NTU, 2006, p.213. 6. Kabashkin I.V.
Intelligent transport systems: the integration of global technology of
the future [electronic resource] / I.V. Kabashkin - Mode of access:
http:http://rostransport.com/transportrf/pdf/27/34-38.pdf.
7.
Govorushchenko N.Y. Maintenance of cars [Text]. - H.: Visha
School, 1984. - 312. 8. Control of thermal processes in the system
operational readiness ICE using information technology positioning
/ I.B. Gritsuk, A.S. Dobrowolski, A.P. Komov, L.A. Macedonian
[Text] // News Natsіonalnogo unіversitetu vehicle. - K.: NTU, 2012. № 25. - S. 80-83.
Поступила в редакцию 12.05.2013
Матейчик Василь Петрович – доктор техн. наук, професор, завідувач кафедри «Екологія і безпека життєдіяльності» Національного транспортного університету, Київ, Україна, e-mail: [email protected]
Волков Володимир Петрович – доктор техн. наук, професор, завідувач кафедри «Технічна експлуатація і сервіс
автомобілів» Харківського національного автомобільно-дорожнього університету, Харків, Україна, e-mail:
[email protected]
Комов Петро Борисович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедри «Технічна експлуатація і сервіс автомобілів»
Харківського національного автомобільно-дорожнього університету, Харків, Україна, e-mail: [email protected]
Комов Олександр Борисович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедри «Технічна експлуатація і сервіс автомонаціонального
автомобільно-дорожнього
університету,
Харків,
Україна,
e-mail:
білів» Харківського
[email protected]
Грицук Ігор Валерійович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедри «Рухомий склад залізниць» Донецький інститут залізничного транспорту УкрДАЗТ, Донецьк, Україна, e-mail: [email protected]
КОНТРОЛЬ РАБОТЫ ТРАНСПОРТНОГО ДВИГАТЕЛЯ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ
ИНФОРМАЦИОННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ
В.П. Матейчик, В.П. Волков, П.Б. Комов, А.Б. Комов, И.В. Грицук
В статье рассматриваются особенности контроля параметров работы транспортного двигателя, объединяющие в
себе одновременно функции диагностирования, мониторинга и управления. Оборудование транспортных средств осуществляется программно-диагностическим комплексом на основе информационных технологий. Представлены результаты исследования параметров тепловых процессов транспортного двигателя, связанные с его пуском и прогревом.
THE MONITORING OF WORK OF TRANSPORT ENGINE USING THE INFORMATION TECHNOLOGIES
V.P. Mateychik, V.P. Volkov, P.B. Komov, A.B. Komov, I.V. Gritsuk
The article discusses the features of monitoring the parameters of work of transport engine, combining the functions of
diagnosis, monitoring and management. Vehicle equipment is carried out by program-diagnostic complex on the basis of
information technologies. The results of the investigation of the parameters of thermal processes of the transport engine which
are connected with its start and warming are shown.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
31
Рабочие процессы ДВС
УДК 621.438:66.045.1:536.27
А.Н. Ганжа, Н.А. Марченко
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ СТАЦИОНАРНОЙ ГТУ
ЗА СЧЕТ РЕГЕНЕРАЦИИ ТЕПЛОТЫ С ВОЗМОЖНЫМ ПЕРЕПУСКОМ ГАЗОВ
Разработаны математические модели и алгоритмы системного анализа газотурбинной установки с учетом эффективности работы воздухоподогревателя и распределения в нем локальных теплогидравлических
параметров. Для стационарной газотурбинной установки разработаны и проанализированы варианты конструкции трубчатого регенератора. Определен максимальный эффективный КПД установки, который
можно получить с использованием регенератора выбранной конструкции.
Введение. В последнее время большое внимание ученых и практиков в области энергетики уделяется использованию высокоманевренных агрегатов, которыми являются газотурбинные установки
(ГТУ). ГТУ могут быть составными частями современных энергоэффективных установок: парогазовых и газопаровых установок, когенерационных
и тригенерационных агрегатов, газоперекачивающих станций. Однако эффективность (т.е. КПД)
стационарных ГТУ с простой тепловой схемой на
основе цикла Брайтона (без усовершенствований)
невелика, и составляет при малых степенях повышения давления (к ≤ 7) до 24%; при бóльших степенях повышения давления (к = 10÷22) – 28÷32%.
Еще одной особенностью стационарных ГТУ является относительно низкая температура газов перед
турбиной, как правило 700÷900С, из-за применения более дешевых и менее жаропрочных материалов, что обуславливает их более низкий КПД по
сравнению с авиационными ГТУ. Общеизвестно,
что для повышения эффективности таких установок является целесообразным применение регенерации теплоты (особенно при малых степенях повышения давления). Для ее осуществления используются теплообменные аппараты – регенераторывоздухоподогреватели. С их применением также
уменьшается тепловая нагрузка на окружающую
среду, и снижаются выбросы вредных отработавших газов. Таким образом, разработка новых и
усовершенствование действующих газотурбинных
установок путем введения либо увеличения использования регенерации теплоты является актуальной задачей повышения энергоэффективности
всей энергетической отрасли.
Постановка задачи. Тепловая эффективность
воздухоподогревателей в установке определяется
безразмерным температурным параметром – степенью регенерации . С повышением степени регенерации однозначно увеличивается термический
КПД установки. Однако при этом нужно увеличивать поверхность теплообмена либо интенсифицировать процесс теплопередачи в аппарате, что, несомненно, приведет к росту стоимости теплооб А.Н. Ганжа, Н.А. Марченко, 2013
ISSN 0419-8719
32
менника. С другой стороны, возрастает аэродинамическое сопротивление, которое вносит теплообменник в тракт установки. На преодоление сопротивления по воздуху расходуется часть полезной
мощности, которую создает турбина, а сопротивления по тракту выхлопа уменьшают эту мощность. Все эти факторы будут влиять на уменьшение как эффективной мощности установки, так и
эффективного КПД, который в результате может
даже оказаться ниже, чем в базовой установке без
регенератора. Другой проблемой применения регенерации является низкая эксплуатационная надежность воздухоподогревателей. Характерное растрескивание поверхности в процессе эксплуатации
обуславливается высокими температурами теплоносителей, жаропрочностью материалов, температурными напряжениями, переменными нагрузками.
Эти процессы характерны как для обычных трубчатых воздухоподогревателей, так и для высокоэффективных пластинчатых и компактных аппаратов.
Поэтому в данной работе поставлена задача
повышения эффективности стационарной энергетической газотурбинной установки с учетом моделирования теплогидравлических процессов в регенераторе-воздухоподогревателе и анализа их влияния на эффективность установки в целом.
Методика исследований. Воздухоподогреватели газотурбинных установок имеют широкий
спектр конструкций и компоновок. Теплообменники могут быть как обычными трубчатыми, так и
более эффективными – трубчато-ребристыми, пластинчатыми, пластинчато-ребристыми, профильными и пр. Основное требование для воздухоподогревателей транспортных ГТУ – это обеспечение
заданной эффективности при высокой компактности и минимальных массе и габаритах. В стационарных энергетических ГТУ широко применяются
трубчатые теплообменники с перекрестным или
смешанным течением теплоносителей, которые
компонуются из гладких или высокоэффективных
оребренных труб. Такие аппараты имеют низкую
компактность, большие массу и габариты, но более
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
дешевые и обладают меньшим аэродинамическим
сопротивлением по сравнению с другими.
В качестве объекта исследования в данной работе рассматривается стационарная энергетическая
ГТУ марки ГТ 35 ХТГЗ, имеющая такие номинальные параметры [1]: электрическая мощность
32 МВт; КПД 23,2 %; степень повышения давления
к = 6,5; расход воздуха 215 кг/с; частота вращения
силового вала 3000 об/мин; температура газов перед турбиной 780С; температура выхлопных газов
430С; регенерация теплоты отсутствует. Для анализа приняты стандартные параметры окружающей
среды, а также потери давления на входе и выходе
1500 Па.
Как видно из характеристик этой установки,
она имеет все предпосылки для введения регенерации, а именно: высокая температура уходящих газов, малый к и самая главная – низкий КПД (23,2
%).
Рассмотрим в качестве регенератора наиболее
простой, дешевый и доступный вариант – трубчатый теплообменник.
В трубчатых регенераторах воздух чаще пропускается по трубкам, а газы обтекают трубки извне [2]. Это дает следующие преимущества [2]:
корпус регенератора выходит значительно более
легким, так как он рассчитывается на давление
уходящих газов, по величине близкое к атмосферному давлению; поверхность нагрева со стороны
газов легче очищать от нагара и сажи. Однако из
соображения уменьшения аэродинамического сопротивления, повышения прочности и легкости
очистки поверхности также широко применяются
трубчатые регенераторы, где горячие газы находятся внутри труб, а воздух – снаружи [1].
У регенераторов корпус, трубные доски и сами трубки чаще изготовляются из углеродистой
или нержавеющий стали [2]. Но для трубок нередко применяются и сплавы, например, алюминиевая
бронза [2]. Для интенсификации теплообмена в
трубчатых регенераторах иногда делается внешнее,
а также внутреннее оребрение и турбулизаторы [2].
Для рассматриваемого регенератора в качестве поверхности теплообмена выбраны гладкие трубы из стали 20. Для предотвращения высокотемпературной коррозии, повышения жаропрочности и
облегчения чистки диаметр труб выбран увеличенным до 57 мм с толщиной стенки 3,5 мм и шероховатостью 0,06 мм. Разбивка пучка – шахматная, по
равностороннему треугольнику с шагом разбивки
80 мм. Число труб и формирование размеров пучка
определялось исходя из рекомендуемых скоростей
воздуха (10÷20 м/с) и газов (15÷40 м/с) [1]. Максимальные скорости принимались: для воздуха –
ISSN 0419-8719
15 м/с, для газов – 40 м/с.
Анализ проведен для принципиально отличающихся, но как было сказано ранее, встречающихся двух вариантов таких теплообменников [3]:
1) газы снаружи омывают пучок труб, совершая несколько ходов, воздух движется внутри
труб;
2) газы движутся внутри труб, воздух снаружи омывает пучок труб, совершая несколько ходов.
Варианты компоновки существенно отличаются, так как плотность воздуха в исследуемой
установке превосходит плотность газов более чем в
8 раз, а массовые расходы сред близки друг к другу.
Для варианта, где газы внутри труб, принято:
количество труб в ряду – 104 шт., число рядов труб
по ходу воздуха – 50 шт. Количество труб в одном
ходу – 5200 шт., длина труб в ходу 1,75 м; площадь
наружной поверхности одного хода – 1637,4 м2.
Для варианта, где газы снаружи труб принято:
количество труб в ряду – 131 шт., число рядов труб
по ходу воздуха – 16 шт. Количество труб в одном
ходу – 2096 шт., длина труб в ходу 3,5 м; площадь
наружной поверхности одного хода – 1318,6 м2.
Для анализа были сформированы две математические модели и алгоритмы, которые непосредственно связаны друг с другом:
1) расчет параметров и эффективности газотурбинной установки;
2) расчет параметров и эффективности воздухоподогревателя с учетом распределения локальных теплогидравлических параметров и условий
эксплуатации.
Математическая модель и алгоритм расчета
регенератора предусматривает разбивку теплообменника на дискретные элементы (микротеплообменники) [4]. Число элементов разбивки на длине
труб одного хода принято равным 10 (что обеспечивает достаточную точность расчета [4]).
Свойства теплоносителей, параметры теплоотдачи и теплопередачи [5] в каждом микротеплообменнике различны и зависят от особенностей
компоновки аппарата, начальных участков и загрязнений. Расходы и скорости среды внутри каждого ряда труб определялись специально разработанным алгоритмом гидравлического расчета с использованием теории графов, где учитывались гидравлические и местные сопротивления [6].
Результаты исследований. Результаты анализа зависимости степени регенерации и эффективного КПД ГТУ от количества ходов в регенераторе приведены на рис. 1.
Как видно из рис. 1 при выбранных конструктивных параметрах ходов (секций) эффективность
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
33
Рабочие процессы ДВС
регенераторов, т.е. степень регенерации, не отличается. Эффективный КПД ГТУ сначала повышается
за счет увеличения степени регенерации, а затем
падает за счет увеличения потерь давления в регенераторе. Причем максимальный КПД в варианте,
где газы снаружи, составил 27,83 % в четырехсекционном аппарате площадью 5274,7 м2, в варианте,
где газы внутри труб, составил 29,08 % в шестисекционном аппарате площадью 9824,2 м2.
Рис. 1. Показатели эффективности регенератора и установки в зависимости от количества ходов
(секций) в регенераторе:
а – степень регенерации; б – эффективный КПД ГТУ
На рис. 2 представлена подобная зависимость
степени регенерации и эффективного КПД ГТУ, но
уже от общей площади поверхности аппаратов. Из
рис. 2 видно, что вариант, где газы снаружи, эффективнее с точки зрения теплообмена, а вариант,
где газы внутри, лучше по термодинамической эффективности. Это объясняется более весомым
влиянием абсолютных величин потерь давления на
выхлопе на эффективность цикла ГТУ по сравнению с потерями после компрессора.
Следующим этапом исследования было определение влияния перепуска горячих газов мимо
регенератора. При этом уменьшаются потери давления по тракту выхлопа установки, что положительно влияет на ее КПД, однако уменьшается и
эффективность самого воздухоподогревателя (степень регенерации), что будет снижать КПД установки. Таким образом, присутствует задача оптимизации.
На рис. 3 показаны результаты исследования
для базовых (выбранных) и других вариантов компоновки регенератора. Как видно из результатов
анализа, в базовом варианте, где газы внутри труб,
максимум КПД установки совпадает с долей перепуска =0 (т.е. оптимум отсутствует). В вариантах,
где газы снаружи труб, максимальные значения
присутствуют с долей перепуска  = 0,2÷0,3; причем наибольший КПД установки 28,0 % в пятиходовом варианте. Следует отметить, что это повы-
34
ISSN 0419-8719
шение КПД незначительное.
Далее было исследовано влияние компоновки
на возникающие опасные разности температур
стенки (на стыке ходов в одной точке на одной
трубе) и на максимальную температуру стенки. Как
показал анализ результатов дискретного расчета,
максимальные разности температур в базовых вариантах составили 28,9÷33,6 С при максимальных
температурах стенки 394,4÷396,2 С. В вариантах с
перепуском газов максимальные разности температур увеличиваются на 10 С при доли перепуска
=0,2÷0,3 (как раз, где присутствует максимальный
КПД). Далее с увеличением доли перепуска максимальные разности температур снижаются, также
снижаются максимальные температуры стенки.
Выводы. Разработаны математические модели, методики и алгоритмы системного анализа газотурбинной установки с учетом эффективности
работы регенератора-воздухоподогревателя и распределения в нем локальных теплогидравлических
параметров. Для стационарной газотурбинной установки ГТ 35 ХТГЗ разработана конструкция
трубчатого регенератора. Расчет произведен в двух
вариантах: газы движутся снаружи труб или внутри
них. Найден максимальный эффективный КПД,
который можно получить с использованием регенератора выбранной конструкции, который в варианте, где газы снаружи, составил 27,83 % (4 хода,
площадь 5274,7 м2), в варианте, где газы внутри
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Рабочие процессы ДВС
труб, составил 29,08 % (6 ходов, площадь
9824,2 м2). Экономия топлива на номинальном режиме составит до 2100 кг.у.т. в час. Таким образом,
можно сделать вывод, что вариант, где газы снаружи, эффективнее с точки зрения теплообмена, а
вариант, где газы внутри, лучше по термодинамической эффективности установки. Проведено ис-
следование целесообразности использования перепуска газов мимо регенератора с точки зрения повышения его надежности и экономичности установки. Представляется целесообразным в дальнейшем провести оптимизационные расчеты, где
учесть баланс между экономией топлива и затратами на изготовление аппаратов.
Рис. 2. Показатели эффективности регенератора и установки в зависимости от площади поверхности
регенератора
а – степень регенерации; б – эффективный КПД ГТУ
Рис. 3. Показатели эффективности регенератора и установки в зависимости от доли перепуска горячих
газов мимо регенератора:
a – степень регенерации; б –эффективный КПД ГТУ
Список литературы:
1. Стационарные газотурбинные установки: справочник
/ [Л. В. Арсеньев, В. Г. Тырышкин, И. А. Богов и др.] ; под
ред. Л. В. Арсеньева и В. Г. Тырышкина. – Л. : Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1989. – 543 с. 2. Нигматулин
И. Н. Тепловые двигатели / Нигматулин И. Н., Шляхин
П. Н., Ценев В. А. ; под ред. И. Н. Нигматулина. – М. :
Высшая школа, 1974. – 375 с. 3. Ганжа А. Н. Повышение
эффективности стационарной ГТУ с учетом моделирования процессов в регенераторе-воздухоподогревателе /
А. Н. Ганжа, Н. А. Марченко // Газотурбинные техноло-
ISSN 0419-8719
гии. – Рыбинск: ООО «Издательский дом «Газотурбинные технологии», 2011. – № 9. – C. 36–39. 4. Братута Е.
Г. Удосконалена методика розрахунку температурних
характеристик теплообмінних апаратів з перехресним
плином та їх систем / Е. Г. Братута, А. М. Ганжа //
Енергетика: економіка, технології, екологія. – 2008. –
№ 1. – С. 61–65. 5. Теплопередача и гидравлическое сопротивление: справочник / [С. С. Кутателадзе]. – М. :
Энергоатомиздат, 1990.– 367 с. 6. Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям / Идельчик И.
Е. – М. : Машиностроение, 1975. – 559 с.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
35
Рабочие процессы ДВС
Bibliography (transliterated):
1. Stacionarnye gazoturbinnye ustanovki: spravochnik / [L. V. Arsen'ev, V. G. Tyryshkin, I. A. Bogov i dr.] ; pod red. L. V. Arsen'eva i
V. G. Tyryshkina. – L. : Mashinostroenie. Leningr. otd-nie, 1989. –
543 s. 2. Nigmatulin I. N. Teplovye dvigateli / Nigmatulin I. N.,
Shljahin P. N., Cenev V. A. ; pod red. I. N. Nigmatulina. – M. :
Vysshaja shkola, 1974. – 375 s. 3. Ganzha A. N. Povyshenie jeffektivnosti stacionarnoj GTU s uchetom modeliro-vanija processov v
regeneratore-vozduhopodogrevatele / A. N. Ganzha, N. A.
Marchenko // Ga-zoturbinnye tehnologii. – Rybinsk: OOO «Iz-
datel'skij dom «Gazoturbinnye tehnologii», 2011. – № 9. – S. 36–39.
4. Bratuta E. G. Udoskonalena metodika rozrahunku temperaturnih
harakteristik teploobmіnnih aparatіv z perehresnim plinom ta їh
sistem / E. G. Bratuta, A. M. Ganzha // Energetika: ekonomіka,
tehnologії, ekologіja. – 2008. – № 1. – S. 61–65. 5. Teploperedacha i
gidravlicheskoe soprotivlenie: spravochnik / [S. S. Kutateladze]. –
M. : Jenergoatomizdat, 1990.– 367 s. 6. Idel'chik I. E. Spravochnik
po gidravlicheskim soprotivlenijam / Idel'chik I. E. – M. : Mashinostroenie, 1975. – 559 s.
Поступила в редакцию 13.05.2013
Ганжа Антон Николаевич – доктор техн. наук, доцент, профессор кафедры теплотехники и энергоэффективных
технологий Национального технического университета «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина,
e-mail: [email protected]
Марченко Наталья Андреевна – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры системного анализа и управления Национального технического университета «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, e-mail:
[email protected]
ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ СТАЦІОНАРНОЇ ГТУ ЗА РАХУНОК РЕГЕНЕРАЦІЇ ТЕПЛОТИ
З МОЖЛИВИМ ПЕРЕПУСКОМ ГАЗІВ
А.М. Ганжа, Н.А. Марченко
Розроблено математичні моделі та алгоритми системного аналізу газотурбінної установки з урахуванням ефективності роботи повітропідігрівника і розподілу в ньому локальних теплогідравлічних параметрів. Для стаціонарної газотурбінної установки розроблені та проаналізовані варіанти конструкції трубчастого регенератора. Визначено максимальний ефективний ККД установки, який можна одержати з використанням регенератора обраної конструкції.
IMPROVING THE EFFICIENCY OF THE INTRODUCTION OF A STATIONARY GAS TURBINE HEAT
RECOVERY FROM THE POSSIBLE GAS BYPASS
A.N. Ganzha., N.A. Marchenko
The mathematical models and algorithms for system analysis of gas turbine performance-air heater and local distribution in
its thermal and hydraulic parameters are developed. The complex design of the tube regenerator for a stationary gas turbine is
developed and analyzed. The maximum effective efficiency of the installation, which can be obtained using the chosen design of
the regenerator, is determined.
36
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
УДК 620.179.112:621.43
В. Г. Заренбин, Н.И. Мищенко, В.В. Богомолов
К РАСЧЕТУ НА ЗАЕДАНИЕ ДЕТАЛЕЙ ЦПГ ДВС
Предложен метод расчета на заедание деталей цилиндро-поршневой группы двигателя внутреннего сгорания, учитывающий теплофизические и временные факторы в зоне контакта при неустановившемся характере трения. Предложенная методика предусматривает расчет в два этапа: расчет максимальной температуры на контакте и расчет времени, за которое на микровыступе может восстанавливаться адсорбционный слой. Результаты расчета дают возможность теоретической оценки вероятности появления задира
в паре трения поршневое кольцо-гильза цилиндра ДВС в условиях повторно-кратковременного режима трения.
Проблема. Проблема задира с последующим
катастрофическим износом узлов трения ряда машин, возникающая при постоянном стремлении к
их высоким удельным массогабаритным показателям и интенсификации рабочих процессов, становится все более актуальной.
При проектировании, изготовлении и эксплуатации машин принимаются все меры к повышению
сопротивляемости деталей к задиру путем правильного выбора материалов и методов их обработки, оптимизации конструкции, совершенствования приработки, создания гидродинамического
режима смазки, улучшения ее противозадирных
свойств. Всему этому способствует наличие достаточно надежных расчетно-теоретических методов
оценки противозадирной стойкости деталей, обеспечивающих требуемую работоспособность узлов
трения. Общепризнанным направлением дальнейшего развития таких методов расчета является
комплексный учет влияния механических, тепловых и кинематических факторов.
В работах [2, 3] приведены критериальные зависимости для оценки противозадирной стойкости
трущихся тел, однако в них отсутствуют сведения
по расчету параметров комплексов, применительно
к условиям трения и режимам работы деталей двигателей внутреннего сгорания. Например, формулы
по определению контактных температур, характеристик множественного контакта и т.д.
Цель работы. Разработать термовременной
метод расчета на заедание деталей ДВС, учитывающий теплофизические и временные факторы в
зоне контакта при неустановившемся характере
трения.
Основной материал. Известно [1], что под
заеданием принято понимать процесс возникновения и развития повреждения поверхности трения
вследствие схватывания и переноса материала.
Реализация заедания при граничной смазке происходит в такой последовательности [3, 4]. В начале
на части поверхности контакта трущихся тел разрушается граничный слой с образованием адгезионных связей между контактирующими поверхно-
стями. Разрушение этих связей при относительном
перемещении тел приводит или к умеренному адгезионному изнашиванию (микросхватывание), или,
при достижении критического числа адгезионных
связей с учетом свойств контактирующих тел, к
схватыванию двух поверхностей по всей площади
номинального контакта, которое сопровождается
вырывами и задирами поверхностей.
Если в процессе скольжения участки поверхности, на которых произошло разрушение граничного слоя, будут успевать пассивироваться, т.е.
покрываться адсорбированной пленкой смазочной
среды при заданной скорости скольжения, то число
участков не будет лавинообразно возрастать и
схватывание контактирующих поверхностей не
произойдет («самозалечивание» участков).
Скорость, с которой образуется граничный
смазочный слой на поверхности определяется температурой, нормальной нагрузкой и временем действия смазочной среды.
С учетом изложенного принимаем следующую расчетную модель:
1. При фрикционном взаимодействии шероховатых поверхностей каждый микровыступ испытывает циклическое воздействие со стороны микровыступа контртела (множественный контакт).
2. Максимальная температура на фактическом
пятне контакта рассматривается как сумма средней
поверхностной температуры tп и температурной
вспышки tj в условиях неустановившегося трения.
3. Учет влияния пленки масла на температуру
в контакте осуществляется с помощью приведенных теплофизических характеристик.
4. Доля тепла, идущая в каждое из контактирующих тел, находится из равенства максимальных
или средних поверхностных температур соприкасающихся поверхностей.
5. Повышение температуры фрикционного
контакта не вызывает дополнительных напряжений
и деформаций в зоне контакта.
Представленная схема предусматривает проведение расчетов последовательно в два этапа:
1. Расчет максимальной температуры на кон-
Заренбин, Н.И.
Мищенко, В.В.
Богомолов, 2013
 В. Г.
ISSN
0419-8719
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ 2'2013
37
Конструкция ДВС
такте tmax и проверка выполнения необходимого
условия заедания t max  tкр / пз , где tкр – критическая
температура заедания, найденная экспериментальным путем при заданных условиях трения; пз – коэффициент запаса надежности против заедания,
зависящий от конструктивных особенностей,
свойств контактируемых материалов, режимов работы, погрешности расчетов и других факторов.
2. Расчет времени ад , за которое на микровыступе может восстанавливаться адсорбционный
слой при его движении между пятнами контакта, и
проверка выполнения достаточного условия заедания  ад   , где  - время, достаточное для образования адсорбционного слоя на участках контактирующих поверхностей с разрушенным граничным слоем.
Выполнение двух условий приводит к схватыванию и в дальнейшем к задиру, выполнение только первого условия – к образованию отдельных
участков микросхватывания и умеренному адгези-
онному изнашиванию.
Максимальная температура в трибосопряжении поршневое кольцо (ПК) – гильза цилиндра
(ГЦ) ДВС при множественном контакте и неустановившемся трении, определяется согласно расчетной схеме (рис. 1) по формулам [5]:
tmax  tn  t j ,
t j . min 
N
qкdc
2
 тп.j

j 1
пp.j
.
θ Fo 1   θ Fo 2  ,
2 тп qк
t j,max  t j ,min 
(1)
j
j
 м м ,
  м
(2)
 м   2м / 3а м  ,
где θ( Fo ) 
1

2 Fo

0
1
erf 2  du ,
u
(Fo1j), (Fo2j) – функции при значениях критерия
Fo, соответственно
Fo1j  aпр.j  j n / d c2 , Fo2 j  aпр.j   jn  к  / d c2 ;
q
qк
qк
2(),
()
1(),
()
qк
2(),
()
1(,
()
1(),
()

...
0
к
q=0
п
q=0
jп
jп+
Рис. 1. Расчетная схема теплового взаимодействия неровностей при множественном контакте
п – промежуток времени между двумя последовательными контактами; к – длительность контакта;
dс – средний диаметр пятна контакта; апр.j , пр.j приведенные коэффициенты температуропроводности и теплопроводности за время действия теплового потока (ТП) соответствующего Foj;[5]; ам,
 м – коэффициенты температуропроводности и
теплопроводности масляной пленки (МП); м –
толщина МП; qк – интенсивность теплового потока; тп.j – коэффициент распределения теплового
потока; N – число циклов нагружения.
При малых значениях критерия Фурье
(Fo<0,1) формулу (1) можно упростить
 aпр.j  j п  апр.j ( j п   к ) 
2q N
 . (3)
t j ,min  к   тп.j 
 пр.j


 j 1


38
ISSN 0419-8719
При
 пр.j   н ;
апр.j  aн :
0,5 N


2 тп qк  а н 
   j п  j п   к ,
 н    j 1
что совпадает с выражением, приведенным в работе [6].
Время охлаждения микровыступа рассчитываs  d cp
,
 ад 
ется как
Vск
t min . j 
где s – среднее расстояние между пятнами контакта
[7, 9]; Vск – скорость скольжения ПК.
Для упругого контакта [6, 8]
1,5 v
sу 
2   r   2 v 1
2 
 
 pc  
 k
v





v 1
2 v 1
,
(4)
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
для пластического контакта
k1 
0 ,5
2  r  
(5)
где
Rmax
- комплексная характеристика шероr  в1/ 
ховатостей ПК и ГЦ;
[8]
sn 
v 1
   p c / HB ц  2 v
,
где  
1   ц2
1   к2
 

Eц
Eк
- обобщенная упругая
постоянная;
r 
rк  rц
rк  rц
- приведенный радиус закругле-
ния вершин неровностей;
Rmax = R max, к + R max, ц – наибольшая высота неровностей;
  к  ц
в  k  вк  вц 
R
max,к
1

max, к к
 Rmax,ц  
R
1
- параметры опорной
 Rmax,ц ц
кривой для случая контакта гладкой и шероховатой
поверхностей [9];
k 


к
к

 
ц
ц

Г( 
к
Г (
)  Г (
ц
 
)
к
ц
)
,
n2
,
k
(8)
к  d c / Vcк .
Величина U определяется из формулы Эйкина




 exp U / RT 
,
1  1  exp 
0 ,5

5
М  



V
10
3
,
2

ск 

 Т м  

где М – молекулярная масса; Тм – температура
плавления смазочного материала.
Отсюда при =0,5 энергия активации


0,5 

 RT . (9)
U  nn23,2  10 5  Vск  М
Тм
  кр1

 
Таким образом, величину U можно найти из
экспериментальных значений Ткр1 при различных
скоростях скольжения Vск.
Если принять, что скорость адсорбции молекул на поверхность микровыступа с разрушенным
граничным слоем при его последующем движении
между пятнами контакта пропорциональна доле
(1-2) металлического контакта, т.е.
d 2
 k 2 1   2  ,
d
тогда
 2  1  e  k2  ,
(10)
где Г() – числовые коэффициенты, выраженные
через Гамма-функции; , Е, НВц – коэффициент
Пуассона, модуль упругости и твердость материала
ГЦ соответственно.
Для расчета времени восстановления адсорбционного слоя ад предполагается, что температура
заедания Ткр1 определяет момент разрушения масляной пленки и образование очагов микросхватывания на поверхности микровыступа. Согласно
Кингсбюри [8] связь между долей 1 металлического контакта при граничной смазке и энергией
активации десорбции U описывается уравнением
(6)
1  1  e  k1 ,
где 2 – доля поверхности микровыступа, занятая
адсорбционным слоем; k2 – константа скорости
образования адсорбционных связей.
Допуская значения А и U при нагреве и охлаждении микровыступа в достаточной степени
близкими между собой, можно записать
где
В качестве примера термовременного расчета
на заедание рассмотрено трибосопряжение ПК-ГЦ
быстроходного дизеля 8Ч 12/12 в условиях трения
на номинальном режиме работы. Основные исходные данные: Rmax.к=1,610-6 м, Rmax.ц=1,4410-6 м,
rк=27010-6 м,
rц = 100010-6 м, vк=1,6, vц=2,
вк=2,16, вц = 2,37, НВц = 4ГПа, Рс=3,3 МПа , к = ц
= 0,23, ак= 2,1810-5 м2/с, ам= 8,6410-8 м2/с, п =
2600 мин-1, q=2,52108 Вт/м2 , м = 0,110-6м при
угле поворота коленчатого вала - =370о п.к.в.,
tn=160oC , N=2.
Среднее расстояние между пятнами контакта
согласно работе [9]
k1  A  e U / RT ;
(7)
А – предэкспоненциальный член уравнения Аррениуса, связанный с периодом колебаний адсорбированной молекулы в направлении, перпендикулярном к поверхности, и с расстоянием между адсорбционными центрами; Т – абсолютная температура; R – универсальная газовая постоянная;  время.
Допуская, что Т=Ткр1 при 0,5 [8], из выражения (6) получим для константы скорости образования металлических связей
ISSN 0419-8719
k 2  A  e U / RTn ,
(11)
где Тп – средняя поверхностная температура.
Полагая, что времени, остаточному для образования адсорбционного слоя на поверхности микровыступа, соответствует 2 =0,95 найдем
(12)
  n0,05 .
k2
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
39
Конструкция ДВС
.
-4
s = 1,37 10 м.
Используя известное выражение для среднего
диаметра пятна контакта, из работы [9] находим
dc = 9,5.10-6 м.
s
 3,5  105 с,
Тогда  p 
Vск
к 
dc
 2,6  10 6 с
Vск
и, соответственно, по уравнениям (1) и (2)
tmin=160,4oC,
tmax=218oC.
Согласно работе [9] и нашим исследованиям
критическая температура для масла М-10Г2 составляет tкр1=230…240оС.
Следовательно, при данных параметрах трения необходимое условие заедания не соблюдается,
и сопряжение ПК-ГЦ будет работать в режиме граничной смазки, хотя с учетом погрешности расчетов (10%) коэффициент запаса надежности против
заедания будет минимальным.
Энергия активации при Vск=3,6 м/с и
tкр1=240оС из уравнения (9) будет
U=38560 Дж/моль
и согласно уравнениям (8) и (7)
s  dc
при
 aд 
 3,5  105 с,
Vск
k1  2,657  105 ,
A  2,681  105 .
Константа скорости образования адсорбционных связей при tn=160oC и  aд  3,5  10 5 с из выражения (11) равна k 2  2,653  10 5 .
Тогда время, достаточное для образования адсорбционного
слоя,
по
формуле
(12)
5
  1,13 10 c.
Таким образом, ад больше [] и поэтому достаточное условие заедания не выполняется. Полученные результаты расчетов на заедание трущейся
пары ПК-ГЦ подтверждаются работоспособностью
дизеля 8Ч 12/12 в условиях номинальной нагрузки.
В заключение следует отметить, что ближайшей задачей совершенствования расчета является
дальнейшая
разработка
экспериментальнотеоретических методов оценки энергии активации
процессов образования и разрушения граничных
слоев моторных масел, а также переходных температур.
Выводы
1. Предложен метод расчета на заедание деталей цилиндро-поршневой группы двигателя
внутреннего сгорания, учитывающий теплофизиче-
40
ISSN 0419-8719
ские и временные факторы в зоне контакта при
неустановившемся характере трения.
2. Приведены формулы для расчета на заедание трибосопряжения поршневое кольцо-гильза
цилиндра
ДВС
в
условиях
повторнократковременного режима трения.
3. Дан пример расчета на заедание пары трения поршневое кольцо-гильза цилиндра быстроходного дизеля, результаты которого подтверждаются экспериментальными данными.
Список литературы:
1. Словарь-справочник по трению, износу и смазке деталей машин. – К.: Наукова думка, 1979. – 188 с. 2. Дроздов
Ю.Н. и др. Трение и износ в экстремальных условиях:
Справочник / Ю.Н.Дроздов, В.Г.Павлов, В.Н.Пучков. –
Машиностроение, 1986. – 224 с. 3. Федоров С.В. Термодинамические представления о процессе схватывания
металлов при граничной смазке / С.В. Федоров // Трение
и износ. – 1988. – т.9. – №3. – С.403 – 413. 4. Буяновский
И.А. Температурно- кинетический метод оценки температурных пределов работоспособности смазочных материалов при тяжелых режимах граничной смазки /
И.А. Буяновский // Трение и износ. – 1993. – т.14. – №1. –
С.129 – 142. 5. Расчет температурной вспышки при
множественном контакте и граничной смазке. /
В.Г.Заренбин // Вісник Придніпровської державної
академії
будівництва
та
архітектури.
–
Дніпропетровськ: ПДАБА. – 2011. – №6 – 7. – С.12 – 16.
6. Мышкин Н.К. Трение, смазка, износ. Физические основы и технические приложения трибологии / Н.К. Мышкин, Петроковец М.И. – М.: ФИЗМАТЛИТ, 2007. – 368 с.
7. Оценка среднего расстояния между пятнами контакта в паре трения гильза цилиндра -поршневое
кольцо двигателя внутреннего сгорания. / В.Г. Заренбин,
Г.Г. Карасев // Вісник Придніпровської державної
академії
будівництва
та
архітектури.
–
Дніпропетровськ: ПДАБА, 2009. №10 – С.23 – 28. 8.
Буяновский И.А. Энергия активации процессов реализации переходных температур при граничной смазке //
Трение и износ, 1991. – т.12. – №6. – С.1094 – 1107. 9.
Крагельский И.В. Основы расчетов на трение и износ /
Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов В.С.. – М.:
Машиностроение, 1977. – 526с. 10. Матвеевский Р.М.
Влияние температуры на трение и задир при возвратнопоступательном скольжении образцов / Р.М. Матвеевский, В.И.Комендант // Сб. исследование смазочных материалов при трении. – М.:Наука, 1981. – С.89 – 96.
Bibliography (transliterated):
1. Slovar'-spravochnik po treniju, iznosu i smazke detalej mashin. –
K.: Naukova dumka, 1979. – 188 s. 2. Drozdov Ju.N. i dr. Trenie i
iznos v jekstremal'nyh uslovijah: Spravochnik / Ju.N.Drozdov,
V.G.Pavlov, V.N.Puchkov. – Mashinostroenie, 1986. – 224 s. 3.
Fedorov S.V. Termodinamicheskie predstavlenija o processe
shvatyvanija metallov pri granichnoj smazke / S.V. Fedorov //
Trenie i iznos. – 1988. – t.9. – №3. – S.403 – 413. 4. Bujanovskij I.A.
Temperaturno- kineticheskij metod ocenki temperaturnyh predelov
rabotosposobnosti smazochnyh materialov pri tjazhelyh rezhimah
granichnoj smazki / I.A. Bujanovskij // Trenie i iznos. – 1993. – t.14.
– №1. – S.129 – 142. 5. Raschet temperaturnoj vspyshki pri
mnozhestvennom kontakte i granichnoj smazke. / V.G.Zarenbin //
Vіsnik Pridnіprovs'koї derzhavnoї akademії budіvnictva ta
arhіtekturi. – Dnіpropetrovs'k: PDABA. – 2011. – №6 – 7. – S.12 –
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
16. 6. Myshkin N.K. Trenie, smazka, iznos. Fizicheskie osnovy i
tehnicheskie prilozhenija tribologii / N.K. Myshkin, Petrokovec M.I.
– M.: FIZMATLIT, 2007. – 368 s. 7. Ocenka srednego rasstojanija
mezhdu pjatnami kontakta v pare trenija gil'za cilindra porshnevoe kol'co dvigatelja vnutrennego sgoranija. / V.G.
Zarenbin, G.G. Karasev // Vіsnik Pridnіprovs'koї derzhavnoї
akademії budіvnictva ta arhіtekturi. – Dnіpropetrovs'k: PDABA,
2009. №10 – S.23 – 28. 8. Bujanovskij I.A. Jenergija aktivacii
processov realizacii perehodnyh temperatur pri granichnoj smazke //
Trenie i iznos, 1991. – t.12. – №6. – S.1094 – 1107. 9. Kragel'skij
I.V. Osnovy raschetov na trenie i iznos / Kragel'skij I.V., Dobychin
M.N., Kombalov V.S.. – M.: Mashinostroenie, 1977. – 526s. 10.
Matveevskij R.M. Vlijanie temperatury na trenie i zadir pri
vozvratno-postupatel'nom skol'zhenii obrazcov / R.M. Matveevskij,
V.I.Komendant // Sb. issledovanie smazochnyh materialov pri trenii.
– M.:Nauka, 1981. – S.89 – 96.
Поступила в редакцию 01.07.2013
Заренбин Владимир Георгиевич – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедры Эксплуатации и ремонта
машин Приднепровской Государственной Академии Строительства и Архитектуры, Днепропетровск, Украина, е-mail:
ЕРМ@mail Pgasa.dP.ua.
Мищенко Николай Иванович – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедры Автомобильного транспорта Автомобильно-дорожного института Донецкого национального технического университета, Горловка, Украина.
Богомолов Виталий Виленович – старший преподаватель кафедры Эксплуатации и ремонта машин Приднепровской Государственной Академии Строительства и Архитектуры, Днепропетровск, Украина,
е-mail: [email protected]
ДО РОЗРАХУНКУ НА ЗАЇДАННЯ ДЕТАЛЕЙ ЦПГ ДВЗ
В.Г. Заренбiн, М.І. Міщенко, В.В. Богомолов
Запропоновано метод розрахунку на заїдання деталей цилиндро-поршневої групи двигуна внутрішнього згорання,
що враховує теплофізичні і часові чинники в зоні контакту при несталому характері тертя. Запропонована методика
передбачає розрахунок в два етапи: розрахунок максимальної температури на контакті і розрахунок часу, за який на
мікровиступі може відновлюватися адсорбційний шар. Результати розрахунку дають можливість теоретичної оцінки
вірогідності задиру в парі тертя поршневе кільце-гільза циліндра ДВЗ в умовах повторно-короткочасного режиму тертя.
TO THE CALCULATION ON SEIZURE OF DETAILS OF ZPG OF ICE
V.G. Zarenbin, N.І. Міschenko, V.V. Bogomolov
The method of calculation on seizure of details of cylinder-pistons group of internal combustion engine is offered. Calculations were made taking into account thermophysical and temporal factors in the area of contact at the unset character of friction.
The offered method includes calculation in two stages: calculation of maximal temperature on a contact and timing, for which on
a microledge an adsorption layer can be restored. The results of calculation enable to conduct theoretical estimation of probability
of appearance of jamming in the pair of friction piston-ring-shell of cylinder of internal combustion engine in the conditions of
the repeatedly-temporal mode of friction.
УДК 629.4.02
Я.К. Склифус, В.И. Могила
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ФАЗОВЫХ ПЕРЕХОДОВ
ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ
Рассмотрена возможность применения фазовых переходов теплоносителя в системе охлаждения тепловозного дизеля. Определены преимущества, недостатки и перспективы данного направления. Описана принципиальная схема системы охлаждения дизеля тепловоза с использованием фазовых переходов теплоносителя, а также определены рациональные физические свойства и химический состав теплоносителя. Также
описаны теоретические и экспериментальные исследования работы серийных радиаторных секций в режиме конденсатора пара, математическое моделирование процесса теплоотдачи при конденсации пара в
плоскоовальных трубах, и представлены результаты регрессионного анализа экспериментальных данных.
Постановка проблемы
Дизели тепловоза являются весьма несовершенными тепловыми машинами: из 100% тепловой
энергии сгорания топлива только ≈37% преобразуется в полезную работу. Остальная теплота теряется в результате теплоотдачи корпуса дизеля
(≈3,5%), выбрасывается в атмосферу с выхлопными
газами (≈35%) и отводится теплоносителями: с ох-
лаждающей водой рубашки дизеля ≈14,5%, с охлаждающим маслом ≈10%, а также отводится часть
теплоты наддувочного воздуха с помощью воздухоохладителя [1]. Тепловая энергия, отведенная
теплоносителями, рассеивается в холодильной камере тепловоза, при этом на циркуляцию теплоносителей и привод вентиляторов холодильной каме-
 Я.К.Склифус, В.И.Могила, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
41
Конструкция ДВС
ры расходуется еще 8-9% от полезной мощности
дизеля [2].
Можно выделить два пути повышения экономичности существующих дизелей: использование
бросовой тепловой энергии, отведенной с теплоносителями и выхлопными газами, и снижение расходов мощности на функционирование системы
охлаждения.
Проанализировав тепловой баланс, можно
сделать вывод: дизель тепловоза производит в равной мере механическую и тепловую энергию. Следовательно, необходимо рассмотреть возможность
создания когенерационной системы охлаждения, в
которой механическая энергия будет использоваться для производства электроэнергии в дизельгенераторе, а тепловая энергия теплоносителей –
для испарения второго рабочего тела с последующим преобразованием этой тепловой энергии в
механическую.
Анализ последних исследований
и публикаций
Фазовые переходы теплоносителей являются
наиболее энергоемкими процессами, что делает их
очень перспективными в системах охлаждения
ДВС и в других теплообменных аппаратах.
Наибольшее распространение системы охлаждения с фазовыми переходами теплоносителей получили в судостроении. Огромные габариты дизельного отделения корабля позволяют использовать испарение и конденсацию дополнительного
теплоносителя во всех контурах системы охлаждения. Применение водяного охлаждения забортной
водой более эффективно, чем охлаждение воздухом, и позволяет использовать теплоносители с
низкой
температурой
кипениядовольно
конденсации. Это дает возможность использовать
высокое избыточное давление в испарительных
теплообменниках, получать пары теплоносителя с
высоким давлением, с последующим использованием этого пара для получения энергии в турбогенераторах и получения машинного холода.
Большая часть систем охлаждения ДВС с фазовыми переходами теплоносителей использует
только теплоту уходящих газов, поскольку это
наиболее простой вариант. Температура уходящих
газов высока и может достигать 350 °С, что позволяет использовать в качестве теплоносителя с фазовыми переходами дистиллированную воду и получать высокие давления пара [3]. Перепад давлений между испарителем и конденсатором в несколько атмосфер дает возможность использовать
турбогенераторы высокой мощности, которые способны генерировать энергию в размере 4...10% от
полезной мощности дизеля [3], то есть позволяют
42
ISSN 0419-8719
повысить общий КПД силовой установки на
4…5,5% [4].
Преобразование тепловой энергии уходящих
газов в механическую является весьма перспективным направлением и в автомобилестроении. Компанией BMW ведется разработка проекта
«Turbosteamer» по созданию системы утилизации
теплоты уходящих газов легковых автомобилей.
Создан опытный образец автомобиля с миниатюрной паровой турбиной. Проведенные испытания
показали повышение общего КПД на 10 % [5].
Теплота охлаждающей жидкости рубашки
ДВС, теплота наддувочного воздуха и масла теоретически также могут быть использованы в турбогенераторах. Однако, температура этих теплоносителей не высока, что препятствует получению высокого перепада давлений между испарителем и конденсатором и значительно снижает эффективность
турбогенератора. Также в этом случае в качестве
теплоносителя с фазовыми переходами требуется
использование легкокипящих жидкостей (фреонов,
хладонов и др.) с последующим догреванием образовавшегося пара. Эти трудности существенно ограничили использование теплоты системы охлаждения ДВС с помощью турбогенераторов.
Отдельное внимание следует обратить на использование фазовых переходов для создания искусственного холода. Этот способ утилизации тепловой энергии получил распространение на судовых ДВС. Как правило, используется теплота уходящих газов. Полученный холод, в основном, используется для охлаждения надувочного воздуха.
Использование теплоты уходящих газов для
создания искусственного холода позволяет повысить КПД ДВС на 1,5…2% для эжекторных холодильных машин, и на 3…4% для абсорбционных [4,
6].
Поскольку мощность судовых и тепловозных
дизелей очень высока, отведение образовавшегося
пара в атмосферу не представляется возможным, и
возникает необходимость использовать замкнутый
цикл циркуляции теплоносителя с кипением и конденсацией его в теплообменниках.
Процессы кипения довольно часто используются в аппаратах химической и пищевой промышленности, в результате чего был выведен ряд довольно точных расчетных зависимостей, описывающих процесс теплоотдачи при кипении жидкости внутри или снаружи круглых труб. Поскольку
охладители масла и наддувочного воздуха на тепловозах чаще всего состоят из круглых трубок, их
тепловой расчет при фазовых переходах не составляет особого труда.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
Однако процесс теплоотдачи при конденсации
пара изучен не достаточно полно: существующие
формулы дают различные результаты с высокой
погрешностью, а конденсация в трубах некруглого
сечения вообще мало изучена.
Постановка задачи
Для повышения эффективности и экономичности системы охлаждения дизеля тепловоза необходимо разработать принципиальную схему системы охлаждения с использованием фазовых переходов теплоносителя и провести тепловые и гидравлические расчеты всех теплообменников системы.
Это, в свою очередь, потребует подбора рационального теплоносителя.
Также следует подобрать наиболее эффективную конструкцию конденсатора пара, разработать
более точные расчетные зависимости и провести
экспериментальную проверку адекватности полученной математической модели.
После проектирования системы охлаждения
дизеля тепловоза с фазовыми переходами теплоносителей следует выполнить сравнительный расчет
экономичности разработанной и существующей
системы.
Результаты исследований
После проведения сравнительного анализа и
ряда предварительных тепловых расчетов выяснилось, что применение паровых турбин на тепловозах практически невозможно. Для этого необходимо использование теплоносителя с низкой температурой кипения, что позволило бы добиться высоких давлений в испарителе. Однако, в отличие от
судовых систем, где конденсатор пара охлаждается
забортной водой с низкой температурой и высоким
коэффициентом теплопередачи [3], на тепловозах
конденсация пара с температурой фазового перехода ниже +60°С при температуре окружающего
воздуха +40°С требует чрезмерно больших затрат
мощности. А использование теплоносителя с температурой кипения выше +80°С не обеспечит рациональные значения температур масла и наддувочного воздуха и потребует повышения габаритов
теплообменников-испарителей.
Следовательно, температура фазовых переходов теплоносителя должна быть в пределах 6080°С, что не позволяет использовать значительный
перепад давлений между испарителем и конденсатором.
Согласно результатам расчетов, применение
фазовых переходов в контуре охлаждения рубашки
дизеля тепловоза экономически и конструктивно не
выгодно (повышение затрат мощности и дополнительный теплообменник). Однако применение киISSN 0419-8719
пения-конденсации в контуре охлаждения масла и
наддувочного воздуха (без использования паровых
турбин) имеет явное преимущество над стандартной системой.
Масло и наддувочный воздух имеют свои оптимальные диапазоны рабочих температур. Однако
температура кипения охлаждающего теплоносителя имеет постоянное значение при нормальных
условиях окружающей среды, что препятствует
одновременному использованию фазовых переходов теплоносителя в охлаждении нескольких объектов. В свою очередь применение нескольких различных теплоносителей конструктивно сложно и
экономически не выгодно.
Целесообразно разработать способ регулирования температуры кипения теплоносителя, что
позволит использовать все преимущества фазовых
переходов теплоносителя при охлаждении масла
дизеля и наддувочного воздуха, и при этом использовать единый теплоноситель. Наиболее удобным
способом является изменение давления в испарителе.
В ходе проектирования был подобран ряд теплоносителей, соответствующих выдвигаемым требованиям. Одним из наиболее выгодных является
азеотропный раствор анилина C6H5NH2 (18,2 %)
на основе воды (81,8 %), с температурой кипения
при нормальных условиях 75 оС [7, 8]. Значительное содержание воды обеспечивает невысокую себестоимость и низкую токсичность раствора.
(Азеотропные растворы не разделяются при испарении и конденсации и ведут себя как цельное вещество.) Указанный раствор химически и коррозионно неактивен для металлов и резиновых уплотнений, не горюч и не взрывоопасен, химически
стабилен. Обладает высокими значениями теплоты
фазовых переходов, теплоемкости, невысокой вязкостью и пониженной температурой замерзания 5ºС. Путем незначительного изменения давления
возможно обеспечение значения температуры кипения, необходимого для охлаждения масла и наддувочного воздуха до рациональных значений.
Описание проектной системы. Приняв во
внимание все вышеизложенное, принципиальная
схема проектной системы охлаждения тепловозного дизеля с использованием фазовых переходов
теплоносителей примет следующий вид (патенты
Украины № 54682, 64764, 66915, 66918, 78663,
96712):
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
43
Конструкция ДВС
Рис. 1. Принципиальная схема предлагаемой системы охлаждения дизеля тепловоза с фазовыми
переходами теплоносителя: 1 – дизель; 2 – турбокомпрессор; 3 – воздухоохладитель; 4 – маслоохладитель; 5 – насосы, компрессоры; 6 – конденсатор
«холодного» контура; 7 - конденсатоотводчик; 8 –
расширительный бак; 9 - радиатор «горячего»
контура; 10 – топливоподогреватель и отопительное оборудование; 11 – контур экономайзера;
- газ;
- жидкость;
- вентиль закрытый; LE, PE, TE - датчики уровня, давления, температуры
Система работает следующим образом: жидкий теплоноситель подается из расширительного
бака 8 в трубки рекуперативных теплообменников:
охладителя наддувочного воздуха 3 и охладителя
масла 4. Эти трубки омываются снаружи горячим
наддувочным воздухом и горячим маслом соответственно, что вызывает кипение теплоносителя. Образующийся пар забирает теплоту и отводится в
конденсатор. Отвод пара осуществляется с помощью компрессора или центробежного насоса в теплое время года, либо самотеком в обход насоса в
холодное время года.
Конденсатор 6 обдувается наружным воздухом с помощью вентиляторов холодильной камеры
тепловоза, что вызывает охлаждение и конденсацию пара и отвод теплоты. Полученный конденсат
отводится через конденсатоотводчик 7 в расширительный бак 8, чем обеспечивается замкнутый
цикл.
Охлаждение воды рубашки дизеля осуществляется как в стандартной системе охлаждения: с
помощью насоса и радиаторов 9 «горячего» контура.
44
ISSN 0419-8719
Топливоподогреватель 10 и отопительное
оборудование используют теплоту воды дизеля.
Применение экономайзера 11 в принципе возможно как на существующих системах охлаждения, так и на проектной. Однако дефицит пространства в кузове тепловоза существенно препятствует внедрению экономайзеров, вследствие чего
в данной работе расчет экономайзера не проводился.
Фазовые переходы теплоносителя в «холодном» контуре системы охлаждения дизеля тепловоза могут дать ряд существенных преимуществ, относительно традиционной системы:
1. Постоянная рациональная температура охлаждающего теплоносителя, равная его температуре кипения при заданном давлении, независимо от
режима работы дизеля и условий окружающей среды.
2. Постоянная оптимальная температура масла
при любых условиях окружающей среды (традиционно рабочий температурный диапазон для масла
тепловозных дизелей 70…90 ºС [9], однако данные
значения адаптированы к тому, что охладитель
масла и наддувочного воздуха включены последовательно и оказывают влияние друг на друга. В
действительности, оптимальная температура масла
должна быть 80…90 ºС, что обеспечивает высокие
смазывающие свойства при минимально допустимой вязкости [10].
3. Снижение расхода мощности на циркуляцию теплоносителей. К примеру, удельная теплота
парообразования воды составляет 2257 кДж/кг, а
удельная теплоемкость 1 килограмма воды 4,2
кДж/кг°С [11]. Следовательно, количество теплоты, способное нагреть 54 кг воды на 10оС, может
быть отведено путем испарения всего 1 кг воды.
Таким образом, насос, подающий жидкость в испаритель, должен перекачивать малый ее объем, что
значительно снижает расход мощности на его привод. Также в десятки раз снижается необходимый
общий запас теплоносителя. Образовавшийся пар,
который отводится в радиаторные секции, имеет
очень низкую вязкость, что также значительно
снижает гидравлическое сопротивление радиаторов
и трубопроводов. При условиях хорошей теплоотдачи от радиаторов возможно обеспечение всасывающего эффекта при конденсации пара, что создаст разность давлений и заставит пар перемещаться самотеком без затрат мощности на его транспортировку.
4. Повышение эффективности радиаторных
секций. Объем пара, необходимый для отвода теплоты «холодного» контура, обеспечивает значительную скорость движения пара по трубкам раДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
диаторных секций (до 25 м/с). Таким образом, коэффициент теплоотдачи от пара к трубкам и коэффициент теплопередачи радиаторных секций в цезначительно повышается. Это позволяет
лом
уменьшить количество радиаторных секций либо
снизить расход мощности на привод вентиляторов.
(Повышение скорости пара компенсируется его
малой вязкостью, что обеспечивает невысокое гидравлическое сопротивление.)
5. Отсутствие накипи и засорений в секциях
радиаторов. При кипении происходит постоянная
дистилляция теплоносителя. При этом все продукты коррозии и накипеобразования остаются в разборных охладителях масла и наддувочного воздуха, крупные круглые и прямые трубки которых
легко поддаются механической очистке.
6. Возможна работа испарительных теплообменников в режиме тепловых аккумуляторов. В
системе охлаждения с фазовыми переходами теплоноситель в охладителе масла и наддувочного
воздуха не циркулирует постоянно, а только доливается до необходимого уровня и испаряется при
кипении. Таким образом, при остановке дизеля
кипение теплоносителя прекращается и теплообменник подобен термосу с теплой жидкостью, что
весьма выгодно в условиях низких температур окружающего воздуха.
Математическое моделирование. Плоскоовальная форма трубок радиатора является наиболее эффективной и экономичной с аэродинамической точки зрения, что делает стандартные радиаторные секции перспективными для использования
в качестве конденсаторов пара.
Однако для точных тепловых расчетов необходимо рассчитывать коэффициент теплоотдачи от
пара к стенкам (далее α1) для конденсации пара
внутри плоскоовальных труб (рис. 2, 3).
Рис. 3. Схема образования
конденсата возле стенки
трубки с указанием баланса
массовых расходов: mk –
массовые расходы; dz – элементарное кольцо слоя конденсата; δ – толщина пленки конденсата
Для плоскоовального сечения трубы элементарную площадку разобьем на две составляющие
(см. рис. 2):
(а) две полуокружности:
x1  (nR;(n  1) R )  ((n  1) R; nR) ; y1  ( R; R ) ;
(б) прямоугольник:
x1  ((n  1) R;(n  1) R ) , y1  ( R; R ) .
Передача тепла в потоке теплоносителя при ламинарном режиме определялась уравнением Фурье, при
турбулентном – уравнением Фурье-Кирхгофа. Применив к этим уравнениям преобразование Ханкеля и Лапласа, получили выражения, определяющее распределение температуры по координате y по времени (соответственно: (1) - для ламинарного, (2) - для турбулентного
режима) и Δt на элементарном участке:
r
J 0 ( y 1 ) J1 ( y)
qr
r0
y
erf (
 0
t )dy
y
r0
 0

T( y ,t )

T( y ,t )  
0
(1)
2
J 0 ( y / r0 )
 ( y  y / r0 ) 
(exp 
 
2
2 t
 4   t 
2
 ( y  y / r0 ) 
 exp 
 )dy ,
2
 4 t 
(2)
где  - коэффициент температуропроводности; Т температура теплоносителя; t - время; у – ось координат, направленная по нормали к стенке; r1 - радиальная координата; λ - коэффициент теплопроводности; q - плотность теплового потока; r0 - по-
Рис. 2. Сечение плоскоовальной трубки радиатора тепловоза: O1, O2 – центры полуокружностей; R – радиусы
полуокружностей; n – отношение 2R к ширине трубы
ловина линейного размера элементарного точечноr
y
го параллелепипеда; J 0 ( y 1 ) , J 0 ( ) , J1 ( y ) –
r0
r0
интегральные формулы Бесселя для действительy
t ) – функция ошибок.
ного аргумента; erf (
r0
Расчет толщины пленки проводился исходя из
баланса массовых расходов для элементарного
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
45
Конструкция ДВС
кольца слоя конденсата с толщиной dz. Если (см.
рис. 3) обозначить поступающую в элементарное
кольцо массу конденсата mК1 , вытекающую массу
конденсата mK2 и конденсирующуюся в свободной
поверхности пленки массу mК3 , то [12]:
где τс –напряжение на границе конденсата и стенки;
τδ – напряжение на поверхности пленки вследствие
трения пара; dp/dz – падение давления в направлении течения пара [12]:
(15)
2
(3)
mk1  mk 3  mk 2 ,
Для участка (а) массовые расходы определяются формулами [12]:
y  ( z )
(4)
mk 1  2 k  ( R  y )  wk ( y )dy ,
y 0
mk 2  mk1 
mk 3
dmk1
(5)
dz ,
dz
 t
 2 k ( R  )dz
r 
(6)
где ρк – плотность конденсата; wк(y) – скорость
конденсата; r – удельная теплота испарения; δ –
толщина пленки конденсата; t – разность температуры пара и температуры стенки.
Для участка (б) массовые расходы рассчитывались по следующим формулам:
(7)
 ( z)
mk1   k
 ( R  y)  wk ( y)dy  4(n  1) R ,
0
mk2  mk1 
(8)
dmk1
dz ,
dz
(9)
 t
mk3  k (4(n  1) R )dz ,
r 
Неизвестное распределение скорости wк (y)
было представлено в виде кубической параболы
[12]:
(10)
wk ( y )  A  B  y  C  y 2  D  y 3 .
Коэффициенты A, B, C, D определяются граничными условиями [12]:
(11)
y0
wk ( y )  0 ,
y0
(
wk

)0  с ,
y
k
(12)
y0
(
 2 wk
1 dp
)0 
(  g k ) ,
2
 k dz
 y
(13)
y
(
wk

)   ,
y
k
(14)

dp
1  П wП
,

dz
2R 2
где   0,184 Re П0, 2 ; ReП – критерий Рейнольдса
для пара; wП – скорость пара (локальная для взятого участка).
Далее, на основании теплового баланса, была составлена система уравнений, характеризующая процесс
теплоотдачи при конденсации пара внутри плоскоовальных труб:
  k  t R   d y ( z )
   ( R  y )wk ( y)dy


dz y 0

 r k

(z)
  k  t  d  ( R  y )w ( y)dy
k
 r k 
dz 0

y  ( z )
R 2 wП 0
2 k

w


 (R  y)wk ( y)dy
 П ( R  ) 2 ( R  ) 2 
П y 0

( z )

w R
k
wП  П 0 
( R  y )wk ( y)dy
( R  )  П (R  ) 0

ISSN 0419-8719
(17)
(18)
(19)
где wП 0 – начальная скорость пара на входе в
трубку.
Для определения толщины пленки конденсата
δ(z), были численно решены полученные системы
уравнений с начальными условиями (14)…(18) а
также (20):
(20)
z  0 → (0)  0 ;
z  0 → wП (0)  wП 0 .
Решение уравнений (16), (17) проводилось методом Рунге-Кутта; интегралы (18) и (19) были решены методом Симпсона. Далее для заданного шага интегрирования была получена таблица рассчитанных значений толщины пленки конденсата. После аппроксимации полученных значений была
получена модель образования пленки конденсата
по длине трубы для круглого и плоскоовального
сечения.
После вычисления массовых расходов, распределения температуры в средах и толщины пленки конденсата, был определен локальный α1i и
средний коэффициент теплоотдачи α1ср согласно
переданному количеству теплоты:
1i 
46
(16)
r  mk 3  t  c k mk 2
, 1ср 
Ft

z
1i
(21)
h
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
где ck – теплоемкость конденсата; F – площадь поверхности трубы; z – длина трубы; h – шаг интегрирования.
Все вычисления проводились в специально
написанном программном обеспечении.
Экспериментальные исследования. Для
проверки и уточнения результатов численного решения полученной системы уравнений, моделирующей процесс теплоотдачи при конденсации
пара внутри труб плоскоовального сечения, проведен ряд физических и численных экспериментов.
Физические эксперименты проводились на серийной водо-воздушной радиаторной секции ВС0,5. Внутренняя и внешняя поверхности радиаторной секции были тщательно подготовлены путем
очистки водяным и воздушным потоками, механической и химической обработками. Далее, для определения чистоты и качества исследуемого образца, были проведены тепловые испытания выбранной радиаторной секции в стандартном режиме с
помощью универсального теплотехнического стенда [9]. Отклонение расчетного коэффициента теплопередачи от экспериментального составляло в
среднем ±0,4 %, что позволило использовать расчетные зависимости для определения коэффициента теплоотдачи от поверхности радиаторной секции
к воздуху в дальнейших экспериментах.
После этого проводились испытания радиаторной секции в режиме конденсатора пара с помощью модифицированного стенда для теплотехнических испытаний радиаторов (рис. 4).
При проведении эксперимента варьировались
значения трех факторов: рабочая длина трубок z
(т.е. рабочая поверхность теплообмена), линейная
скорость пара на входе в трубки wП 0 и массовая
скорость воздуха на входе в радиатор uвз. Остальные факторы (форма трубок радиатора, физикохимические свойства теплоносителя, давления в
баке и радиаторе, температура воздуха на входе в
радиатор и т.д.) являлись константами.
В соответствие с правилами планирования
экспериментов было проведено 15 опытов по три
замера данных в установившемся режиме. Результаты экспериментальных исследований были аппроксимированы уравнением регрессии вида
1ср  f ( z, wП 0 , u вз ) . Однако, uвз не является самостоятельным фактором и включает в себя влияние
плотности и температуры охлаждающего воздуха.
Исходя из этого, на основании равенства тепловых
потоков был проведен расчет температуры внутренней поверхности стенки трубок tст, прямое измерение которой весьма затруднительно. В построении уравнений регрессии, как и в математической модели наиболее удобно использовать разность температуры пара и температуры стенки
t  t П 0  t ст  t к  t ст (температуры пара и конденсации в данном случае равны, поскольку перегрев пара не применялся).
На основе  1ср  f ( z, wП 0 , u вз ) было выведено
уравнение регрессии вида  1ср  f ( z, wП 0 , t ) и
экстраполировано на более широкий диапазон значений z и wП 0 . Для конденсации водяного пара в
трубке секции ВС-0,5 (см. рис. 2) уравнение регрессии имеет вид:
 1ср  3729  7,372  z - 5101  t  1056  wП 0 
2
 4258  z 2  20940  t 2  11,259  wП 0 
(22)
 58,89  z  t - 36.9  z  wП 0 - 333,06  t  w П 0
Рис. 4. Схема стенда для теплотехнических испытаний радиаторных секций при конденсации теплоносителя: 1 - радиатор; 2 - патрубок; 3 - переходник; 4 - трубопровод воздуха; 5 - центробежный вентилятор; 6 - электродвигатель; 7 - трубопровод для конденсата; 8 - бак нагревательный; 9 ТЭН; 10 - компрессор; 11 - вентиль; 12 - микроманометр; 13 - сегментная диафрагма; 14 - термометр; 15 - трубка полного давления; 16 - пульт
управления, вольтметр, амперметр; 17 - мерная
емкость для конденсата
ISSN 0419-8719
Рассчитанные значения t позволили провести сравнение результатов математического моделирования с результатами отдельных опытов физического эксперимента, а также с результатами выведенного уравнения регрессии.
При конденсации пара внутри трубы плоскоовального сечения, образовавшаяся пленка конденсата под действием сил поверхностного натяжения
перемещается на оба закругленных края сечения,
освобождая плоскую часть внутренней поверхности. Эти процессы не были учтены при математическом моделировании, что привело к занижению
теоретических результатов на ≈12% относительно
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
47
Конструкция ДВС
результатов эксперимента. Это влияние было введено поправочным коэффициентом в программу
численного решения теоретических зависимостей.
В итоге среднее отклонение теоретических
данных от экспериментальных составило ≈17%,
при этом 1ср для плоскоовальной трубы длиной
z=1 м может превышать 1ср для круглой трубы
эквивалентного диаметра на 30...40%.
Далее был проведен ряд численных экспериментов – сравнение влияния отдельных физикохимических параметров теплоносителя на коэффициент теплоотдачи при конденсации пара внутри
труб плоскоовального сечения (на основе математической модели) и внутри круглых труб эквивалентного сечения (использовались усредненные
результаты, полученные по наиболее известным
формулам Х. Уонга, В.П. Исаченко, Х. Хартмана,
С.С. Кутателадзе, А.А. Жукаускаса, А.В. Болгарского и др.)
Массовая доля анилина в выбранном для проектной системы охлаждения азеотропном водном
растворе весьма мала, и почти все физикохимические параметры раствора отличаются от
параметров воды в пределах ±5%. Единственный
параметр, значение которого существенно отличалось – вязкость конденсата. Соответственно, на
основе программы для численного решения математической модели процесса конденсации пара
был проведен четырехфакторный численный эксперимент, учитывающий влияние на 1ср таких
факторов:  1ср  f ( z, wП 0 , t ,  к ) , где  к - динамическая вязкость теплоносителя. Полученные результаты аппроксимированы уравнением регрессии:
 1ср  5437  5,6  10 3  z - 23  10 3  t 
 956,46  wП 0  1,53  10 6   к  3369  z 2 
2
2
 14570  t 2  5,278  wП 0  3,135  10 9  к 
(23)
6
 3834  z  t  65,288  z  wП 0  1,9  10  z   к 
 367,438  t  wП 0  1,938  10 7  t   к 
 1,842  10 5  wП 0   к
(для воды  к  2,994  10 4 Па·с; для раствора анилина  к  9,861  10 4 Па·с; именно -4 степень обуславливает высокие степени в уравнении регрессии)
Уравнение (23) позволяет вычислить 1ср при
конденсации пара воды, азеотропного водного раствора анилина либо паров других веществ, отличающихся от воды только вязкостью.
48
ISSN 0419-8719
Ведется разработка критериального уравнения, позволяющего вычислять 1ср для различных
веществ.
Экономические показатели проектной системы. С использованием полученных уравнений
регрессии были проведены уточненные тепловые и
гидравлические расчеты для каждого теплообменника проектной системы охлаждения дизеля, использующей фазовые переходы азеотропного раствора анилина. Расчеты проводились для всех температур окружающей среды в диапазоне t вз=±40 °С
с шагом в 5 °С (рис. 5).
Рис. 5. График влияния температуры окружающего воздуха на величину суммарного расхода мощности на функционирование «холодного» контура
системы охлаждения дизеля тепловоза (2ТЭ116):
N1хк – для существующей системы, N2хк – для проектной системы
Выводы
1) Применение фазовых переходов в системе
охлаждения дизеля тепловоза является возможным
и перспективным.
2) Применение стандартных радиаторных секций в качестве конденсаторов пара является возможным и имеет преимущества над использованием радиаторов с круглыми трубками.
3) Численное решение выведенной системы
уравнений (16...19) позволяет с достаточной точностью рассчитать значение 1ср при конденсации
пара внутри плоскоовальных труб.
4) Использование для расчета 1ср при конденсации пара в плоскоовальных трубах расчетных
зависимостей, созданных для круглых труб, может
давать существенное искажение результата, следоДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
вательно, использование указанного программного
обеспечения либо уравнений регрессии (22,23) в
данном случае более уместно.
5) Необходимо дальнейшее изучение процесса
конденсации пара внутри труб различной формы
сечения и разработка критериальных уравнений,
описывающих данный процесс в общем виде.
6) Применение фазовых переходов теплоносителя в системе охлаждения дизеля тепловоза позволит добиться снижения среднегодового расхода
мощности на привод насосов и вентиляторов «холодного» контура на 20...31% (в зависимости от
климатической зоны и конструктивных особенностей системы).
Список литературы:
1. Двигатели внутреннего сгорания (тепловозные дизели
и газотурбинные установки) [Текст] / А.Э.Симсон,
А.З.Хомич, А.А.Куриц и др. – М. : Транспорт, 1980. – 384
с. 2. Конструкция, расчет и проектирование локомотивов [Текст] / А.А.Камаев, Н.Г.Апанович, В.А.Камаев и
др.; ред. А.А.Камаев. – М. : Машиностроение, 1981. –
351 с. 3. Селиверстов В.М. Утилизация тепла в судовых
дизельных установках [Текст] / В.М. Селиверстов. – Л. :
Судостроение, 1973. – 256 с. 4. Радченко Н.И. Направление утилизации тепла в судовых дизельных установках
и их реализация с применением холода [Текст] / Н.И.
Радченко, А.А.Стахель, А.А.Сирота, Д.В.Коновалов //
Авиационно-космическая техника и технология. – 2009. №4(61). – С. 62-65. 5. Паровой двигатель на BMW 5-й
серии [Электронный ресурс] // Синтезгаз. - 2008-2013. –
М.
:
Режим
доступа:
http://sintezgaz.org.ua
/energonovosti/173/ parovoi-vigatel-na-bmw-5-i-serii / 2011. - Название с домашней страницы Интернета. 6.
Сирота А.А. Судовые дизельные установки с тригенерационными контурами [Текст] / А.А.Сирота, Т.Бес,
Н.И.Радченко, Д.В.Коновалов // Авиационно-космическая
техника и технология. – 2009. – №8(65). – С. 47–51. 7.
Позин М.Е. Справочник химика [Текст] : В 3-х т. /
М.Е.Позин, О.Н.Григоров и др.; ред. Б.П.Никольский; изд.
2-е перераб. и доп. – М. : Химия, 1966. – 1070 с. – Т. 3. 8.
Хорсли Л. Таблицы азеотропных смесей [Текст] /
Л.Хорсли; перевод с англ. Н.К.Кочеткова; ред. А.Н.Кост.
– М. : Издательство иностранной литературы, 1951.–
292 с. 9. Куликов Ю.А. Системы охлаждения силовых
установок тепловозов [Текст] / Ю.А.Куликов. – М. :
«Машиностроение», 1988. – 280 с. 10. Воздействие температуры на моторное масло [Электронный ресурс] //
"Ойл Юнион" 2010. – Режим доступа: http://www.oilunion.ru/index/page/id/499/ – 2010. - Название с домашней
страницы Интернета. 11. Позин М.Е. Справочник химика [Текст] : В 3-х т. / М.Е. Позин, О. Н. Григоров и др.;
ред. Б. П. Никольский; изд. 2-е перераб. и доп. – М. : Химия, 1966. – 1070 с. – Т. 1. 12. Hartmann H. Wärmeübergang bei der Kondensation strömender Sattdämpfe in senkrechten Rohren [Text] / H.Hartmann // Chemie-IngeneurTechnic. – 1961. – Vol. 5, Bd. 33. – P. 343–348.
Bibliography (transliterated):
1. Dvigateli vnutrennego sgoranija (teplovoznye dizeli i gazoturbinnye ustanovki) [Tekst] / A.Je.Simson, A.Z.Homich, A.A.Kuric i dr. –
M. : Transport, 1980. – 384 s. 2. Konstrukcija, raschet i proektirovanie lokomotivov [Tekst] / A.A.Kamaev, N.G.Apanovich,
V.A.Kamaev i dr.; red. A.A.Kamaev. – M. : Mashinostroenie, 1981. –
351 s. 3. Seliverstov V.M. Utilizacija tepla v sudovyh dizel'nyh
ustanovkah [Tekst] / V.M. Seliverstov. – L. : Sudostroenie, 1973. –
256 s. 4. Radchenko N.I. Napravlenie utilizacii tepla v sudovyh
dizel'nyh ustanovkah i ih realizacija s primeneniem holoda [Tekst] /
N.I. Radchenko, A.A.Stahel', A.A.Sirota, D.V.Konovalov // Aviacionno-kosmicheskaja tehnika i tehnologija. – 2009. - №4(61). – S.
62-65. 5. Parovoj dvigatel' na BMW 5-j serii [Jelektronnyj resurs] //
Sintezgaz.
2008-2013.
–
M. :
Rezhim
dostupa:
http://sintezgaz.org.ua/energonovosti/173/parovoi-vigatel-na-bmw5-i-serii / - 2011. - Nazvanie s domashnej stranicy Interneta. 6. Sirota A.A. Sudovye dizel'nye ustanovki s trigeneracionnymi konturami
[Tekst] / A.A.Sirota, T.Bes, N.I.Radchenko, D.V.Konovalov // Aviacionno-kosmicheskaja tehnika i tehnologija. – 2009. – №8(65). – S.
47–51. 7. Pozin M.E. Spravochnik himika [Tekst] : V 3-h t. /
M.E.Pozin, O.N.Grigorov i dr.; red. B.P.Nikol'skij; izd. 2-e pererab.
i dop. – M. : Himija, 1966. – 1070 s. – T. 3. 8. Horsli L. Tablicy
azeotropnyh smesej [Tekst] / L.Horsli; perevod s angl.
N.K.Kochetkova; red. A.N.Kost. – M. : Izdatel'stvo inostrannoj literatury, 1951.– 292 s. 9. Kulikov Ju.A. Sistemy ohlazhdenija silovyh
ustanovok teplovozov [Tekst] / Ju.A.Kulikov. – M. : «Mashinostroenie», 1988. – 280 s. 10. Vozdejstvie temperatury na motornoe maslo
[Jelektronnyj resurs] // "Ojl Junion" 2010. – Rezhim dostupa:
http://www.oil-union.ru/index/page/id/499/ – 2010. - Nazvanie s
domashnej stranicy Interneta. 11. Pozin M.E. Spravochnik himika
[Tekst] : V 3-h t. / M.E. Pozin, O. N. Grigorov i dr.; red. B. P.
Nikol'skij; izd. 2-e pererab. i dop. – M. : Himija, 1966. – 1070 s. – T.
1. 12. Hartmann H. Wärmeübergang bei der Kondensation
strömender Sattdämpfe in senkrechten Rohren [Text] / H.Hartmann
// Chemie-Ingeneur-Technic. – 1961. – Vol. 5, Bd. 33. – P. 343–348.
Поступила в редакцию 28.05.2013
Склифус Ярослав Константинович – младший научный сотрудник кафедры железнодорожного транспорта Восточноукраинского национального университета им. В.Даля, г. Луганск, Украина, e-mail: [email protected]
Могила Валентин Иванович – канд. техн. наук, проф. кафедры железнодорожного транспорта Восточноукраинского национального университета им. В.Даля, г. Луганск, Украина.
ПІДВИЩЕННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ ТЕПЛОВОЗНОГО ДИЗЕЛЯ
З ВИКОРИСТАННЯМ ФАЗОВИХ ПЕРЕХОДІВ ТЕПЛОНОСІЇВ
Я.К. Скліфус, В.И. Могила
Розглянута можливість застосування фазових переходів теплоносія в системі охолодження тепловозного дизеля. Визначені переваги, недоліки і перспективи даного напрямку. Описана принципова схема системи охолодження дизеля тепловоза з
використанням фазових переходів теплоносія, а також визначені раціональні фізичні властивості і хімічний склад теплоносія.
Також описані теоретичні та експериментальні дослідження роботи серійних радіаторних секцій в режимі конденсатора пари,
математичне моделювання процесу тепловіддачі при конденсації пари в плоскоовальних трубах, і представлені результати
регресійного аналізу експериментальних даних.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
49
Конструкция ДВС
IMPROVING THE EFFICIENCY OF THE COOLING SYSTEM OF DIESEL ENGINE WITH USING PHASE
TRANSITIONS OF HEAT TRANSFER AGENT
Ja.K. Sklifus, V.I. Mogila
The possibility of using the phase transitions of coolant in the cooling system of locomotive diesel engine is considered.
Identified strengths, weaknesses and prospects of this area. This design of the cooling system of diesel locomotives using fluid
phase transitions, as well as a rational physical properties and chemical composition of the fluid. It also describes the theoretical
and experimental studies of serial sections of radiator steam condenser mode, the mathematical modeling of heat transfer during
condensation of steam in the flat-oval tubes, and the results of the regression analysis of experimental data.
УДК 621. 43. 016
А. В. Тринёв, Д. Г. Сивых, Е. В. Синявский, О. Ю. Пилипенко
АВТОМАТИЧЕСКОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОВОГО СОСТОЯНИЯ
КЛАПАННОГО УЗЛА БЫСТРОХОДНОГО ДИЗЕЛЯ
Разработана электронная система автоматического регулирования теплового состояния клапанного узла
форсированного быстроходного дизеля. Проведена проверка алгоритма работы системы и надежности рабочих элементов в условиях безмоторного эксперимента. Для охлаждения клапанного узла и межклапанной
перемычки используется сжатый воздух. Предусматривается внедрение системы регулирования на форсированных дизелях грузовых автомобилей.
напряженных, так и ненапряженных, требует сущеВведение
Надежная работа наиболее теплонапряженных
ственных затрат мощности двигателя на циркулядеталей камеры сгорания (КС) двигателя, которые
цию охладителя с избыточным давлением, что
и определяют его моторесурс, в сочетании с высоухудшает экономические показатели ДВС. Решекой топливной экономичностью были и остаются
нием поставленной задачи может стать разработка
основными показателями перспективности констсистемы автоматического регулирования теплового
рукции ДВС. При этом следует заметить, что уросостояния (САРТС) клапанного узла. Важным мовень требований по надежности, экономичности,
ментом также для практической реализации ЛО
удельным габаритным и массовым показателям
является и выбор установки, наиболее приспособпостоянно возрастает.
ленной по своим массогабаритным показателям к
Тепловое состояние клапанного узла (выпускразмещению локальной системы охлаждения. Проной клапан, седло, направляющая втулка) является
веденный предварительный анализ показал, что
одним из определяющих факторов, влияющих на
наиболее рациональным является размещение сиснадежную работу узла в условиях эксплуатации, на
тем ЛО на дизелях большегрузных автомобилей.
его ресурс. Эффективным способом повышения
На сегодняшний день одними из наиболее известнадежности узла, как показали расчетные и экспеных производителей большегрузных автомобилей
риментальные исследования, проводившиеся на
являются фирмы Tatra, Scania, Volvo, MAN. В какафедре ДВС НТУ “ХПИ”, может стать локальное
честве силового агрегата фирмы используют 4-х
воздушное охлаждение как отдельных деталей, так
тактные дизельные ДВС с литровой мощностью от
и узла в целом (несколько контуров охлаждения).
25 до 30 кВт/л и уровнем форсирования по среднеВыбор варианта охлаждения зависит от уровня
му эффективному давлению от 1,2 до 2,0 МПа.
максимальных температур деталей в эксплуатации,
Техника во многих случаях используется в трудконструктивных особенностей головки цилиндров
нопроходимых местностях и в регионах с тяжелы(ГЦ), приспособленности ДВС и установки в целом
ми климатическими условиями.
к размещению системы локального охлаждения
Повышение уровня форсирования дизелей
(ЛО).
требует внедрения дополнительных мероприятий
Полученные в ходе расчетно-эксперимендля повышения надежности. При этом массогабатальных исследований положительные результаты
ритные показатели этой техники допускают раздля их практической реализации на ДВС серийного
мещение дополнительных систем ЛО без заметного
производства требуют разработки средств управлеухудшения экономических показателей.
ния процессами охлаждения в зависимости от тепВ работе на основе расчетно-эксперименлового состояния деталей в автоматическом режитальных исследований показана возможность авме. Постоянный подвод охладителя при постоянтоматического управления тепловым состоянием
ном давлении на всех режимах, как термически
 А. В. Тринёв, Д. Г. Сивых, Е. В. Синявский, О. Ю. Пилипенко, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
50
Конструкция ДВС
клапанного узла с системой воздушного ЛО на теплонапряженных режимах эксплуатации.
Анализ публикаций.
Разработке САРТС клапанного узла быстроходного дизеля предшествовало обобщение результатов расчетных исследований, моторных и безмоторных экспериментов с применением ЛО, а также
современных подходов к практической реализации
САРТС на двигателе.
Основным преимуществом воздушного ЛО
является возможность локально уменьшать температуру наиболее нагретых участков деталей клапанного узла, уменьшать перепады температур между тарелкой клапана и стержнем, в зоне межклапанной перемычки ГЦ. Эффективность ЛО оценивалась в ходе моторных и безмоторных экспериментов, проводившихся на кафедре ДВС НТУ
“ХПИ”.
В работе [1] приведены результаты моторных
испытаний по определению теплового состояния
серийного и охлаждаемого воздухом выпускных
клапанов автотракторного дизеля 4ЧН12/14
(Ne=73,6кВт, n=1800 мин-1). Испытания проводились по нагрузочной характеристике для режимов с
n=1600мин-1, n=1800 мин-1. Избыточное давление
охлаждающего воздуха Рв изменялось от 0,1 до 0,3
МПа, контролировались также температура охладителя на входе и на выходе и расход. При давлении Рв=0,1МПа снижение температуры выпускного клапана в наиболее нагретых точках тарелки (в
центре, вблизи опорной фаски) составило 150120°С, снижение температуры стержня вблизи тарелки – 180 °С. Дальнейшее повышение давления
Рв до 0,2-0,3 МПа усиливает охлаждающий эффект
в среднем на 30-40 °С. Расход воздуха через клапан
составил на отдельных режимах 3,7-6,5 м3/час.
В ходе безмоторного эксперимента [2] исследовалось тепловое состояние фрагмента ГЦ дизеля
4ЧН12/14. Фрагмент оснащался термопарами в зоне вставных седел, были выполнены дополнительные воздухоподводящие полости и каналы. Нагрев
фрагмента до заданного температурного режима
(восстанавливался по результатам ранее проведенных моторных испытаний) осуществлялся с помощью плавильной электропечи. Контролировались
расход и давление охлаждающего воздуха, создаваемые автономным поршневым компрессором в
диапазоне от 0,1 да 0,3 МПа. Достигнутый максимальный эффект по снижению температуры седла
при Рв=0,3 МПа составил 80-120°С вблизи седел
клапанов и 50-60°С на периферийных участках
огневого днища головки.
С использованием описанного безмоторного
стенда в работе [3] оценивалась эффективность ЛО
ISSN 0419-8719
индивидуальной головки цилиндров дизеля
КаМАЗ-740. При этом для усиления эффекта опытные седла выполнялись с увеличенной теплоотводящей поверхностью, термопары устанавливались
не только на огневом днище, но и на самих клапанах. Давление охладителя изменялось в пределах
от 0,1 до 0,3 МПа, расход воздуха составил 4,55,4м3/час. Снижение температуры в зоне седла выпускного клапана и самой опорной фаски клапана
составило 100-140°С.
Экспериментальные исследования теплообменных процессов в сопряжении клапаннаправляющая втулка проводились на моторном
стенде дизеля 4ЧН12/14. Охлаждение стержня при
Рв=0,1-0,3МПа существенно повлияло только на
температурное поле самого стержня (снижение
Δt°=40-120°С) и практически не сказалось на температурном поле тарелки. При этом расход охладителя через клапан возрос до 6,5-7,0 м3/час. В том
же эксперименте охлаждение направляющей втулки при расходе воздуха от 2,3 да 3,3 м3/час и работе
с серийным неохлаждаемым клапаном дало снижение температуры втулки в среднем на 30-40°С и
практически не сказалось на температуре стержня
клапана [4].
Проведенный в работе [1] расчетный анализ
энергетических затрат на привод поршневого компрессора для приведенных расходов охладителя и в
пересчете на развернутый двигатель показал дополнительные затраты мощности в диапазоне от 2
до 7 кВт (на один контур охлаждения) в зависимости от давления.
Как следует из проведенного анализа, современный уровень развития САРТС требует использования систем микропроцессорного управления
[5]. Внедрение микропроцессоров (МП) при построении САРТС связано с принципиальными изменениями в их схемах и характеристиках. Преобладают системы с децентрализованным управлением, микропроцессорные системы с изменяющейся
структурой, реализующие алгоритмы оптимального управления и регулирования, системы с автоматической настройкой и диагностированием.
САРТС, содержащие в своем составе электронные блоки, по сравнению с традиционными
системами регулирования, имеют ряд преимуществ: возможность изменять в широком диапазоне параметры настройки в зависимости от режимов
и условий работы двигателя, высокое быстродействие, простота реализации достаточно сложных
алгоритмов управления. Введение в состав САРТС
МП еще более расширяет их функциональные возможности [5].
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
51
Конструкция ДВС
При выборе рациональной схемы ЛО клапанного узла и оценке ее эффективности были также
использованы результаты расчетных исследований,
проводившихся ранее с помощью конечноэлементной узловой математической модели, разработанной на кафедре ДВС НТУ “ХПИ”.
Цель исследования и постановка задачи
Целью исследования является улучшение технико-экономических показателей форсированных
быстроходных дизелей автотракторного типа за
счет практической реализации управляемого автоматически ЛО деталей клапанного узла и ГЦ.
Для достижения поставленной цели на данном
этапе решаются такие задачи:
- усовершенствование конструкции безмоторного стенда [3], дополнение, позволяющее организовать автоматическое включение и отключение
подачи охлаждающего воздуха в зависимости от
давления воздуха в ресивере и заданной критической температуры;
- выбор или разработка конструкции исполнительных устройств, подбор датчиков, проверка работоспособности этих элементов в безмоторном и
моторном экспериментах;
- разработка алгоритмов управления и электронной схемы для их реализации;
- проверка в безмоторном эксперименте работоспособности системы управления.
Основные этапы и результаты исследования.
Принцип работы создаваемой САРТС клапанного узла с ЛО заключается в подаче сжатого
воздуха из накопительного ресивера (баллонов)
под избыточным давлением 0,1-0,3 МПа через
воздухоподводящие каналы, выполненные в ГЦ, с
выходом продуктов продувки в атмосферу. Исследование выполнялось в несколько этапов. На первом этапе был проведен расчетный анализ теплонапряженного состояния (ТНС) клапанного узла
быстроходного дизеля 4ЧН12/14. По результатам
проведенного анализа был выбран контур охлаждения седла выпускного клапана, отличающийся
высокой эффективностью при снижении температуры наиболее нагретой и напряженной части выпускного клапана и не требующий внесения и существенных изменений в серийную конструкцию
ГЦ.
Система содержит регулятор подачи воздуха
(РПВ), который включает подачу при достижении
заданной критической температуры седла или выпускного клапана. Для определения критических
температур при разработке или доводке конструкции форсированного дизеля проводится серия моторных испытаний, моделирование ТНС. При этом
52
ISSN 0419-8719
термометрия клапана (седла) по нагрузочной характеристике сопровождается измерением температуры отработавших газов с помощью серийного
датчика, установленного в выпускном коллекторе.
Этот серийный датчик и должен косвенно отслеживать температуру клапана, по его сигналу включается или выключается РПВ. На рис. 1 показана
нагрузочная характеристика, снятая при моторных
испытаниях дизеля 4ЧН12/14 и на которой приведены законы изменения температуры выпускного
клапана (точка 1 в центре тарелки) и отработавших
газов [1].
Рис. 1. Нагрузочная характеристика дизеля
4ЧН12/14:
t1- температура выпускного клапана в т.1:
- серийный клапан;
- охлаждаемый клапан, Рв=0,1 МПа;
- температура отработавших газов, tог
Контролю подлежит также избыточное давление в накопительном ресивере, создаваемое приводным компрессором. При падении давления ниже заданного уровня РПВ отключает подачу воздуха в ГЦ, компрессор переводится в рабочий режим
для восстановления давления, повторно запрашивается температура отработавших газов и РПВ
включает или не включает подачу охладителя.
Для проведения исследования на втором этапе
использовался безмоторный стенд, описанный в
работах [2, 3], но с внесением дополнений. Схема
модернизированного стенда представлена на рис. 2.
Объектом исследования является ГЦ дизеля КаМАЗ, оснащенная термопарами и содержащая каналы ЛО.
Регулирование ЛО осуществляется микропроцессорной системой. При включении питания РПВ
9 устанавливается в полностью закрытое положение. В моменты открытия-закрытия включается
зеленый HL1 или красный HL2 светодиоды. В
крайних положениях (полное открытие-закрытие)
соответствующий светодиод горит непрерывно.
После установки в исходное положение РПВ начинается проверка температуры, измеряемой термоДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
парой 11. При превышении заданной верхней граничной температуры происходит открытие РПВ
воздух поступает к седлу выпускного клапана. В
открытом положении регулятор будет удерживаться до тех пор, пока температура не станет меньше
заданной нижней граничной. При этом будет происходить постоянный контроль давления воздуха в
подающей системе посредством датчика 13. Если
давление упадет ниже критического, то РПВ будет
закрыт до наполнения ресивера 5 и восстановления
давления, после чего возобновится проверка температуры.
Рис. 2. Структурная схема САРТС клапанного
узла:
1 - головка цилиндров; 2 - электропечь; 3 - трансформатор; 4 - компрессор; 5 - ресивер; 6 - расходомер РГ- 40; 7 - расширительный бачок; 8 - запорный электромагнитный клапан; 9 - регулятор
подачи воздуха; 10 - реле компрессора; 11 - термопара; 12 - датчик температуры воздуха; 13 датчик давления; 14 - блок управления; 15 - панель
управления; 16 - дисплей
Существует возможность при нахождении
РПВ в открытом состоянии выполнить его принудительное закрытие (кнопка S2), происходит
закрытие и удержание в таком положении в течение
30 секунд. После этого возобновится алгоритм
проверки температуры. Если температура, измеряемая термопарой 11, не превышает заданной, то
предусмотрено открытие РПВ (кнопка S1). Нахождение в открытом состоянии ограничено 30-тью
секундами. Кнопка S3 позволяет выполнить настройку хода регулятора. Для перехода к настройке
необходимо нажать кнопку S3 и удерживать ее до
окончания настройки. Настройка выполняется относительно полностью закрытого состояния, поISSN 0419-8719
этому, если регулятор будет открыт в момент нажатия кнопки S3, то произойдет его закрытие. О
переходе в режим настройки свидетельствует одновременное включение светодиодов HL1 и HL2.
Такая настройка необходима при регулировке герметичного прилегания клапана 8 после установки
РПВ.
На жидкокристаллическом дисплее 16 возможно отображение информации о давлении воздуха и температуре воздуха в расширительном
бачке 7, температуре в контрольной точке седла
выпускного клапана, а также времени до закрытия
(открытия) РПВ. Система управления выполнена
на базе микроконтроллера ATMega16 фирмы
Atmel, который работает с тактовой частотой 8
МГц. Напряжение внешнего источника +12В стабилизируется микросхемой LM1815 на уровне +5В
для питания всех узлов схемы. В качестве первичного преобразователя температуры в безмоторном
эксперименте используется термопара хромельалюмель, термо-эдс которой усиливается операционным усилителем. Операционный усилитель рассчитан на измерение температуры до 10000С. Далее
усиленный сигнал подается на вход внутреннего
аналого-цифрового преобразователя (АЦП) микроконтроллера. АЦП настроен на работу в 10-ти битном режиме. Опорное напряжение +5В поступает
на соответствующий вход микроконтроллера от
стабилизатора напряжения. Точность измерения
температуры, обеспечиваемая каналом АЦП и с
учетом погрешностей в калибровке, не более
2,5 0С. Микроконтроллер, выполняет программу
из внутренней Flash-памяти. На линиях выходного
порта, в зависимости от показаний термопары, выставляются сигналы управления РПВ. В качестве
регулятора 9 использовался промышленный регулятор холостого хода, устанавливаемый в системах
комплексного управления ДВС семейства ВАЗ
(рис. 3).
Этот элемент выполнен на основе шагового
электродвигателя, дискретное вращение вала которого, посредством передачи винт-гайка, преобразуется в поступательное движение запорного наконечника. Для обеспечения логики работы шагового
электродвигателя использовалась схема контроллера на микросхемах L297 и L298. Микросхема L297
содержит логику формирования временных последовательностей и позволяет управлять пуском или
остановкой шагового электродвигателя, направлением и скоростью вращения его вала. Микросхема
L298 выполняет в данном случае функцию формирователя выходного управляющего сигнала необходимой мощности для шагового электродвигателя.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
53
Конструкция ДВС
Рис. 3. Регулятор подачи воздуха
Вся необходимая информация передается через линии последовательного обмена UART микроконтроллера и преобразователь интерфейсов на
базе MCP2200 на порт USB ноутбука. Каждая посылка включает в себя текущее время, напряжение
на выходе с усилителя сигнала термопары, измеряемую температуру и состояние РПВ (0 – закрыт,
1 – открыт). Эти данные для последующей обработки записываются на жесткий диск компьютера в
виде текстового файла.
Предварительно проверка работоспособности
системы и выполнения заложенного алгоритма выполнялась с использованием кипящих жидкостей и
моторных масел. Так при испытаниях в нагретом
моторном масле задавались температура открытия
РПВ - 150 0С и 100 0С на его закрытие. Анализ передаваемых микропроцессорной системой данных
показал плавное нарастание напряжения (температуры) на выходе усилителя, и своевременное
(153,7 0С) открытие РПВ. При медленном охлаждении масла закрытие РПВ произошло при 99,2 0С. В
результате такой проверки было установлено, что
погрешность измерений находится в пределах 
2,5%, а алгоритм работы микропроцессорной системы выполняется для задаваемых граничных значений температуры без ошибок.
Следующим этапом проверки работоспособности САРТС был собственно безмоторный эксперимент, в котором задавались граничные температуры и давления в ресивере для включениявыключения РПВ.
На рис. 4 показан характерный пример изменения сигналов от датчиков давления и температуры во времени, отмечены также временные интервалы (289 - 326 с, 356 - 373 с), соответствующие
открытому состоянию РПВ. График построен на
основе информации, поступившей на жесткий диск
ПК в виде текстового файла.
54
ISSN 0419-8719
Рис. 4. Изменения сигналов при тестировании
САРТС
При этом открытие подачи охлаждающего
воздуха для данного тестового варианта задается
при 150 0С (289 с), а закрытие – при снижении температуры до 80 0С (326 с). Как только давление в
ресивере станет меньше 150 кПа подача воздуха
прекращается при любой температуре и включается компрессор для накачки ресивера.
Выводы
Проведенные
расчетно-экспериментальные
исследования показали возможность автоматического управления системой ЛО клапанного узла
для задаваемых в программе критических температур деталей узла, характерных при высоких уровнях форсирования. Разработанная САРТС подтвердила свою работоспособность, надежность в условиях безмоторного эксперимента. Полученные результаты будут использованы при подготовке моторного эксперимента, в котором в качестве задающего параметра предполагается контролировать температуру отработавших газов, а также отслеживать давление охлаждающего воздуха в ресивере.
Список литературы:
1.Тринёв А.В. Улучшение напряженно-деформированного
состояния выпускных клапанов форсированных тракторных дизелей: автореф. дис. канд. техн. наук:
05.04.02./ Тринёв А.В. - Х. – 1995. – 24с. 2. Тринёв А.В.
Исследование условий локального воздушного охлаждения днища головки цилиндров с использованием безмоторного стенда / А. В. Тринев,
А. Н. Авраменко, С. В.
Обозный, В. И. Вахрушев // Двигатели внутреннего сгорания.- 2007.- №2.- с. 15-20. 3. Тринёв А.В. Оценка эффективности локального охлаждения головки цилиндров
двигателя КаМАЗ в безмоторном эксперименте / А. В.
Тринев, В. Т. Коваленко, С. В. Обозный, А. Н. Клименко //
Двигатели внутреннего сгорания. - 2011.- №2.- с. 19 – 24.
4. Тринёв А.В. Экспериментальный анализ теплового
состояния втулки выпускного клапана тракторного
дизеля /
А. В. Тринев, А. Ф. Минак, В. Т. Коваленко,
А. Н. Авраменко, С. В. Обозный // Двигатели внутреннего сгорания.- 2007. - №2. – с. 15-20. 5. Марченко А. П.
Двигуни внутрішнього згоряння: у 6т. т. 3 Комп’ютерні
системи керування ДВЗ / А. П. Марченко, М. К. Рязан-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
цев, А. Ф. Шеховцов; за ред. А. П. Марченка та А. Ф.
Шеховцов. - Харків: Прапор, 2004. – 344с.
Bibliography (transliterated):
1. Trinjov A.V. Uluchshenie napryazhenno-deformirovannogo
sostoyaniya vyipusknyih klapanov forsirovannyih traktornyih
dizeley: avtoref. dis. kand. tehn. nauk: 05.04.02./ Trinjov A.V. - H. –
1995. – 24s. 2. Trinjov A.V. Issledovanie usloviy lokalnogo
vozdushnogo ohlazhdeniya dnischa golovki tsilindrov s
ispolzovaniem bezmotornogo stenda / A. V. Trinjov, A. N.
Avramenko, S. V. Oboznyiy, V. I. Vahrushev // Dvigateli vnutrennego
sgoraniya.- 2007.- №2.- s. 15-20. 3. Trinjov A.V. Otsenka
effektivnosti lokalnogo ohlazhdeniya golovki tsilindrov dvigatelya
KaMAZ v bezmotornom eksperimente / A. V. Trinjov, V. T.
Kovalenko, S. V. Oboznyiy, A. N. Klimenko // Dvigateli vnutrennego
sgoraniya. - 2011.- №2.- s. 19 – 24. 4. Trinjov A.V.
Eksperimentalnyiy analiz teplovogo sostoyaniya vtulki vyipusknogo
klapana traktornogo dizelya / A. V. Trinjov, A. F. Minak, V. T.
Kovalenko, A. N. Avramenko, S. V. Oboznyiy // Dvigateli
vnutrennego sgoraniya.- 2007. - №2. – s. 15-20. 5. Marchenko A. P.
Dviguni vnutrishnogo zgoryannya: u 6t. t. 3 Komp’yuternI sistemi
keruvannya DVZ / A. P. Marchenko, M. K. Ryazantsev, A. F.
Shehovtsov; za red. A. P. Marchenka ta A. F. Shehovtsov. - HarkIv:
Prapor, 2004. – 344s.
Поступила в редакцию 28.05.2013
Тринёв Александр Владимирович - канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры двигателей внутреннего сгорания,
Национальный технический
университет «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, тел.
0967596021.
Сивых Дмитрий Георгиевич - канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры колесно-гусеничных машин, Национальный технический
университет «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина,
e-mail:
[email protected]
Синявский Евгений Валериевич – магистр кафедры двигателей внутреннего сгорания, Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Пилипенко Олег Юриевич - магистр кафедры колесно-гусеничных машин Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
АВТОМАТИЧНЕ РЕГУЛЮВАННЯ ТЕПЛОВОГО СТАНУ КЛАПАННОГО ВУЗЛА
ШВИДКОХІДНОГО ДИЗЕЛЯ
О. В. Триньов, Д. Г. Сівих, Є. В. Синявський, О. Ю. Пилипенко
Розроблена електронна система автоматичного регулювання теплового стану клапанного вузла форсованого швидкохідного дизеля. Проведена перевірка алгоритму роботи системи та надійності робочих елементів в умовах безмоторного експерименту. Для охолодження клапанного вузла і міжклапанної перетинки використовується стиснене повітря.
Передбачається впровадження системи регулювання на форсованих дизелях вантажних автомобілів.
AUTOMATIC CONTROL OF THE THERMAL STATE OF THE VALVE UNIT IN
HIGH-SPEED DIESEL ENGINE
A.V. Trinjov, D.G. Sivyh, E.V. Sinyavskii, O.Y. Pylypenko
Developed an electronic system of automatic control of the thermal state of the valve unit of the high-speed diesel engine.
The algorithm of the system and the reliability of the work items in a non-motorized experiment was audited. For cooling the
valve unit and the arch between the valves a compressed air was used. It is expected to use such controll system at high-load
lorry diesels.
УДК 621.43.052
A.P. Marchenko, D.E. Samoilenko, Omar Adel Hamzah
THE PROBLEMS OF UTILIZATION OF FLARE GASES IN INTERNAL
COMBUSTION ENGINES
The problem of flare gases utilization in internal combustion engines is considered. Flaring associated gas from oil
drilling sites is the most promising fuel for such purpose. Also the problems of detonation arising during the operation of internal combustion engines on flare gases are also studied. It is shown that the only independent parameter
that affects the occurrence of detonation during operation of a gas engine is methane number which is a physical
characteristic of the gas. The new conception of the internal combustion engine with on-board steam reformer to
avoid the problem of detonation is offered in present study.
Introduction
Flare gases such as flaring associated gas from oil
drilling sites can be utilized in Internal Combustion
Engines. At present, such gas is just flaring in gas
combustion devices that is harmful for human health,
and is a contributor to the worldwide anthropogenic
emissions of carbon dioxide. For example, oil refinery
flare stacks may emit methane and other volatile organic compounds as well as sulfur dioxide and other
sulfur compounds, which are known to exacerbate
asthma and other respiratory problems. Other emisaromatic hydrocarbons (benzene,
sions include,
 A.P. Marchenko, D.E .Samoilenko, Omar Adel Hamzah, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
55
Конструкция ДВС
toluene, xylenes) and benzapyrene, which are known to
be carcinogenic.
As of the end of 2011, 150 billion cubic meters
of associated gas are flared annually. That is equivalent
to about 25 per cent of the annual natural gas consumption in the United States or about 30 per cent of the
annual gas consumption in the European Union [1].
The top ten leading contributors to world gas flaring at the end of 2011, were (in declining order):
Russia (27%), Nigeria (11%), Iran (8%), Iraq (7%),
USA (5%), Algeria (4%), Kazakhstan (3%), Angola
(3), Saudi Arabia (3%) and Venezuela(3%) [2].
That amount of flaring and burning of associated
gas from oil drilling sites is a significant source of
carbon dioxide (CO2) emissions. Some 400 million
tons of carbon dioxide are emitted annually in this way
and it amounts to about 1.2 per cent of the worldwide
emissions of carbon dioxide. That may seem to be insignificant, but in perspective it is more than half of the
Certified Emissions Reductions (a type of carbon credits) that have been issued under the rules and mechanisms of the Kyoto Protocol as of June 2011 [1, 3].
Satellite data on global gas flaring show that the
current efforts to reduce gas flaring are paying off.
From 2005 to 2010, the global estimate for gas flaring
decreased by about 20%. The most significant reductions in terms of volume were made in Russia and Nigeria [1,4].
From the other side flare gas can produce energy
by using it in internal combustion engines.
The problem of utilization flare gases is solved in
Ukraine at mine named after Zasjadko [5]. In 2004 at
mine named after Zasjadko started designing powerful
cogeneration plant using coal mine gas as a motorfuel.
The first phase of the station with electrical capacity of
36 MW and 35 MW was equipped with 12 prechamber gas-powered GE Jenbacher engines. The
station was commissioned in 2006 on the eastern industrial area of the mine.
To study the possibility of using flare gases in Internal Combustion Engines it is important to know the
properties and fuel characteristics of such gases. The
major flare gas fuel properties are: Specific Gravity &
Density, Moles and Molecular Weight, Heat Value.
The major physical properties of Gases are shown
in Table 1[6].
Table 1: Physical Properties of the main components of flare Gases (Metric Units)
The most important flare gas characteristics are
stoichiometric air/fuel ratio and methane number
(MN). All these properties and characteristics have a
core influence on detonation of the engine.
The purpose of this paper is to analyze the
problems of detonation arising during the operation of
56
ISSN 0419-8719
internal combustion engines on flare gases, and finding
possible ways to overcome it.
Detonation and Pre-ignition
Detonation and pre-ignition are two forms of abnormal combustion that involve uncontrolled burning
of the fuel-air mixture in the cylinder. Pre-ignition is
the term used to describe premature ignition of the
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
fuel-air mixture before the spark plug has fired. Detonation describes the scenario where the fuel-air mixture
is ignited at the proper time by the spark plug and a
second ignition event takes place in the unburned fuelair mixture before the normal combustion sequence can
go to completion. Both events are potentially damaging
to the engine due to their potential to produce localized
high temperatures and sharp rises in pressure.
Pre-ignition is typically a result of a “hot spot” in
the combustion chamber. Such hot spots may occur at
sharp edges on the engine parts (such as valves or
spark plugs) if they get too hot, or from carbon deposits in the combustion chamber. If these hot spots cannot cool between combustion cycles, they can get hot
enough to serve as an ignition source themselves and
will light the fuel-air charge before the spark plug gets
the chance. Detonation is the result of a more complex
set of circumstances, involving the combined influence
of fuel quality, engine design, engine set-up, site construction, ambient conditions, and engine loading. If
enough of these inputs stray from their proper ranges
during engine operation, combustion that begins normally can suddenly see a portion of the unburned gas
self-ignite before it has been met by the primary flame
front. The flame fronts from these two combustion
sources will eventually collide, creating a sharp metallic “ping” sound that is the audible evidence of detonation.
Detonation is the event often called “knocking” in
car’s gasoline engine.
Normal combustion
Burning of the fuel-air mixture is started by the
spark plug. The flame front progresses uniformly
across the combustion chamber until the entire fuel-air
charge is burned. Heat released by combustion produces a rise in pressure that pushes the piston down in
the cylinder, producing useful work at the crankshaft.
Refer to Fig. 1.
Fig. 1. Normal combustion
ISSN 0419-8719
Detonation
The advancing flame front compresses the unburned fuel-air mixture, pushing its temperature beyond the auto-ignition point. The unburned portion of
the mixture self ignites, creating a sharp rise in pressure and localized high temperatures. Refer to Fig. 2.
Fig. 2. Combustion with detonation
As described earlier, detonation results from one
of several factors being out of range either at the start
of, or during, the combustion sequence. The basic
driver for detonation is the temperature of the unburned gas, or “end gas”, before it is ignited by the
flame front. Because of this, the list of direct causes for
detonation can be pretty well defined (although the
root causes for those conditions can sometimes be
more difficult to establish).
Direct causes of detonation include:
Fuel-air charge temperature too high: High starting temperature of the fuel-air mixture results in temperature rise in the end gas beyond the auto-ignition
threshold.
Low fuel MN: Fuel gas does not have sufficient
resistance to detonation. The fuel autoignition temperature is low compared to the standard fuel resulting in
auto-ignition under normal combustion pressure rise
conditions.
Focusing just on engine attributes that directly
play into detonation sensitivity, four design issues
come to the forefront:
 Compression Ratio
 Ignition Timing
 Aftercooler Temperature
 Power Rating
 Methane number.
In the next investigation will be studied how several of the factors are directly related to one another.
Compression Ratio
The compression ratio of the engine and the fuel
MN go hand-in - hand when searching for the proper
engine for a given flare gas fuel. High compression
ratios tend to increase in-cylinder pressures, making
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
57
Конструкция ДВС
factors sensitive to the pressure rise critical with regard
to detonation. Low MN fuels burn faster than higher
MN fuels, creating steeper pressure rise rates that are
not well matched to high compression ratios. In general, low MN fuels require low compression ratio engines.
Ignition Timing
Ignition timing is also directly tied to fuel MN
and pressure rise rate. Achieving peak combustion
pressure at the proper time in the piston’s movement in
the cylinder requires that the spark plug fire at a precise moment in advance of that point. The timing of
that “spark advance” depends heavily on the burning
rate of the fuel, which is closely related to the fuel’s
MN. Lower MN fuels require the use of less spark timing advance.
Aftercooler Temperature
The aftercooler serves as the final control over the
starting temperature of fuel-air charge. Because this
plays directly into the risk of detonation, any design or
installation issues that can compromise the aftercooler's ability to achieve the appropriate temperature
in the inlet charge are critical detonation risk factors.
The aftercooler can fail to provide adequate cooling of
the inlet air by not being large enough to handle the
heat removal demand placed on it or by being fed aftercooler water at too high a temperature. High aftercooler water temperatures can stem from improper
selection of the aftercooler water thermostat set point,
or an inadequately sized radiator, or by high ambient
air temperatures reducing the cooling capabilities of
the radiator.
Power Rating
Engine power output is the most challenging to
see how it contributes to detonation because it involves
the movement of the piston. Normal operation of the
engine uses the pressure rise in the cylinder to push the
piston and eventually drive the load attached to the
crankshaft. If the driven load on the crankshaft becomes too great it restricts the movement of the piston.
With the piston movement restricted, the pressure rise
in the cylinder gets steeper, eventually resulting in
detonation.
All previously mentioned factors have unequal
impact on the detonation during operation of the particular design engine. Thus, compression ratio is a design parameter that determines the efficiency of burning in the cylinder, and therefore can not be changed or
optimized. Thus, the only independent parameter that
affects the occurrence of detonation during operation
of a gas engine is methane number which is a physical
characteristic of the gas.
Methane number
The key property of flare gas as was mentioned
58
ISSN 0419-8719
before is the ability of the fuel gas to resist detonation.
For this reason, having a measure of this detonation
resistance property provides a valuable tool for assessing the suitability of a gas to use as engine fuel. Earliest attempt at a detonation resistance scale was using
the octane rating method, a tool long established for
use with gasoline engines. The octane rating method
uses a special test engine with variable compression
ratio to establish the critical compression ratio for a
fuel, the compression ratio at which detonation occurs.
Unknown fuels are tested in this engine and their results are compared to a baseline set of results for
blends of iso-octane and nheptane. The octane rating
number represents the percent of iso-octane in the
baseline blend. The problem with using the octane rating is that octane is not an effective reference point for
flare gases and methane-based natural gas. Flare gas
typically contains a high percentage of methane, the
smallest, lightest paraffin fraction. Octane is a much
heavier paraffin series molecule with very different
combustion properties, including the fact that it tends
to exist as a liquid under normal conditions -good for
gasoline engines, but not so good for natural gas engines. To use the octane rating for gas engines, each
hydrocarbon fraction (methane, ethane, propane, and
so on) must be tested to establish its octane rating
number. These value are then used to compute a
weighted average octane rating for each gas mixture
being evaluated. This approach has two significant
drawbacks. First, it assumes a linear contribution by
each fraction to the overall average result. In fact, the
heavier fractions tend to have more impact than the
lighter ones on the behavior of the mixed gas. Secondly, the octane rating system provides no way to
take into account the beneficial effects of inert gases
like carbon dioxide or nitrogen. In certain blends, these
gases can help to cool combustion, allowing a small
improvement in resistance to detonation. The octane
rating method was acceptable when used with processed “pipelinequality” natural gas, but it usefulness
was limited when applied to the broad range of gas
compositions found at the well. These applications
needed a more reliable rating method.
The methane number rating method was first developed in Austria in the mid-1960s by AVL company.
Instead of octane, it uses methane as the reference for
establishing resistance to detonation. The methane
number scale sets a value of 100 for pure methane and
uses hydrogen, with a value of 0, as the reference for a
very fast-burning gas prone to detonation. Caterpillar
adopted this method in the 1980s, continuing to refine
the system through extensive research and testing on a
wide range of fuels from field gas to landfill gas [6].
Calculating the methane number requires a set of comДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
plicated computations using computer program to perform these calculations and allow field determination
of the methane number. All these programs are commercial ones.
Table 2. Methane numbers of some individual
component of flare gases
Component
Methane
number
Methane (CH4)
100
Ethane (C2H6)
46.6
Propane (C3H8)
33
i- Butane (C4H10)
15
n-Butane (C4H10)
10
It can be seen from Table 2 that content of ibutane and n-butane in flare gas will reduce methane
number and increase the risk of detonation in the engine. So, these components should be removed or
cracked. In the word practice there are two ways of
solving mentioned problem. One is to remove butanes
with debutanizer and burn the rest of flare gas in Internal Combustion Engine. But this way is not good because of the low efficiency of utilization. Another way
is to reform heavier hydrocarbons to Methane and Hydrogen with no intermediate products. This process can
be implemented using steam reforming.
Steam Reforming
Steam reforming converts higher hydrocarbons to
Methane components with no intermediate products.
The typical operating temperature is from 400 to
550°C. The temperature is chosen to avoid hydrocarbon cracking which results in carbon precipitation.
Methane reforming is completed in a final stage at
higher temperatures and higher steam to carbon ratios
are used to suppress carbon precipitation. Below are
the reactions that occur.
CnHm + nH2O → nCO + (n +1/2m)H2 (-ΔH°298 = 1108kJ/mol, n = 7)
(1)
CO + 3H2 ↔ CH4 + H2O (-ΔH°298 = 206,2 kJ/mol) (2)
CO + H2O ↔ CO2 + H2 (-ΔH°298 = 41,2 kJ/mol) (3)
A detailed review of the process is given in a [7].
Reaction (1) is irreversible whereas the other two reactions establish equilibrium, which is temperature dependent. Carbon dioxide and water will be present in
the product as well as carbon monoxide and hydrogen
since reactions (2) and (3) are equilibrium reactions.
The reaction mechanism for steam reforming involves
the adsorption of the hydrocarbons onto the catalyst
surface, leaving of all the carbon-carbon bonds, and
leaving only single carbon components (i.e. methane,
carbon monoxide).
Experiments have shown that the higher hydrocarbons slowly decrease through the catalyst bed and
that no intermediates are created. Because the rates of
reactions (2) and (3) are relatively fast, the kinetics of
the steam reforming of the higher hydrocarbons is the
rate determining step.
Steam reforming unit can be installed as part of
the power unit with internal combustion engine. All the
fuel will be burnt in the engine and this fact makes
such method of flare gas utilization much better than
method debutanization. In present study the next
scheme (Fig. 3) of internal combustion engine with onboard steam reformer is offered.
Fig.3. Internal combustion engine with on-board steam reformer
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
59
Конструкция ДВС
Figures 3 showing how a steam reformer system
could be incorporated into the fuel delivery system for
reciprocating engine systems. A more efficient method
would be to use low temperature steam for some of the
engine cooling duty and to use the heat recovered for
superheating. The schemes in Figures 3 could be improved by closer integration with specific engine systems.
Conclusions
From the wild rage of flare gases, flaring associated gas from oil drilling sites is most beneficial for
utilization in internal combustion engines.
Ukraine already has experience in the implementation of projects with flare gases. At mine named after
Zasjadko the powerful cogeneration plant running on a
mine gas was build with electrical capacity of 36 MW
and 35 MW.
The main problem for ICE running on flare gases
is detonation or “knocking”. It is established that the
most significant non-structural factors affecting the
detonation is Methane Number of the fuel.
The new conception of Internal combustion engine with on-board steam reformer is offered in present
study. Such concept solves the problem of detonation
by on-board reforming of heavier hydrocarbons (like
butane) and allows utilizing full energy of flare gases
and getting useful energy.
Bibliography:
1. Global Gas Flaring Reduction Partnership (GGFR) [Electronic resource], World Bank,. October 2011 Brochure. –
13p. – Mode of access: http://siteresources.worldbank.org
/INTGGFR/Resources/GGFR_NewBrochure%28Oct2011%2
9.pdf. 2. Estimated Flared Volumes from Satellite Data
[Electronic resource], 2007-2011. World Bank. – Mode of
access:http://web.worldbank.org/WBSITE/EXTERNAL/
TOPICS/EXTOGMC/EXTGGFR/0,,contentMDK:22137498~
pagePK:64168445~piPK:64168309~theSitePK:578069,00.ht
ml. 3.Global Gas Flaring Reduction [Electronic resource]. –
Mode of access: http://web.worldbank.org/WBSITE/
EXTERNAL/NEWS/0,,contentMDK:21032487~menuPK:344
80~pagePK:64257043~piPK:437376~theSitePK:4607,00.ht
ml. 4. Estimation of Gas Flaring Volumes Using NASA
MODIS Fire Detection Products. NOAA's National Geophysical Data Center (NGDC) [Electronic resource].– annual report, February 2011. – Mode of access:
http://ngdc.noaa.gov/eog/. 5.Пылев В.А. Шахтный газ –
моторное топливо для двигателей внутреннего сгорания
/ В.А. Пылев, С.А. Кравченко, А.А. Прохоренко, Е.Г. Заславский, В.В. Шпаковский // Двигатели внутреннего
сгорания. – 2007. – №1. –С. 10-15. 6. Application and Installation Guide. Gaseous Fuels. - Caterpillar. -2008 . – 48
pp. 7. Christensen T. S. Adiabatic Performing of Hydrocarbons An Important Step in Syngas Production / T. S. Christensen // Applied Catalysis. – A: General. –138 (1996). – pp.
285-309.
Bibliography (transliterated):
1. Global Gas Flaring Reduction Partnership (GGFR) [Electronic
resource], World Bank,. October 2011 Brochure. – 13p. – Mode of
access:
http://siteresources.worldbank.org/INTGGFR/Resources/
GGFR_NewBrochure%28Oct2011%29.pdf. 2. Estimated Flared
Volumes from Satellite Data [Electronic resource], 2007-2011.
World Bank. – Mode of access:http://web.worldbank.org/
WBSITE/EXTERNAL/TOPICS/EXTOGMC/EXTGGFR/0,,contentMD
K:22137498~pagePK:64168445~piPK:64168309~theSitePK:57806
9,00.html. 3. Global Gas Flaring Reduction [Electronic resource]. –
Mode of access: http://web.worldbank.org/WBSITE/EXTERNAL/
NEWS/0,,contentMDK:21032487~menuPK:34480~pagePK:
64257043~piPK:437376~theSitePK:4607,00.html. 4. Estimation of
Gas Flaring Volumes Using NASA MODIS Fire Detection Products.
NOAA's National Geophysical Data Center (NGDC) [Electronic
resource].– annual report, February 2011. – Mode of access:
http://ngdc.noaa.gov/eog/. 5.Pylev V.A. Shahtnyj gaz – motornoe
toplivo dlja dvigatelej vnutrennego sgoranija / V.A. Pylev, S.A.
Kravchenko, A.A. Prohorenko, E.G. Zaslavskij, V.V. Shpakovskij //
Dvigateli vnutrennego sgoranija. – 2007. – №1. –S. 10-15. 6. Application and Installation Guide. Gaseous Fuels. - Caterpillar. -2008 .
– 48 pp. 7. Christensen T. S. Adiabatic Performing of Hydrocarbons
An Important Step in Syngas Production / T. S. Christensen // Applied Catalysis. – A: General. –138 (1996). – pp. 285-309.
Поступила в редакцию 11.07.2013
Марченко Андрей Петрович – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедрой двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета “Харьковский политехнический институт”, Харьков, Украина,
e-mail: [email protected]
Самойленко Дмитрий Евгеньевич – канд. техн. наук, старший научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета “Харьковский политехнический институт”, Харьков, Украина,
e-mail: [email protected]
Омар Адель Хамза - аспирант кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета “Харьковский политехнический институт”, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
ПРОБЛЕМЫ УТИЛИЗАЦИИ ПОПУТНЫХ ГАЗОВ В ДВИГАТЕЛЯХ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
А.П. Марченко, Д.Є. Самойленко, Омар Адель Хамза
Рассмотрена проблема утилизации попутных газов в ДВС. Попутный нефтяной газ является одним из наиболее привлекательных источников энергии для такого рода утилизации. Рассмотрена проблема детонации в ДВС при работе на таких газах. Показано, что единственным независимым параметром, влияющим на возникновение детонации в газовом
двигателе при его эксплуатации является метановое число. Предложена новая схема утилизации попутных газов на базе
ДВС с модулем паровой конверсии попутного газа, которая позволяет решить проблему детонации в двигателе.
60
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
ПРОБЛЕМИ УТИЛІЗАЦІЇ ПОПУТНИХ ГАЗІВ В ДВИГУНАХ ВНУТРІШНЬОГО ЗГОРЯННЯ
А.П. Марченко, Д.Е. Самойленко, Омар Адель Хамза
Розглянуто проблему утилізації попутних газів у ДВЗ. Попутний нафтовий газ є одним з найбільш привабливих джерел
енергії для такого роду утилізації. Розглянуто проблему детонації у ДВС при роботі на таких газах. Показано, що єдиним незалежним параметром, що впливає на виникнення детонації в газовому двигуні при його експлуатації є метанове
число. Запропоновано нову схему утилізації попутних газів на базі ДВЗ з модулем парової конверсії попутного газу, яка
дозволяє вирішити проблему детонації в двигуні.
УДК 621.036.038
А.В. Грицюк, А.Н. Врублевский, А.А. Овчинников
АПРОБАЦИЯ НОВЫХ ВОЗМОЖНОСТЕЙ ТОПЛИВНОЙ СИСТЕМЫ
НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ ПРИ ФОРМИРОВАНИИ ВНЕШНЕЙ
СКОРОСТНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ
Продолжен цикл исследований, направленных на разработку "механической альтернативы" аккумуляторной
топливной системе Common Rail с электронным управлением для современного отечественного автомобильного дизеля 4ДТНА1. Описаны объёмы работ по отработке гидропневмомеханического регулятора новой системы на требуемые параметры адаптивного задания топливоподачи и дальнейшая апробация новых
возможностей доведенной топливной системы при формировании внешней скоростной характеристики
(ВСХ) автомобильного дизеля. Представлены ожидаемые при разработке дизеля 4ДТНА1 ВСХ и характеристики изменений эффективного крутящегося момента и удельного эффективного расхода топлива при работе по этой характеристике.
Введение
Стремительное развитие топливных систем
автомобильных дизелей с электронным управлением в последние годы ХХ и в начале XXI века
сформировало устойчивое мнение об их безальтернативности. Небольшое количество известных зарубежных фирм, а именно "R. Bosch" (Германия),
"Delphi" (США), "Siemens" (Германия), "Zexel"
(Япония), "L'Orange" (Германия), первыми освоивших производство топливоподающей аппаратуры
(ТПА) аккумуляторного типа с электронным
управлением, стали "законодателями моды" и монополистами в разработке ключевой системы автомобильного дизеля, взяв под контроль всё дальнейшее развитие дизельной индустрии в мире.
Особенно преуспевает фирма "R. Bosch".
Передав все свои производства ТПА непосредственного действия с механическим регулированием в азиатские филиала, фирма "R. Bosch"
фактически прекратила их развитие и сделала (по
крайней мере для себя) временным само явление
сохранения на автомобилях "механической альтернативы" аккумуляторным системам типа Common
Rail (CR). Наглядным подтверждением этому является информация, представленная на одном из последних Техническом и диагностическом форуме
Bosch (Минск, 22.11.2012 г.). Так, для дизелей выпуска после 2012 года мощностью от 37 до 129
кВт, фирма Bosch не видит альтернативы системе
Common Rail (рис. 1).
Рис. 1. Прогнозирование фирмой Bosch перспективности применения топливных систем
для транспортных дизелей мощностью 37 – 129 кВт
 А.В. Грицюк, А.Н. Врублевский, А.А. Овчинников, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
61
Конструкция ДВС
А был ли исчерпан потенциал совершенствования характеристик топливоподачи у "механической альтернативы"? На этот вопрос и пытаются
ответить специалисты Харьковского конструкторского бюро по двигателестроению (ХКБД) и Харьковского национального автомобильно-дорожного
университета (ХНАДУ), опираясь на научный потенциал Харьковской школы двигателестроения.
Именно эти научно-технические структуры разработали первый отечественный аналог аппаратуры
типа CR, реально поняв как её преимущества, так и
имеющиеся недостатки, а в настоящее время активно занимаются созданием автомобильного дизеля двойного назначения, в котором параллельное
применение "механической альтернативы" системе
типа CR является одним из основных технических
требований к разработке.
Анализ ранее изданных публикаций
Топливная система непосредственного действия с гидропневмомеханическим регулятором (далее - система HPM) разрабатывается для использования на первом отечественном высокооборотном
малолитражном дизеле 4ДТНА1 двойного назначения (рис. 2) бренда "Слобожанский дизель" [1].
Рис. 2. Дизель 4ДТНА1
Комплексная схема топливоподающей и регулирующей аппаратуры и принцип её работы представлены в предшествующих публикациях [2, 3].
Уже первый опытный образец системы НРМ позволил провести серию экспериментальных исследований с выходом в 2012 году на определительные испытания развёрнутого дизеля 4ДТНА1 в условиях моторного стенда [4]. Последние показали,
что единственным узлом топливоподающей и регулирующей аппаратуры дизеля 4ДТНА1, который
не выполняет адаптивную задачу топливоподачи
автомобильного дизеля, является гидропневмомеханический корректор угла опережения впрыскивания топлива (УОВТ).
62
ISSN 0419-8719
Цель и поставка задачи настоящего исследования
Цель данного исследования - уточнение параметров адаптивного задания топливоподачи автомобильного дизеля 4ДТНА1 (4ЧНА-1 8,8/8,2), разработка технических требований к характеристике
механизма изменения УОВТ, апробация новых
возможностей ТПА при формировании ВСХ автомобильного дизеля и формирование ВСХ дизеля
4ДТНА1 с корректировкой проекта технических
условий (4ДТНА1.ТУ) и внесением поверочных
точек в программу и методику обкаточных, регулировочных
и
сдаточных
испытаний
(4ДТНА1.ПМ1).
Уточнение параметров адаптивного задания топливоподачи
Полученная в работе [4] зависимость
 ВПР  f (nКВ , РS ) отражает характер изменения
геометрического УОВТ  ВПР от частоты вращения
коленчатого вала ( nКВ ) и давления наддува ( РS ).
Представленная в этой же работе (в виде линейного
тренда) корреляционная связь действительного и
геометрического УОВТ позволила авторам получить новую зависимость уже действительного
УОВТ (  ВПР  f (nКВ , РS ) ), графический вид которой в сравнении с аналогичной зависимостью первичного исследования в условиях безмоторного
стенда [2] приведен на рис. 3.
Комплексная схема топливоподающей и регулирующей аппаратуры и принцип её работы представлены в предшествующих публикациях [2, 3].
Уже первый опытный образец системы НРМ позволил провести серию экспериментальных исследований с выходом в 2012 году на определительные испытания развёрнутого дизеля 4ДТНА1 в условиях моторного стенда [4]. Последние показали,
что единственным узлом топливоподающей и регулирующей аппаратуры дизеля 4ДТНА1, который
не выполняет адаптивную задачу топливоподачи
автомобильного дизеля, является гидропневмомеханический корректор угла опережения впрыскивания топлива (УОВТ).
Цель и поставка задачи настоящего исследования
Цель данного исследования - уточнение параметров адаптивного задания топливоподачи автомобильного дизеля 4ДТНА1 (4ЧНА-1 8,8/8,2), разработка технических требований к характеристике
механизма изменения УОВТ, апробация новых
возможностей ТПА при формировании ВСХ автомобильного дизеля и формирование ВСХ дизеля
4ДТНА1 с корректировкой проекта технических
условий (4ДТНА1.ТУ) и внесением поверочных
точек в программу и методику обкаточных, регуДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
и
сдаточных
испытаний
лировочных
(4ДТНА1.ПМ1).
Уточнение параметров адаптивного задания топливоподачи
Полученная в работе [4] зависимость
 ВПР  f (nКВ , РS ) отражает характер изменения
геометрического УОВТ  ВПР от частоты вращения
коленчатого вала ( nКВ ) и давления наддува ( ÐS ).
Представленная в этой же работе (в виде линейного
тренда) корреляционная связь действительного и
геометрического УОВТ позволила авторам получить новую зависимость уже действительного
УОВТ (  ВПР  f (nКВ , РS ) ), графический вид которой в сравнении с аналогичной зависимостью первичного исследования в условиях безмоторного
стенда [2] приведен на рис. 3.
а)
б)
Рис. 3. Поверхность  ВПР  f (nКВ , РS ) :
а - реализованная на безмоторном стенде;
б - требуемая для реализации на дизеле 4ДТНА1
Отсутствие полной идентичности полученных
графических зависимостей потребовало продолжить в условиях безмоторного стенда отработку
механизма изменения УОВТ после уточнения па-
раметров адаптивного задания топливоподачи на
основании данных табл. 1, отражающих отклонение рационального УОВТ от фактически реализуемого разработанным механизмом.
Таблица 1. Отклонения рационального УОВТ от реализуемого механизмом угломена
№
ge ,
режи
0
nКВ , мин-1
РS , МПа
РZ , МПа
t ОГ , С
М КР , Нм
ма
г/кВтчас
2400
0,190
12,0
1
2400
0,193
12,5
0,189
13,0
2400
3000
0,200
13,0
2
3000
0,205
12,7
3
3600
0,210
13,5
4200
0,210
13,2
4
4200
0,212
14,0
Разработка технических требований к характеристике механизма изменения УОВТ
На основании результатов определительных
испытаний первого опытного образца автомобильного дизеля 4ДТНА1 в условиях моторного стенда
были разработаны следующие технические требования к механизму автоматического регулирования
УОВТ (далее - механизм угломена) этого дизеля:
ISSN 0419-8719
 техн. угломен,
град. п.к.в.
580
560
520
505
520
570
590
570
155,4
0
263,4
161,7
+2
256,9
154,4
+4
261,2
140,7
0
256,2
142,8
-1
246,4
132,3
0
268,6
120,7
0
305,2
125,5
+2
294,4
1. Общий ход топливного корректора УОВТ
должен составлять величину перемещения, эквивалентную изменению ВПР на 16 град. п.к.в. или
8 град. по кулачковому валу ТНВД.
2. Общий ход пневматического корректора
УОВТ должен также составлять величину перемещения, эквивалентную изменению ВПР на 16 град.
п.к.в. или 8 град. по кулачковому валу ТНВД.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
63
Конструкция ДВС
3. Перекрытие ходов двух корректоров УОВТ
должно составлять величину перемещения, эквивалентную изменению ВПР на 14 град. п.к.в. или
7 град. по кулачковому валу ТНВД.
4. Расстояние между сопрягающимися поверхностями двух корректоров УОВТ при Рт=0 и
Ps=0 должно составлять линейную величину, эквивалентную изменению ВПР на 18 град. п.к.в. или
9 град. по кулачковому валу ТНВД.
5. Бывшая точка наиболее рационального момента впрыскивания (3,0 - 3,5 мм хода плунжера), к
которой привязывались калибр и топливный корректор УОВТ, должна быть отстроена на среднее
положение рабочего хода поршня угломена. Среднее положение этого поршня (далее 0 град по стенду и отметка датчика положения кулачкового вала
по ПК) должно быть обеспечено подбором жёсткостей
пружин
при
Рт,
соответствующем
nкул. вала = 1200 мин-1 и Рs = 0,15 МПа.
6. До давления топлива, соответствующего
nкул. вала = 750 мин-1, поршень топливного корректора неподвижен и находится в положении, задающем ВПР=-4 град. по кул. валу ТНВД. При росте
частоты вращения до nкул. вала = 900 мин-1 поршень
перемещается в положение ВПР=-3 град. по кул.
валу. Это крайнее положение его перемещения,
при котором давление наддувочного воздуха не
влияет на УОВТ.
7. Контрольные положения поршня топливного корректора при ограничении его хода пневматическим корректором УОВТ заданы в табл. 2.
Таблица 2. Контрольные параметры механизма угломена
№
п/п
nкул. вала,
мин-1
Рs, МПа
,
град. по кул. валу
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
900
900
1200
1200
1200
1500
1800
2100
2100
2100
2100
0
0,25
0,22
0,18
0,15
0,13
0,13
0,16
0,13
0
0,22
-3
-3
-2
-1
0
+1
+2
+3
+4
+4
+2
Вышеуказанные технические требования позволили получить проектную характеристику ме-
64
ISSN 0419-8719
ханизма изменения УОВТ (рис. 4) и конструктивно
реализовать предложенную профессором Григорьевым А.Л. трёхпружинную схему угломена с проведением полного цикла исследований на безмоторном стенде [3].
Рис. 4. Проектное изменение ВПР в зависимости
от давления Рт в регуляторе
(или частоты nкул. в. вала насоса) и давления наддува Рs [3]
Апробация новых возможностей ТПА при
формировании ВСХ автомобильного дизеля
4ДТНА1.
Отработка гидропневматического корректора
УОВТ позволила повторить параметрические испытания первого опытного образца дизеля 4ДТНА1
в условиях моторного стенда КП "ХКБД". Новые
возможности ТПА, а именно регулирование УОВТ
по nк.в. и Рs во всём диапазоне эксплуатационных
частот вращения коленчатого вала дизеля, дали
возможность сформировать и подтвердить экспериментально новую прогрессивную внешнюю скоростную характеристику автомобильного дизеля
4ДТНА1 (рис. 5).
Реализованные рациональные для внешней
характеристики значения ВПР приведены на этом
же графике. Критерием выбора рационального значения ВПР являлись значения максимального давления сгорания в цилиндре, которые по условиям
надёжной работы дизеля 4ДТНА1 не должны превышать 14 МПа, температура отработавших газов
(не более 853 К) и минимального, для условий изменения УОВТ с выполнением первых двух критериев, значения удельного расхода топлива (ge).
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
80
Ne, кВт
Θвпр,
град п.к.в.
70
340
ge, г/кВт*ч
Мкр, Н*м
Ne
310
60
280
50
250
ge
Мкр
40
220
30
190
Θвпр
4400
4200
4000
3800
3600
3400
3200
3000
2800
2600
100
2400
0
2200
130
2000
10
1800
160
1600
20
n, мин-1
Рис. 5. Новая прогрессивная внешняя скоростная характеристика автомобильного дизеля 4ДТНА1
Заключение
Проведенный цикл работ показал наличие
"механической альтернативы" электронным системам типа Common Rail для ТПА отечественных
автомобильных дизелей двойного назначения. Такой альтернативой является отечественная система
НРМ, эффективность которой подтверждена моторными испытаниями опытного образца дизеля
4ДТНА1 в условиях стенда КП "ХКБД". Дальнейшее продвижение вышеописанной системы требует
проведения определительных испытаний дизеля в
условиях транспортного средства.
Авторы выражают благодарность д.т.н., профессору НТУ "ХПИ" Григорьеву А.Л. и ведущему
инженеру КП "ХКБД" Сафонову С.В. за полезные
предложения и конкретную помощь при отработке
ТПА в условиях безмоторного стенда.
Список литературы:
1.Техніко-економічне обґрунтування необхідності державної
підтримки
у
виконанні
інноваційноінвестиційного проекту "Розроблення та впровадження
у виробництво малолітражного автомобільного дизеля
потужністю 100 - 175 к.с. подвійного призначення (Слобожанський дизель)" Ф.І. Абрамчук, С.О. Альохін,
М.Л. Бєлов та інш.; за ред. проф. Ф.І. Абрамчука,
с.н.с.О.В. Грицюка та проф. І.А. Дмитрієва. - Харків:
"ХНАДУ", 2012. - 164 с. 2. Отработка топливной аппа-
ISSN 0419-8719
ратуры автомобильного малолитражного дизеля со
связанной системой управления / А.В. Грицюк,
А.Н. Врублевский, Г.А. Щербаков, А.А. Овчинников //
Двигатели внутреннего сгорания.- Харьков: НТУ "ХПИ",
2011. - №2. - С. 69-74. 3. Расчётный метод исследования
пульсаций давления в сервоприводе регулятора дизеля /
А.В. Грицюк,
А.Л. Григорьев,
А.Н. Врублевский,
А.А. Овчинников // Вісник НТУ "ХПІ". Серія "Математичне моделювання в техніці та технологіях". - Харків:
НТУ "ХПІ", 2013. - №5 (979). - С. 27-53. 4. Выбор параметров адаптивного задания топливоподачи автомобильного дизеля 4ЧНА-1 8,8/8,2 в условиях моторного
стенда / А.В. Грицюк, А.Н. Врублевский, Г.А. Щербаков,
А.А. Овчинников // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков: НТУ "ХПИ", 2012. - №1. - С. 10-13
Bibliography (transliterated):
1. Technіko-ekonomіchne obgruntuvаnnya neobchіdnostі derzhаvnoї
pіdtrimki u vikonаnnі іnnovаtsіino-іnvestitsіinogo proektu "Rozroblennya tа vprovаdzhennya u virobnitstvo mаlolіtrаzhnogo
аvtomobіl'nogo dizelya potuzhnіstyu 100 - 175 k.s. podvіinogo
priznаchennya
(Slobozhаns'kii
dizel')"
F.I.
Abrаmchuk,
S.O. Al'ochіn, M.L. Belov tа іnsh.; Zа red. prof. F.І. Abrаmchukа,
s.n.s. O.V. Gritsyukа tа prof. І.A. Dmitrіevа. - Chаrkіv: "ChNADU",
2012. - 164 s. 2. Otrаbotkа toplivnoi аppаrаtury аvtomobil'nogo
mаlolitrаzhnogo dizelya so svyazаnnoi sistemoi uprаvleniya /
A.V. Gritsyuk, A.N. Vrublevskii, G.A. Scherbаkov, A.A. Ovchinnikov
// Dvigаteli vnutrennego sgorаniya.- Chаr'kov: NTU "ChPI", 2011. №2. - S. 69-74. 3. Rаschetnyi metod issledovаniya pul'sаtsii dаvleniya v servoprivode regulyatorа dizelya / A.V. Gritsyuk, A.L.
Grigor'ev, A.N. Vrublevskii, A.A. Ovchinnikov // Vіsnik NTU "ChPI".
Serіya
"Mаtemаtichne
modelyuvаnnya
v
technіtsі
tа
technologіyach". - Chаrkіv: NTU "ChPI", 2013. - №5 (979). - S. 27-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
65
Конструкция ДВС
53. 4. Vybor pаrаmetrov аdаptivnogo zаdаniya toplivopodаchi аvtomobil'nogo dizelya 4ChNA-1 8,8/8,2 v usloviyach motornogo
stendа / A.V. Gritsyuk, A.N. Vrublevskii, G.A. Scherbаkov,
A.A. Ovchinnikov // Dvigаteli vnutrennego sgorаniya. - Chаr'kov:
NYU "ChPI", 2012. - №1. - S. 10-13.
Поступила в редакцию 30.05.2013
Грицюк Александр Васильевич – доктор техн. наук, заместитель генерального конструктора по НИР - главный
конструктор Государственного предприятия "Харьковское конструкторское бюро по двигателестроению", Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Врублевский Александр Николаевич – доктор техн. наук, доцент, кафедра "Двигатели внутреннего сгорания",
Харьковский
национальный
автомобильно-дорожный
университет,
Харьков,
Украина,
e-mail: [email protected]
Овчинников Алексей Александрович – начальник отдела Государственного предприятия "Харьковское конструкторское бюро по двигателестроению", Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
АПРОБАЦІЯ НОВИХ МОЖЛИВОСТЕЙ ПАЛИВНОЇ СИСТЕМИ БЕЗПОСЕРЕДНЬОЇ ДІЇ ПРИ ФОРМУВАННІ
ЗОВНІШНЬОЇ ШВИДКІСНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБІЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ
O.В. Грицюк, О.М. Врублевський, О.О. Овчинніков
Продовжено цикл досліджень, спрямований на розробку "механічної альтернативи" акумуляторній паливній системі Common Rail з електронним керуванням для сучасного вітчизняного автомобільного дизеля 4ДТНА1. Описано обсяги робіт з відпрацьовування гідропнемомеханічного регулятора нової системи на необхідні параметри адаптивного
завдання паливоподачи і подальша апробація нових можливостей доведеної паливної системи при формуванні зовнішньої швидкісної характеристики (ЗШХ) автомобільного дизеля. Представлено очікувані при розробці дизеля 4ДТНА1
ЗШХ і характеристики змін ефективного крутного моменту і питомої ефективної витрати палива при роботі по цій характеристиці.
TESTING OF NEW PERFORMANCE CAPABILITIES OF FUEL SYSTEM AT FORMATION OF EXTERNAL
SPEED CHARACTERISTIC OF AN AUTOMOBILE DIESEL ENGINE
A.V. Gritsjuk , A.N. Vrublevsky, А.А. Ovchinnikov
The researches cycle directed on development of "mechanical alternative" to the accumulative electronically-controlled
fuel system Common Rail for the modern domestic automobile diesel engine 4DTNA1 is continued. Amount of works on improvement of hydropneumatic controller of the new system on required parameters of the adaptive setting of fuel supply and the
further testing of new performance capabilities of the finished fuel system at formation of external speed characteristic of the
automobile diesel engine are described.
External speed characteristic expected at development of a diesel engine 4DTNA1 and characteristics of changing of the effective torque and the specific effective fuel consumption at operation on this characteristic are presented.
УДК 621.436
В.А. Пылев, И.А. Нестеренко, С.Н. Бакланов
ПРЕДВАРИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА РЕСУРСНОЙ ПРОЧНОСТИ ПОРШНЯ ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ С УЧЕТОМ ПРОДОЛЖИТЕЬНОСТИ ЦИКЛОВ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО НАГРУЖЕНИЯ
В статье рассматриваются вопросы, связанные с обеспечением ресурсной прочности поршней при форсировании дизеля. Отмечено, что ресурсная прочность поршня зависит от продолжительности низкочастотного цикла его нагружения. В статье выполнен анализ противоречивости факторов влияния продолжительности цикла наргужения двигателя на накопленные повреждения, вызванные процессами усталости
и ползучести материала. Выполнена предварительная оценка ресурсной прочности поршня при различных
уровнях форсирования двигателя.
Одной из наиболее термонапряженных детаВведение
Современные технологии выращивания сельлей двигателя является поршень. Непосредственно
скохозяйственной продукции основаны на испольвопросу обеспечения ресурсной прочности его
зовании машинно-тракторных агрегатов, энергетикромки камеры сгорания (КС) уделяется сущестческими установками которых являются двигатели
венное внимания. Установлено, что при неизменвнутреннего сгорания. Поэтому повышение эффекном уровне форсирования и времени наработки
тивности сельскохозяйственного производства,
двигателя, но в разных условиях его эксплуатации,
кроме прочего, связывают с дальнейшим форсироресурсная прочность поршня может существенно
ванием ДВС.
отличаться [1,2].
 В.А. Пылев, И.А. Нестеренко, С.Н. Бакланов, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
66
Конструкция ДВС
Цель исследования
Целью работы является установление определяющих ресурсную прочность поршня дизеля факторов, оказывающих влияние на накопление повреждений в материале в условиях низкочастотного термического нагружения конструкции.
Теоретическая часть
Периодическая смена операций технологического цикла машинно-тракторного агрегата приводит к изменениям нагрузки в соответствии с характерной совокупностью переходных процессов дизеля. При этом наиболее опасным, с точки зрения
разрушения (разстрескивания) особо термонагруженных зон КС, считается наличие циклической
последовательности завершенных процессов нагружения дизеля по циклу «холостой ход – харак-
t , C
ц
ц
1
2
терный тяжелый режим эксплуатации – холостой
ход».
Теоретический цикл нагрузки детали КС,
представлен на рис. 1. Его можно рассматривать,
состоящим из четырех участков. Это τ1 – время
прогрева детали КС при набросе нагрузки; τ2 – работа на установившемся режиме; τ3 – время охлаждения детали при сбросе нагрузки; τ4 – работа на
установливаемом частичном режиме.
Ясно, что уменьшение наработки двигателя на
установившихся режимах приводит к увеличению
общего количества теоретических циклов продолжительностью τц. При этом важно, что ресурсная
прочность конструкции изменяется не пропорционально изменению количества этих циклов на заданной временной базе [3].
3
4

, мин
Рис. 1. Интерпретация низкочастотного температурного нагружения детали КС
Прогнозирование граничного состояния работы
деталей КС часто связывают с понятием накопления повреждений. В общем случае сложного термомеханического нагружения детали КС величины
накопленных повреждений определяется долями
повреждений, связанных с усталостью и ползучестью материала:
(1)
d  d  ds
fs
f
При этом процесс деформирования материала в
условиях действия мгновенных пластических деформаций εп и деформаций ползучести εпл соответствует схеме, представленной на рис. 2.
Анализ рисунков 1 и 2 свидетельствует, что
чем менше продолжительность времени τ2 и τ4, тем
имеет место большее количество циклов нагружения двигателя и тем большей имеем долю усталостных повреждений df. С другой стороны, увеличение периода τ2 приводит к увеличению релаксации
повреждений на участке 3''-4'', а увеличение периода τ4 – релаксации напряжений на участке 1''- 2''.
Таким образом, увеличение времени цикла нагружения двигателя τц приводит к меньшему количесISSN 0419-8719
тву циклов нагружения и меньшей доле накопленных повреждений усталости df при большей доли
накопленных повреждений ползучести ds. И на
оборот, сокращение времени установившихся режимов ведет к росту значений df и снижению ds.
Рис. 2. Циклическое деформирование особо термонагруженой зоны материала КС дизеля
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
67
Конструкция ДВС
Расчетная часть
Рассмотрим использование выражения (1) в
расчетном виде (2):
1
1
(2)

d  d  ds  
U  1 ,
fs
f
k
*
k N fk U k
где Nf - количество циклов до разрушения; U* –
принятая критическая величина удельной энергии
расеивания при этих условиях; Uk – текущее значение удельной энергии расеивания в условиях ползучести;
τ
U k   ε σdτ ,
(3)
0
где εп –скорость ползучести материала; σ – текущее
значение напряжения в момент времени τ;
Для нахождения величины Nf используется
соотношение Б. Поспишила [4], полученное на основе обобщеного принципа Нейбера и усовершенствованных уравнений Морроу:
 а. лин.экв .
b


 пл.н  c 
 
c
 f 2 N f  
 
f  
 


m
1 m
b


 пл.н  c
 

c
c


  E  f 2 N f    пл.н  , (4)
 f 2 N f  


f 
 



где Е- модуль пластичности материала εпл.н- не разрушающаяся составная амплитуды пластической
деформации; b,c,σf’,εf’ - параметры материала.
Скорость ползучести может быть определена
по теории упрочнения:
 пl  sign( l ) A0 ц exp k1 (ti  273) 
(5)

n
 (1  Dц  п ц )   l


где σl – текущее значение напряжения; εп - величина деформации ползучести; Аоц, k1, n, Dц, αц – коэффициенты ползучести.
Важно, что в [2] установлена зависимость коэффициентов ползучести для поршневого алюминиевого сплава АК12М2МгН от продолжительности цикла τц :
стационарный режим: Аоц = 2,44∙109; k1=
26580; n = 5,68; Dц= 0,256; αц = 1,06; τц = 18 мин:
Аоц = 3,23∙1010; k1 = 26580; n = 5,68; Dц = 1,60;
αц = 1,40; τц = 12 мин:
Аоц = 3,84∙1010; k1 = 26580; n = 5,68; Dц = 1,60;
αц = 1,50; τц = 7 мин:
Аоц = 5,59∙1010; k1 = 26580; n = 5,68; Dц = 1,60;
αц = 1,59; τц = 6 мин:
Аоц = 6,53∙1010; k1 = 26580; n = 5,68; Dц = 1,60;
αц = 1,61;
68
ISSN 0419-8719
При этом установлено, что увеличение продолжительности цикла τц снижает скорость ползучести ε*п и через это влияние уменьшает величину ds.
Тем самым имеем противоречивое влияние времени установившихся режимов работы двигателя на
составляющие накопления повреждений df и ds.
В целом использование методики (2) – (5) позволяет прогнозировать ресурсную прочность
поршня с учетом продолжительности каждого отдельного низкочастотного цикла термонагружения
детали τц, и соответственно, с учетом влияния
прцессов усталости и ползучести материала, а также релаксации термических напряжений в особо
теплонапряженных зонах поршня на процессы накопления повреждений.
Результаты расчетов
Системой машин предусмотрен учет определеного количества грунто-климатических зон, используемых для выращивания сельскохозяйственных культур [5]. В табл. 1 приведены основные
сведения о грунто-климатических зонах ряда регионов Евразийского континента. Видно, что в различных регионах время технологических циклов
машинно-тракторных агрегатов будет существенно
разным. Cредняя длина гона трактора в Украине
находится в пропорции 0,33:1:1,67 и более. Для
других зон Евразийского континента это соотношение имеет вид 0,25:1:3,32. Таким образом, среднее истинное значение τц в эксплуатации может
существенно отличатся от среднего теоретически
принимаемого значения в 5-6 мин, характерного
для Украины [2].
Время прогрева - охлаждения поршня форсированого тракторного дизеля составляет порядка 6
мин. Поэтому условия эксплуатации с продолжительностю цикла менее 6 мин, в работе не рассматривались. А на основании даннях табл.1 принято,
что в експлуатации существуют влияющие на ресурсную прочность поршня тракторного дизеля
технологические циклы, отлтичающиеся между
собой примерно в 3 раза.
Результаты расчетов ресурсной прочности
поршня тракторного дизеля 4ЧН12/14 при уровнях
форсирования Nл=22 кВт/л и Nл=25 кВт/л представлены в табл. 2. Высокочастотные составляющие нагружения в расчете не учитывались.
Полученные результаты свидетельствуют, что
при увеличении времени цикла нагружения дизеля
втрое, ресурс поршня уменьшается вдвое. Согласно
схеме рис.2 этот результат объясняется превалированием релаксации термических напряжений над
другими, влияющими на процесс накопления повреждений факторами.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
Таблица 1. Характеристики грунто-климатических зон, ряда регионов Евразийского континента
Средняя
длина
гона, М
Номер
Регион
Зоны
Подзоны
Относительная
величина гона
к среднему
украинскому
Средняя продолжительность цикла,
мин.
Регионы РФ:
Центральный
1
Западно-Сибирский
1
2
3
1
2
400-800
300
8001000
300-600
0,66-1,33
0,5
4-8
3
1,33-1,66
0,5-1
8-10
3-6
Регионы Украины:
1-1,33
0,33-1
8-10
6-8
2-6
1
8001000
600-800
200-600
Более
1000
Более 1,66
Свыше 10
1
2
2000
300-400
3,32
0,5-0.66
20
3-4
7
300-600
0,5-1
3-6
8
9
10
800
150-200
300-400
1,33
0,25-0,33
0,5-0,6
8
1,5-2
3-4
Донецко-Приднепровский
Юго-Западный
3
4
1
1
2
Южный
5
Казахстан
6
Белоруссия
Молдова
Страны Балтии
Таблица 2. Результаты расчетов ресурсной
прочности поршней тракторных дизелей
Ресурсная прочность, dfs
Nл,
кВт/л
22
25
τц=6 мин.
τц=18 мин.
0,00093
0,00185
0,0017
0,0039
Выводы
На основе выполненного расчетного исследования установлено, что привалирующим фактором,
влияющим на суммарные накопленные повреждения в зоне кромки КС поршня при изменении времени цикла нагружения дизеля является релаксация термических напряжений на установившихся
тяжелом и частичном режимах работы двигателя.
Дальнейшее направление работ предусматривает выполнение оценок ресурсной прочности кромки КС поршня с учетом влияния низкочастотного
и высокочастотного его нагружения.
Список литературы:
1.Турчин В.Т. Вплив технологічного призначення двигуна
на ресурсну міцність поршня / В.Т. Турчин, В.О. Пильов,
І.Г. Омельченко, М.В. Прокопенко // Двигатели внутрен-
ISSN 0419-8719
1,33-1,66
него сгорания. – 2008. – №1. – С. 81-86. 2. Пильов В.О.
Автоматизоване проектування поршнів швидкохідних
дизелів із заданим рівнем тривалої міцності: Монографія. – Харків: Видавничий центр НТУ «ХПІ», 2001. – 332
с. 3. А.М. Диденко, В.Ю. Вахтель Разработка и использование методов ускоренных испытаний / А.М. Диденко,
В.Ю. Вахтель, Ж.Г. Шкурко // Двигатели внутреннего
сгорания. – 1989. – Вып.50. – С. 30-40. 4. Поспишил Б.
Прочность и долговечность элементов энергетического
оборудования / Б. Поспишил, А.Л. Квитка, Г.Н. Третьяченко. – К.: Наук. Думка, 1987. – 216 с. 5. Тракторы.
Проектирование, конструирование и расчет / И.П. Ксеневич, В.В. Гуськов, Н.Ф. Бочаров, Ю.Е. Атаманов и др. /
Под общ. ред. И.П. Ксеневича. – М.: Машиностроение,
1991. – 544 с.
Bibliography (transliterated):
1.Turchin V.T. Vpliv tehnologіchnogo priznachennja dviguna na
resursnu mіcnіst' porshnja / V.T. Turchin, V.O. Pil'ov, І.G.
Omel'chenko, M.V. Prokopenko // Dvigateli vnutrennego sgoranija.
– 2008. – №1. – S. 81-86. 2. Pil'ov V.O. Avtomatizovane
proektuvannja porshnіv shvidkohіdnih dizelіv іz zadanim rіvnem
trivaloї mіcnostі: Monografіja. – Harkіv: Vidavnichij centr NTU
«HPІ», 2001. – 332 s. 3. A.M. Didenko, V.Ju. Vahtel' Razrabotka i
ispol'zovanie metodov uskorennyh ispytanij / A.M. Didenko, V.Ju.
Vahtel', Zh.G. Shkurko // Dvigateli vnutrennego sgoranija. – 1989. –
Vyp.50. – S. 30-40. 4. Pospishil B. Prochnost' i dolgovechnost'
jelementov jenergeticheskogo oborudovanija / B. Pospishil, A.L.
Kvitka, G.N. Tret'jachenko. – K.: Nauk. Dumka, 1987. – 216 s. 5.
Traktory. Proektirovanie, konstruirovanie i raschet / I.P. Ksenevich,
V.V. Gus'kov, N.F. Bocharov, Ju.E. Atamanov i dr. / Pod obshh. red.
I.P. Ksenevicha. – M.: Mashinostroenie, 1991. – 544 s.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
69
Конструкция ДВС
Поступила в редакцию 20.06.2013
Пылёв Владимир Александрович – доктор техн. наук, професор, и.о. зав. кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «ХПИ», Харьков, Украина, e-mail:[email protected]
Нестеренко Ирина Александровна – преподаватель-стажер кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «ХПИ», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Бакланов Сергей Николаевич – студент 6 курса кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «ХПИ», Харьков, Украина.
ПОПЕРЕДНЯ ОЦІНКА РЕСУРСНОЇ МІЦНОСТІ ПОРШНЯ ТРАКТОРНОГО ДИЗЕЛЯ З УРАХУВАННЯМ
ТРИВАЛОСТІ ЦИКЛІВ ТЕХНОЛОГІЧНОГО НАВАНТАЖЕННЯ
.
В.О.Пильов, І.О. Нестеренко, С.М. Бакланов
У статті розглядаються питання, пов'язані із забезпеченням ресурсної міцності поршнів при форсуванні дизеля.
Відзначено, що ресурсна міцність поршня залежить від тривалості низькочастотного циклу його навантаження. У статті
виконано аналіз суперечливості факторів впливу тривалості циклу навантаження двигуна на накопичені ушкодження,
викликані процесами втоми і повзучості матеріалу. Виконана попередня оцінка ресурсної міцності поршня при різних
рівнях форсування двигуна.
PRELIMINARY ESTIMATION OF STRENGTH RESOURCE OF TRACTOR DIESEL TAKING INTO
ACCOUNT THE DURATION OF TECHNOLOGICAL CYCLES
V.A. Pylyov, I. A. Nesterenko, S.N. Baklanov
The paper addresses issues related to ensuring resource strength of pistons while boosting the diesel. It is noted that the
resource strength of the piston depends on the length of its low-cycle loading. In this paper the analysis of contradictory factors
influencing the duration of cycle engine load on the accumulated damage caused by the processes of fatigue and creep of the
material was made. A preliminary assessment of piston’s resource strength at different levels of forcing the engine was also
made.
УДК 621.432-1042.018.7
А.В. Белогуб, А.А. Зотов, М.А. Максимова
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ И СИЛОВЫЕ ГРАНИЧНЫЕ УСЛОВИЯ ПРИ АНАЛИЗЕ
НАПРЯЖЕННО-ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ ПОРШНЕЙ
МЕТОДОМ КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
Рассмотрены особенности назначения граничных условий (закреплений и мест приложения действующих
сил и реакций) при исследовании напряженно-деформируемого состояния поршня методом конечных элементов (МКЭ). Показано, что для корректного закрепления необходимо вводить грань на поверхности
поршня в месте, где напряжения отсутствуют, а при расчете реакций учитывать смещение центра тяжести поршня относительно оси пальцевого отверстия.
Введение
Реализация той или иной технологии конструкторского проектирования сложных технических
систем сегодня основывается на средствах универсальных САD-САЕ пакетов. Для разработки эффективных методов конструирования, связанных
со спецификой конкретной конструкции, необходимо эту специфику формализовать [1,2]. В большинстве САЕ пакетов при анализе напряженнодеформированного состояния деталей и узлов конструкций нашел применение метод конечных элементов (МКЭ). Он является общепризнанным инструментом получения информации о рабочих деформациях, запасах прочности и пр. При этом основной задачей является корректное определение
системы нагружения изделия и выбор системы его
виртуальных закреплений. Применительно к
поршню – очевидные, на первый взгляд, закрепле А.В. Белогуб, А.А. Зотов, М.А. Максимова, 2013
ISSN 0419-8719
70
ния приводят к существенно некорректным результатам расчета как напряжений, так и деформаций.
Так, например, закрепление типа «ролик/ползун»,
примененное к внешней, условно-цилиндрической,
поверхности юбки, не учитывает ее фактическую
нецилиндричность. К нецилиндрической поверхности, в свою очередь, нельзя применить вышеуказанный тип закрепления. Замена закреплений реакциями, приложенными к определенным местам
детали (поршня), требует аналитического определения величины реакции и места (грани, ребра,
точки), к которому эта реакция приложена.
Цель работы – разработка системы корректного закрепления поршня при его анализе МКЭ, и
расчета реакций на поршень со стороны зеркала
цилиндра.
Выбор системы закреплений [3,4]
Поршень – геометрически симметричное изДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
делие. Плоскость симметрии перпендикулярна оси
пальцевого отверстия и проходит через ось, образующей его, внешней поверхности1. Это означает,
что можно ограничиться расчетом половинки
поршня. Грань на его 3-D модели, образованная
этой плоскостью (рис.1а), является очевидной для
закрепления типа «симметрия» или «ролик/ползун».
а)
б)
в)
Рис.1. Поверхности и ребро закреплений:
а) – плоскость симметрии; б) – сектор в
пальцевом отверстии; в) – ребро на бобышке
Следующей поверхностью, удобной для закрепления, является цилиндрический сектор пальцевого отверстия2 (рис.1б), закрепляемый как «ролик/ползун». Такое закрепление (в радиальном направлении) не позволяет поршню перемещаться в
плоскости симметрии. Оно условно корректно, так
как оказывает воздействие на прилегающие к данной площадке массивы, не позволяя им деформироваться. Более корректным будет совместный
расчет поршня и поршневого пальца, но, для предварительных расчетов допустимо использовать и
упрощенный вариант. Однако, даже в этом случае
следует ограничить глубину и ширину такой площадки, чтобы обеспечить большую достоверность
результатов. Так, ширина площадки должна находиться в пределах 80-90% от диаметра отверстия
под поршневой палец (что примерно соответствует
сектору в 60 градусов), а глубина – примерно 1/3 от
полной глубины отверстия (соответствует величине заделки пальца). Для определения размеров
площадки можно воспользоваться формулой:
1
По тепловым граничным условиям такой симметрии
может и не быть, что связано с особенностями организации рабочего процесса
2
Если анализируется сборка «поршень-палец», тогда
необходимо закреплять палец, но поршень может вращаться вокруг него, т.е. все равно нужно «отбирать» еще
одну степень свободы.
ISSN 0419-8719
с = (b - a) / 2 ·b / D · (1 - d4 / D4),
где a – величина вылета поршневого пальца, мм
(см. рис.2); b – величина заделки поршневого пальца, мм; D – диаметр поршневого пальца, мм; d –
внутренний диаметр поршневого пальца, мм.
Таким образом, поршень закреплен от 5-ти
возможных перемещений. Последнее – вращение
вокруг оси пальца – в реальных условиях ограничено контактом поршня со стенкой цилиндра, однако при компьютерном моделировании такого
нагружения недостаточно заменить этот контакт
силовым воздействием. Необходимо при помощи
дополнительного закрепления ограничить вращение поршня. Как было сказано выше, это закрепление не может быть приложено к внешней поверхности поршня (юбке). Такое закрепление при нагружении оказывает влияние на форму юбки (ее
части) так как не дает ей деформироваться, что не
соответствует действительности. Дополнительное
закрепление в расчетной модели не имеет эквивалента в действительных условиях работы ДВС,
поэтому оно, будучи введенным в расчетную модель, не должно оказывать сколько-нибудь существенного влияния на результаты расчетов. Для обеспечения выполнения этого условия предлагается
производить закрепление типа «ролик/ползун»,
ограничивающее поворот поршня вокруг оси пальцевого отверстия, по кромке искусственно введенного ребра на бобышке (рис.1в), в месте, где возникающие напряжения минимальны при любом воздействии внешних нагрузок.
При дальнейшем анализе отсутствие напряжений на этом ребре показывает правильность и закреплений, и рассчитанных реакций.
Расчет реакций от действия газовых и
инерционных сил
Исходя из вышеизложенного, для корректного
анализа, нам необходимо корректно нагрузить поршня с учетом принятой системы закреплений. На
рис.2а показаны действующие на поршень силовые
воздействия. Это два давления – со стороны камеры сгорания (pгаз) и со стороны картера (pк), а
также сила инерции, задаваемая в САЕ-пакетах
ускорением j. Конструктивно поршень может
иметь противошумовое смещение пальца относительно оси поршня и смещение его центра тяжести
(ЦТ) относительно этой оси. Это приводит к возникновению пары сил, уравновешивающихся реакциями со стороны зеркала цилиндра. Кроме того
необходимо уравновешивать нормальную к юбке
поршня составляющую, связанную с наклоном шатуна. Следует также отметить, что силы реакции на
юбку меняют свой знак и место приложения, что
фактически означает переход этой силы (пары сил)
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
71
Конструкция ДВС
с одной стороны юбки на другую, но задавать силовую нагрузку в САЕ-пакете следует как положительную, выбирая ее место приложения в зависимости от совокупности влияющих факторов – угла
поворота кривошипа, давления в картере и камере
сгорания, противошумового смещения, смещения
ЦТ, угловой скорости коленвала.
Рис. 2. Поршень с поршневым пальцем и верхней
головкой шатуна
В связи с этим можно рассматривать 6 вариантов действия сил реакции на юбку поршня, а значит и 6 модификаций 3-D модели поршня, у которых площадки приложения сил реакции расположены по-разному (рис.3 а-е).
в) - одна сила – слева ниже оси пальцевого
отверстия;
г) - одна сила – слева выше оси пальцевого
отверстия;
д) - одна сила – справа выше оси пальцевого
отверстия;
е) - одна сила – справа ниже оси пальцевого
отверстия.
В последних 4-х вариантах (рис.3 в, г, д и е)
изменяется не только сила, но и геометрическое
место ее приложения к юбке. Силы следует прилагать на площадки, размер и форма которых подробно исследована и представлена в [3,5].
Для определения реакций со стороны зеркала
цилиндра, действующих на поршень при рассмотрении его силового нагружения, нами разработаны
методика, базирующаяся на известных уравнениях,
алгоритм и соответствующая программа, которая
реализована в среде EXCEL. Зависимость давления
в цилиндре от угла поворота коленвала может быть
рассчитана как в самой программе, так и подставлена из других расчетов или являться результатом
физического эксперимента 3.
Для определения реакций, действующих на
юбку поршня, воспользуемся условиями статического и динамического его равновесия:
(1)
 Pi  0 ,
M
а)
б)
в)
i
0,
(2)
где Pi – силы и реакции, действующие на поршень;
Мi – моменты сил, действующие на поршень.
Из условий динамического и статического
равновесия следует:
(aPгп  bPjп  Nl1 )
N1 
,
(3)
l1  l2
D 2
; D – диаметр поршня
4
Pjп   jmп – сила инерции только поршня; mп -
где Pгп  ( pгаз  pк )
масса поршня; j – ускорение поршня; l1 – плечо
г)
д)
е)
Рис.3. Варианты приложения сил реакций к юбке
поршня:
ргаз – давление над поршнем, рк – давление под
поршнем, а – противошумовое смещение, b –
смещение ЦТ, j – ускорение поршня, N1 – реакция
со стороны смещения пальца, N2 – реакция с
противоположной стороны, l1 – плечо приложения
силы N1, l1 – плечо приложения силы N2
Перечислим эти варианты:
а) - пара сил – справа сверху, слева снизу от
оси пальцевого отверстия;
б) - пара сил – справа снизу, слева сверху;
72
ISSN 0419-8719
действия силы N1 ; l2 – плечо действия силы N 2 ;
N – боковая сила, действующая в плоскости, перпендикулярной оси цилиндра и проходящей через
ось пальцевого отверстия, рассчитанная с учетом
массы пальца и поступательно движущейся части шатуна.
N  Ptg ;
(4)
P  Pгп  Pj ;
(5)
Pj   jmппш ,
(6)
3
Следует подчеркнуть, что при сравнительном анализе
конструкций давление и ряд других ГУ не должны изменяться.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
j  R2 (cos    cos 2  k sin ) ; (7)
λ = R/L; k=а/R;
  arcsin(sin   k ) ;
(8)
(9)
N 2  N  N1 .
(10)
Поскольку силы N1 и N2 меняют не только значение, но и свой знак в цикле и знак "+" или "−" ,
что для разных сторон поршня обозначает отрыв
юбки от зеркала цилиндра, то далее примем следующие обозначения:
N1' – сила, приложенная к юбке поршня со
на для расчета реакций приведенных на рис. 4-6.
1,E+06
p, Па
mппш – масса поршня, пальца и части шатуна;
6,E+05
2,E+05
-2,E+05
0
стороны против смещения пальца; N – сила, при-
При этом плечо приложения этой силы будет:
l1 при N1>0, N2≤0
(12)
l1’ =-l2 при N1≤0, N2>0
-Рпора/N при N1>0, N2>0
0 при N1<0, N2<0.
-N1 при N1≤0, N2>0
N 2' =-N2 при N1>0, N2≤0
(13)
-N при N1<0, N2<0
0 при N1>0, N2>0.
При этом плечо приложения данной силы будет:
l1 при N1≤0, N2>0
(14)
l2’ = -l2 при N1>0, N2≤0
-Рпора/N при N1<0, N2<0
0 при N1>0, N2>0.
На рис. 4 приведена индикаторная диаграмма
(рассчитанная в программном комплексе «Дизель
РК» [6]), идентифицированная для двигателя ВАЗ
21083 по моменту и оборотам, которая использова-
360
540 град. ПКВ 720
Рис.4. Расчетная индикаторная диаграмма при
n=1500 мин-1; М=5,3 Нм
'
2
ложенная к юбке поршня с противоположной стороны.
Тогда:
N1 при N1>0, N2≤0
N1' = N 2 при N1≤0, N2>0
(11)
N при N1>0, N2>0
0 при N1<0, N2<0.
180
Из расчетов (см. рис. 5-7) видно, что при
изменении положения центра тяжести силы
реакций, для нашего примера, изменились
несущественно, но моменты перекладок поршня,
особенно
на
такте
выпуска,
сдвинулись
существенно. С ростом частоты вращения (силы
инерции) влияние станет заметнее. Изменение
противошумового смещеня существенно влияет
как на силы реакций, так и на места их
приложения.
Выводы
Анализ рисунков показывает, что, как и смещение пальцевого отверстия, так и смещение центра тяжести поршня относительно оси цилиндра
существенно влияет и на величину сил реакций на
юбку поршня, и систему приложения этих сил, что
необходимо учитывать как при анализе напряженно-деформированного состояния, так и при профилировании поршня. При проведении расчетноэкспериментальных исследований, связанных, в
частности, с изучением жидкостного трения в сопряжении поршень - зеркало цилиндра, рассмотренная технология расчета реакций с последующим
расчетом МКЭ деформаций юбки поршня может
быть использована для назначения начальных условий.
15
500
l1
l2
мм
Сила, Н
N1
N2
10
5
0
250
-5
-10
-15
0
0
180
360
540
град. ПКВ
720
0
180
360
540
град. ПКВ
720
а)
б)
Рис.5. Силы реакций а) и плечи их приложения б) при дезаксаже -1,2 мм и ЦТ на оси цилиндра
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
73
Конструкция ДВС
15
500
l1
l2
мм
Сила, Н
N1
N2
10
5
0
250
-5
-10
-15
0
0
180
360
540
град. ПКВ
0
720
180
360
540
град. ПКВ
720
а)
б)
Рис.6. Силы реакций а) и плечи их приложения б) при дезаксаже -1,2 мм и смещении ЦТ -0,6 мм
15
500
l1
l2
мм
Сила, Н
N1
N2
10
5
0
250
-5
-10
-15
0
0
180
360
540
град. ПКВ
720
0
180
360
540
град. ПКВ
720
б)
а)
Рис.7. Силы реакций а) и плечи их приложения б) при дезаксаже -0 мм и смещении ЦТ -0,6 мм
Представленные результаты используются при
анализе напряженно-деформированного состояния
поршня в практике ПАО «АВТРАМАТ» при проектировании поршней.
Список литературы:
двигателей внутреннего сгорания/ А.А. Зотов, А.В. Белогуб, Ю.А. Гусев. Ависцилнно-космическая техника и технология //  2011.  №10 (87)  С. 188-191. 6. Программный комплекс Дизель-РК [Электронный ресурс] – Режим
доступа http://www.diesel-rk.bmstu.ru/Rus.
Bibliography (transliterated):
1. SolidWorks. Компьютерное моделирование в инженерной практике / А. А. Алямовский, А. А. Собачкин,
Е. В. Одинцов и др. – СПб. : БХВ-Петербург, 2005. –
800 с. 2. Белогуб А.В. Поддержка жизненного цикла тонкостенных поршней ДВС на основе технологии интегрированного проектирования и производства / А.В. Белогуб
// Восточноевропейский журнал передовых технологий.
– 2010. - №3. – С. 27-40. 3. Зотов О.О. Удосконалення
технології проектування тонкостінних поршнів ДВЗ з
примусовим запаленням/ Дис. … канд. техн. наук:
05.05.03 / Національний технічний університет
«Харківський політехнічний інститут». – Харків. – 2010
р. – 127 с. 4. Белогуб А.В.Научно-технические основы
интегрированного проектирования и производства тонкостенных поршней ДВС / Дис. … докт. техн. наук:
05.05.03/ Национальный технический университет
«Харьковский политехнический институт». – Харьков. –
2011г. – 366 с. 5. Зотов А.А. Решение контактной задачи
в процессе проектирования поршней легкотопливных
1. SolidWorks. Komp'juternoe modelirovanie v inzhenernoj praktike / A.
A. Aljamovskij, A. A. Sobachkin, E. V. Odincov i dr. – SPb. : BHVPeterburg, 2005. – 800 s. 2. Belogub A.V. Podderzhka zhiznennogo
cikla tonkostennyh porshnej DVS na osnove tehnologii integrirovannogo proektirovanija i proizvodstva / A.V. Belogub // Vostochnoevropejskij zhurnal peredovyh tehnologij. – 2010. - №3. – S. 27-40. 3. Zotov
O.O. Udoskonalennja tehnologії proektuvannja tonkostіnnih porshnіv
DVZ z primusovim zapalennjam/ Dis. … kand. tehn. nauk: 05.05.03 /
Nacіonal'nij tehnіchnij unіversitet «Harkіvs'kij polіtehnіchnij іnstitut». –
Harkіv. – 2010 r. – 127 s. 4. Belogub A.V.Nauchno-tehnicheskie osnovy
integrirovannogo proektirovanija i proizvodstva tonkostennyh porshnej
DVS / Dis. … dokt. tehn. nauk: 05.05.03/ Nacional'nyj tehnicheskij
universitet «Har'kovskij politehnicheskij institut». – Har'kov. – 2011g. –
366 s. 5. Zotov A.A. Reshenie kontaktnoj zadachi v processe proektirovanija porshnej legkotoplivnyh dvigatelej vnutrennego sgoranija/ A.A.
Zotov, A.V. Belogub, Ju.A. Gusev. Aviscilnno-kosmicheskaja tehnika i
tehnologija // 2011. №10 (87) S. 188-191. 6. Programmnyj kompleks
Dizel'-RK [Jelektronnyj resurs] – Rezhim dostupa http://www.dieselrk.bmstu.ru/Rus.
Поступила в редакцию 31.05.2013
Белогуб Александр Витальевич – доктор техн. наук, старший научый сотрудник, научный консультант ПАО
«АВТРАМАТ», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Зотов Александр Александрович – канд. техн. наук, ведущий конструктор ЧП «ВЕКТОР АТТРАКЦОН», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Максимова Мария Александровна - канд. техн. наук, доцент каф. пожарной профилактики Национального
университета гражданской защиты Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
74
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
ГЕОМЕТРИЧНІ І СИЛОВІ ГРАНИЧНІ УМОВИ ПРИ АНАЛІЗІ НАПРУЖЕНО-ДЕФОРМОВАНОГО СТАНУ
ПОРШНІВ МЕТОДОМ КІНЦЕВИХ ЕЛЕМЕНТІВ
О.В. Білогуб, О.О. Зотов, М.О. Максимова
Розглянуті особливості призначення геометричних граничних умов (закріплень і місць прикладання діючих сил, і
реакцій) при дослідженні напружено-деформованого стану поршня методом кінцевих елементів (МКЕ). Показано, що
для коректного закріплення необхідно вводити грань на поверхні поршня в місці, де напруга відсутня, а при розрахунку
реакцій враховувати зсув центру тяжіння поршня відносно осі пальцьового отвору.
GEOMETRICAL AND POWER BOUNDARY CONDITIONS AT ANALYSIS OF THE TENSE-DEFORMED STATE
OF PISTONS BY THE METHOD OF FINITE ELEMENTS
A.V. Belogub, A.A. Zotov, M.A. Maksimova
The features of setting of geometrical boundary conditions (fixings and places of application of operating forces and reactions) are considered at research of the tensely-deformed state of piston by the method of finite elements (FEM). It is shown that
for the correct fixing it is necessary to enter a verge on the surface of piston in a place, where tension is absent, and at the calculation of reactions to take into account displacement of centre of gravity of piston in relation to the axis of the digit opening.
УДК 621.436
И.Н. Москаленко, В.Н. Доценко, А.В. Белогуб
ОБЗОР МЕТОДОВ ПРОФИЛИРОВАНИЯ ЮБОК ПОРШНЕЙ ДВС
Приведен обзор основных расчетно-экспериментальных методов профилирования юбок. Выделены основные
физические факторы, которые учитывают авторы в расчетах динамики трибосопрояжений. Рассмотрены
типовые и оригинальные конструкторские решения исполнения юбок поршней, направленные на снижение
трения. Проведен анализ выполненных работ и намечены направления дальнейших исследований.
Введение
Баланс механических потерь по механизмам,
сопряжениям и системам ДВС зависит от многих
факторов, среди которых основными являются
конструкция, технологическое совершенство, размерность и техническое состояние двигателя. Сопоставление балансов механических потерь как в
бензиновых, так и в дизельных двигателях (рис. 1)
показывает, что наибольший вклад в общие механические потери вносит трение деталей цилиндропоршневой группы (ЦПГ) – 45...50% [1,2,6,9]. Поэтому, более полное понимание процессов, происходящих в ЦПГ еще на стадии проектирования,
закладывает основу для достижения более эффективной работы двигателя в целом.
60
50
50
45
40
30
22 24
20
19
14
10
8 8
6 6
4
5
0
1
2
3
бензиновый двигатель
дизельный двигатель
Рис. 1. Баланс механических потерь в ДВС:
1 – ЦПГ; 2 – кривошипно-шатунный механизм;
3 – газообмен; 4 – газораспределительный механизм; 5 – насосы и вентилятор
Основными узлами трения ЦПГ, влияющими
на механические потери, являются пара трения
«поршень-цилиндр» и пара «поршневое кольцоцилиндр». В отличие от достаточно широко представленных в литературе исследований, посвященных паре «поршневое кольцо-цилиндр», паре «поршень-цилиндр» уделено значительно меньшее
внимание. В свою очередь, именно совершенством
этого сопряжения определяется динамическая нагруженность ЦПГ, тепловое состояние двигателя,
количество поступающего масла к поршневым
кольцам, уровень вибраций и шума.
Работоспособность этой пары характеризуется
зазорами между поршнем и цилиндром, профилем
юбки, местом расположения пальцевого отверстия.
Кроме этого, особенностью работы является то, что
поршень и цилиндр работают в условиях крайне
нестационарных тепловых и силовых факторов, в
результате чего возникают переменные в цикле
тепловые и силовые деформации, приводящие к
существенному изменению зазоров в сопряжении.
Недостаточный учет таких деформаций может привести к появлению задиров, заклиниванию поршня
и выходу двигателя из строя [2].
Первоначально при увеличении мощности
двигателей, сопровождаемой заклиниванием деталей ЦПГ, производители шли на сознательное увеличение зазора. Это позволяло предотвратить задир, но одновременно, способствовало повышению
шума и вибраций, увеличению расхода масла, сни-
 И.Н. Москаленко, В.Н. Доценко, А.В. Белогуб, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
75
Конструкция ДВС
жению надежности и долговечности деталей ЦПГ.
Этот факт стал предпосылкой для возникновения
теоретически обоснованных методов профилирования боковой поверхности поршней.
Обзор расчетно-экспериментальных методов профилирования
Одна из первых научно обоснованных методик профилирования юбок поршней, направленная
на снижение рамочного и кромочного контакта
поршня с цилиндром, была предложена в 70-х годах прошлого века группой исследователей под
руководством профессора Б.Я. Гинзбурга [3]. Согласно этой методике, образующая профиля выбирается таким образом, что в зоне передачи бокового усилия в контакт с цилиндром вовлекается, возможно, большая площадь юбки поршня при одновременном устранении контакта юбки с цилиндром
в зоне бобышек поршня. Такая конфигурация контакта достигается за счет придания бочкообразности юбке поршня в продольном сечении и овализации в поперечном сечении. Авторы предлагают
образующую юбки в нагретом состоянии задавать
гладкой выпуклой кривой, определяемой максимальной стрелой прогиба, параметром расположения максимума выпуклости, зависящим от перепада температур между юбкой поршня и цилиндром в
верхней и нижней зонах юбки, а также от величин
зазоров в указанных зонах. Необходимый для изготовления поршня профиль боковой поверхности
юбки в холодном состоянии строится с учетом
влияния линейно-температурного расширения материала поршня. Профилирование юбки в поперечном сечении позволяет компенсировать искажение
формы, вызванное действием боковой силы поршня. Овальность назначается из конструктивных
соображений и задается массивом отклонений.
В дальнейшем работа Гинзбурга Б.Я. была дополнена и уточнена исследованиями Никишина В.И., который предложил методику профилирования, основанную на теории соударения и колебаний пары «поршень-гильза». Такой подход позволил решить задачу о снижении контактных напряжений юбки в момент перекладки поршня в цилиндре.
Многолетняя практика показала достаточную
надежность поршней овально-бочкообразного типа. Однако с точки зрения энергосбережения эти
поршни не являются оптимальными, т.к. теория их
профилирования не учитывает динамику поршня и
гидродинамические эффекты, возникающие в смазочном слое.
Необходимость учета влияния смазки и особенностей геометрии поверхностей деталей ЦПГ на
режим трения наглядно продемонстрировано в ис-
76
ISSN 0419-8719
следованиях японских авторов Takeo, Suzuki,
Tovohiko. Авторами проведены экспериментальные
исследования на макетной установке с прозрачной
гильзой. Исследовалось качественное влияние различных профилей образующей поверхности на образование и поведение масляного слоя. Установлено, что профиль оказывает определяющее значение
на возникновение масляной пленки, режим трения
и, как следствие, величину механических потерь.
Одна из первых попыток теоретического описания механизма трения с учетом смазки представлена в работе Стрельцова В.И. Автор, основываясь
на предположении, что процесс взаимодействия
поршня и цилиндра подчиняется закону жидкостного трения, использовал формулу Н.П. Петрова
для определения коэффициента трения с учетом
несоосности поршня и цилиндра.
На дальнейшее развитие методов профилирования поршней с учетом влияния смазки значительное
влияние
оказала
расчетноэкспериментальная база, разработанная при исследованиях гидродинамических опор скольжения
высокоскоростных роторов. Научное объяснение
явлений, происходящих в смазочном слое, дала
гидродинамическая теория смазки, основы которой
были заложены Н.П. Петровым и О. Рейнольдсом и
развиты в работах Н.Е. Жуковского, С.А. Чаплыгина, А. Зоммерфельда. Значительный вклад в развитие гидродинамической теории смазки поршневых
машин внесли отечественные и зарубежные исследователи: П.И. Орлов, М.В. Коровчинский, И.Я.
Токарь, B.Н. Попов, А.Г. Бургвиц, В.Н. Прокопьев,
В.И. Суркин, Г.Н. Григорьев, Г.Н. Миронов, Г.М.
Рык, М.С. Белицкий, Ю.К. Деревцев, D. Zhu, H.S.
Cheng, P.R. Meernik, C. Furuhama, S.D. Haddad, K.P.
Oh, C.H. Li, P.K. Goenka и другие.
В начале семидесятых годов Токарь И.Я. на
примере исследования движения поршня плунжерного типа холодильного компрессора показал, что
задачу динамики поршня в цилиндре необходимо
решать как гидродинамическую [4]. Автор учитывает перемещение поршня в радиальном направлении и его поворот относительно оси поршневого
пальца. Гидродинамическое давление в слое смазки
определяется из решения уравнения Рейнольдса.
Однако описываемый в работе приближенный метод расчета не позволяет использовать его для
практического решения задач.
В начале 1980-х годов появляется большое
количество публикаций, посвященных профилированию образующей поверхности поршня на основе
достижений в области машинных расчетов.
В работе Knoll G.D. и Peeken H.J. рассматривают пару «поршень-цилиндр» как «своеобразный»
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
подшипник скольжения. Влияние гидродинамической смазки учитывается на основании численного
решения уравнения Рейнольдса. Дальнейшее развитие такой подход получил в исследованиях Li
D.B., Rohde S.M., Ezzat H.A. Авторами разработана
математическая модель, основанная на совместном
решении уравнений динамики поршня и гидродинамической теории смазки. Рассчитаны параметры
радиального перемещения цилиндрического поршня и потери на трение в зависимости от дезаксажа,
рабочих зазоров и вязкости масла. Однако влияние
профиля юбки поршня в работе не учитывается.
На следующем этапе Oh, C. H. Li, P.K. Goenka
уже рассматривают систему «поршень-смазочный
слой-цилиндр» как упруго-деформируемую. В работе, выполненной применительно к тонкостенному поршню бензинового двигателя, исследователи
разработали расчетную модель и решили упругогидродинамическую задачу смазки трибосопряжения.
Методическую ценность представляют исследования, проведенные на базе Южно-Уральского
государственного университета Прокопьевым В.Н.,
Рождественским Ю.В., Караваевым В.Г. по разработке методов расчета динамики поршня на смазочном слое в цилиндре, которые легли в основу
пакета прикладных программ по трибоанализу сопряжения «поршень-цилиндр» [5].
Опираясь на вышеописанные модели, в своей
диссертационной работе [6], Маслов А.П. сформулировал основные принципы проектирования направляющей части асимметричного относительно
продольной оси поршня. Автор предлагает методику индивидуального профилирования нагруженной
и ненагруженной боковых поверхностей поршня с
точки зрения обеспечения одинаковых условий
смазки. Предложенная математическая модель динамики поршня на смазочном слое позволяет определить несущую способность смазочного слоя, сопротивление движению поршня и расход смазочной жидкости на угар в сопряжении, а также оценить влияние основных конструктивных особенностей поршня, в том числе профиля длины юбки,
расположения центра тяжести и оси поршневого
пальца, зазоров в сопряжении. Однако, данная методика не учитывает переменные составляющие
деформаций поршня от газовых, гидродинамических и инерционных сил, что может являться справедливым допущением только при расчете массивных дизельных поршней.
Большой практический интерес представляет
прикладной метод проектирования поршней, разработанный ведущими специалистами КБ АОЗТ
«Украинские моторы» и ПАО «АВТРАМАТ» БелоISSN 0419-8719
губом А.В., Зотовым А.А, Стрибулем А.С [7,8].
Предложенный авторами подход позволяет расчетным путем получить профиль боковой поверхности, используя индикаторную диаграмму и данные
о граничных условиях нагружения поршня. В основу метода положена гипотеза о независимости
деформаций деталей ЦПГ, вызванных силовыми и
тепловыми факторами. Форма проектируемого
поршня получается вычитанием (добавлением)
температурной и силовой деформации из поверхности зеркала цилиндра, имеющей текущее напряженно-деформированное состояние. При определении переменных деформаций авторами применяется метод конечных элементов. Особенностью такого метода является то, что в модели расчета переменного НДС, вызванного силовым нагружением,
величины гидродинамических (боковых) сил и
площадки пятен контакта определяются на основании экспериментальных данных.
Современное состояние вопроса характеризуется уточнением методик расчета динамики системы «поршень-смазочный слой-цилиндр», учетом
конструктивных и эксплуатационных факторов и
разработкой на этой базе новых типов профилей
поршней. Примером может служить ряд работ [9],
выполненных за последнее десятилетие представителями Массачусетского технологического института D. Bai, F. McClure, L. Moughon и др. Эти работы направлены, в основном, на моделирование поведения масляной пленки и опираются на модифицированное уравнение Рейнольдса, которое позволяет учитывать наличие микропрофиля и шероховатости поверхностей трения.
Обзор оригинальных конструктивных решений профилирования
Обзор научно-исследовательских работ, зарегистрированных патентов и оригинальных конструкторских решений показывает, что наблюдающиеся в последнее время в поршневом двигателестроении тенденции направлены в основном на:
1) оптимизацию профиля направляющей части
поршня;
2) разделение юбки поршня на нагруженную и
ненагруженную стороны с индивидуальным профилированием каждой;
3) уменьшение площади опорной поверхности
юбки на менее нагруженной стороне;
4) стремление к Т-образной форме.
В статье [10] исследователями Kwang-soo Kim
и Paras Shah проделана обширная экспериментальная работа, посвященная определению влияния
конфигурации профиля юбки на величину механических потерь и уровень шума ЦПГ. Изготовлена
партия опытных поршней с пятью концептуально
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
77
Конструкция ДВС
новыми профилями боковой поверхности, полученными на станках с числовым программным
управлением (рис. 2.).
Рис. 3. Симметричный поршень с короткой
юбкой: D – диаметр поршня; Н – высота поршня;
К – расстояние от днища поршня до оси
поршневого пальца; R – длина юбки поршня
Рис. 2. Варианты экспериментальных поршней
с различными конфигурациями направляющих
частей
Более темным цветом на направляющих поверхностях выделены области, утопленные на 35 –
40 мкм. Исследования проводились на одноцилиндровой двигательной установке, величина силы
трения измерялась на пяти различных режимах
работы двигателя.
В результате авторы выделили поршень №4,
как, обладающий наименьшими потерями на трение. По их мнению, верхнее и нижнее углубления,
выполненные на направляющей части поршня,
способствуют удержанию смазки на юбке и обеспечивает подачу масла в главную зону контакта
поршня равномерно во всем цикле работы двигателя.
Кроме этого, авторами сформулирован вывод,
что уменьшение площади пятна контакта в сопряжении не всегда является эффективным способом
снижения силы трения. Экспериментально установлено, что при малых площадях пятен контакта
масло может выдавливаться из несущей области, в
результате чего наступает «масляное голодание».
Одновременно с этим некоторые авторы предлагают выполнять поршень с минимально возможной длиной направляющей части для уменьшения
шума и потерь на трение. Примером может служить поршень, запатентованный в Германии F.
Eberhard (рис. 3.).
Для такого поршня рекомендованы следующие соотношения размеров основных элементов:
Н=(0,5…0,6)D; К=(0,3…0,4)D; R=(0,2…0,37)D. Автор считает, что при этом соотношении размеров
уменьшится угол наклона поршня и, следовательно, уровень шума от его удара о стенку цилиндра.
78
ISSN 0419-8719
Для улучшения самоустановки поршней в цилиндре на ряде моторных заводов было предложено и выполнено увеличение диаметра межколечной
перемычки поршня, которая при нагреве контактирует с зеркалом цилиндра, выполняя роль второй
точки опоры поршня. Кроме этого, были изобретены многоопорные (двух- и более) профили юбок
поршней. Поршень с двухопорной юбкой не нуждается в опоре по колечному поясу, т.к. отличается
достаточно хорошей самоустановкой за счет формирования гидродинамических реакций по обе
стороны от оси поршневого пальца. Примером может служить поршень, запатентованный Путинцевым С.В. (рис. 4.).
Рис. 4. Двухопорный симметричный поршень:
1 – конический участок; 2 – цилиндрический
участок; 3 – трапецеидальный участок; А, В –
верхний и нижний бочкообразные участки
соответственно; Б – цилиндрический участок; - - – профиль юбки в горячем состоянии
Образующая юбки такого поршня выполнена
в виде ломаной линии, имеющей три сопряженных
участка одинаковой длины: трапецеидальный, цилиндрический и конический. После прогрева образующая трансформируется в линию, состоящую из
двух одинаковых бочкообразных участков и заключенного между ними цилиндрического участка.
По мнению автора, такая форма образующей профиля обеспечивает увеличение несущей способноДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
сти сопряжения, рост толщины слоя смазки в зазоре между юбкой поршня и стенкой цилиндра.
Для снижения потерь на трение сопряжения
«поршень-цилиндр» на направляющей части
поршня выполняют выступы и впадины, формирующие контактную поверхность юбки и создающие, так называемые, масляные подушки для предотвращения контактов поршня со стенкой цилиндра. Например, поршень, запатентованный M. Rhodes (рис. 5.), имеет три контактных участка полностью разделенных между собой: два – в верхней
части и один – в нижней. Остальная поверхность
юбки не воспринимает нагрузку и поэтому не подвергается чистовой обработке.
Рис. 5. Поршень с тремя контактными
участками на юбке: 1 – контактные участки в
верхней части юбки; 2 – то же в нижней части
Контактные участки имеют выступающую на
10…150 мкм выпуклую область, соединенную скатами с основной поверхностью тела поршня. Автор
предполагает, что уменьшение площади контакта
юбки со стенкой цилиндра приведет к снижению
потерь на трение.
Другой пример профилирования направляющей части – поршень, предложенный R. Hart (рис.
6.). Профиль получен путем изменения радиуса в
направлении угловой координаты, в результате
чего на юбке получаются углубления, идущие
вдоль контактных поверхностей и постепенно сужающиеся книзу.
Рис.6. Поршень с выемкой, изменяемой по
высоте
Глубина этих выемок в верхней части юбки
максимальная и уменьшается в направлении от
ISSN 0419-8719
днища. Выемки способствуют удержанию смазки
на юбке, в результате чего повышается надежность
сопряжения «поршень-цилиндр» и снижается шум,
так как поверхности поршня и цилиндра всегда
разделены масляной пленкой.
Необходимого макропрофиля направляющей
части поршня можно достичь организацией на её
поверхности канавок для удержания смазки. Например, Рожков А.П. предлагает поршень, на юбке
которого выполнены волнообразные канавки переменной ширины. Ширина канавки максимальна в
зонах наименьшего бокового давления поршня, и
минимальна – в зоне наибольшей величины боковых сил. Профиль канавок способствует увеличению давления масла в наиболее нагруженных зонах
и увеличивает опорную рабочую поверхность.
Примером двигателей с макропрофилем на
боковой поверхности поршней могут служить
двухтактные дизели 6ТД и 5ТДФМ серийно выпускаемые с 1986 г. Для улучшения условий смазки и локализации местного схватывания, в этих
двигателях увеличена маслоемкость несущей поверхности поршня путем нанесения лунок в виде
синусоид или перекрещивающихся канавок. Такие
конструктивные мероприятия позволяют увеличить
площадь несущей поверхности поршня на 15,25
или 40 % соответственно. Кроме этого, удерживаемый на боковой поверхности значительный объем
масла повышает способность к регенерации масляной пленки [11].
Значительную часть рассмотренных патентов
представляют поршни с асимметричным профилем.
Асимметричность обусловлена желанием исследователей обеспечить равномерный, минимально
возможный зазор между стенкой цилиндра и
поршнем по всей его высоте во всем диапазоне
режимов. Трудность этой задачи состоит в том, что
различные части поршня при работе нагреваются
крайне неравномерно, деформация в цикле переменна, а значит, и поршень неравномерно деформируются.
Характерным примером конструкции поршней с асимметричным профилем служит поршень,
запатентованный E. Ripberger. Целью изобретения
является снижение шума от ударов поршня о стенку цилиндра, недопущение его заклинивания при
перегреве, а также уменьшение потерь на трение.
Для этого предлагается овально-бочкообразный
поршень, у которого отклонение от цилиндричности больше на нагруженной стороне в верхней части юбки. При этом профили образующих в плоскости поршневого пальца также отличаются, т.е. поперечные сечения поршня имеют переменную степень овальности.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
79
Конструкция ДВС
В 1993 г. Масловым А.П. был запатентован
поршень с юбкой, асимметричной относительно
вертикальной оси поршня [6]. Форма юбки для левой и правой образующих выбираются по соотношению: Н3>Н1>Н4>Н2, где Н1 и Н2 – высота профиля образующей в верхней и нижней частях для
левой образующей, Н3 и Н4 – высота профиля образующей в верхней и нижней частях юбки для
правой образующей. Криволинейные образующие
нагруженной и ненагруженной сторон профилируются индивидуально в соответствии с заданными
соотношениями.
Заключение
Анализ существующих теоретических и экспериментальных исследований, посвященных профилированию направляющей части поршня, позволил сделать следующие выводы:
1) несмотря на большое количество разработанных математических моделей, описывающих
динамику поршня, ни одна из рассмотренных методик не учитывает комплексного воздействия всех
физических факторов, влияющих на параметры
трибосопряжения «поршень-цилиндр»;
2) не выявлено современных теоретически
обоснованных методов синтеза оптимальных форм
(конфигураций контактных площадок юбки) профиля боковой поверхности тонкостенного поршня
бензинового двигателя;
3) известные по литературным данным методы экспериментальных исследований, как правило,
не позволяют проводить полноценные исследования параметров сопряжения и поэтому требуется
их развитие.
Обзор литературных источников выявил
большое количество конструктивных решений
профилирования юбок поршней. Однако, предлагаемые конструкции получены в основном на основании обширных экспериментальных работ или же
личного опыта разработчиков и нуждаются в дополнительных теоретических исследованиях.
Таким образом, представляется целесообразным сосредоточить усилия в направлении разработки системы оптимизации конструкции юбки
поршня, учитывающей форму, площадь контакта и
профиль.
Список литературы:
1. Путинцев, С.В. Основы расчета и проектирования
узлов трения ДВС [Текст]: учеб. пособие / С.В. Путинцев, С.А. Аникин, Р.А. Галата; Мин-во образования и
науки Российской Федерации, Московский. гос. техн.
Университет. – Москва: Изд-во МГТУ, 2000. 2. Самохин,
С. Поршень в общем и в частности [Электронный ресурс] / С. Самохин, А. Хрулев. – Режим доступа:
http://www.ab-engine.ru - 01.01.2008 г. 3. Профилирование
80
ISSN 0419-8719
юбок поршней [Текст]: научное из-дание / Б.Я. Гинзбург,
Г.Я. Васильченко, Н.С. Судойский, И.А. Цимеринов. – М.:
Машиностроение, 1973. - 89 с. 4. Токарь, И.Я. Проектирование и расчет опор трения [Текст] / И.Я. Токарь. –
М.: Машиностроение,1971. – 168с. 5. Рождественский,
Ю.В. Современные конструкции поршней для тепловых
двигателей [Текст]: учеб. пособие / Ю.В. Рождественский, К.В. Гаврилов; Мин-во образования и науки Российской Федерации, Южно-Уральский. гос. Университет. –
Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2009. 6. Маслов, А.П. Повышение технического уровня дизелей оптимизацией геометрических параметров поршней [Текст]: дис. … канд.
техн. наук: 05.04.02; защищена 22.01.99; утв. 15.07.99 /
Маслов Андрей Петрович. – Мин-во образования и науки
Российской Федерации, Южно-Уральский. гос. Университет. – Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 1999. – 158 с. 7.
Белогуб, А.В. Новые подходы к конструированию поршней [Текст] / А.В. Белогуб // Авиационно-космическая
техника и технология: сб. науч. тр. – Харьков: ХАИ,
2000. - Вып. 19. Тепловые двигатели и энерго-установки.
– С. 201 – 206. 8. Белогуб, А.В. Методика расчета переменного напряженно-деформированного состояния
поршня в цикле для различных режимов работы двигателя [Текст] / А.В. Белогуб, О.С. Стрибуль // Авіаційнокосмічна техніка і технологія: Зб. наук. праць. – Харків:
ХАІ; Миколаїв: Вид-во МФ НаУКМА, 2002. – Вип. 30.
Двигуни та енер-гоустановки. – С. 124 – 126. 9. McClure,
F. Numerical modeling of piston secondary motion and skirt
lubrication in internal lubrication engines [Текст]: Requirements for the Degree of Doctor of Philosophy in Mechanical Engineering: – Massachusetts Institute of Technology, 2007. – 241 p. 10. Kwang-soo Kim. A Study of Friction
and Lubrication Behavior for Gasoline Piston Skirt Profile
Concepts [Текст] / Kwang-soo Kim, Paras Shah // FederalMogul Corporation, Musashi Institute of Technology. 11.
Двигатели внутреннего сгорания [Текст]: серия учеб.
для вузов в 6 томах. Т. 1. Разработка конструкций форсированных двигателей наземных транспортных машин/
А.П. Марченко, М.К. Рязанцев, А.Ф. Шеховцов; Мин-во
образования и науки Украины; под ред. А.П. Марченко и
засл. деят. Науки Украины проф. А.Ф. Шеховцова. –
Харьков.: Прапор, 2004. – 384 с.
Bibliography (transliterated):
1. Putintsev, S.V. Osnovyi rascheta i proektirovaniya uzlov treniya
DVS [Tekst]: ucheb. posobie / S.V. Putintsev, S.A. Anikin, R.A. Galata; Min-vo obrazovaniya i nauki Rossiyskoy Federatsii, Moskovskiy. gos. tehn. Universitet. – Moskva: Izd-vo MGTU, 2000. 2.
Samohin, S. Porshen v obschem i v chastnosti [Elektronnyiy resurs] /
S. Samohin, A. Hrulev. – Rezhim dostupa: http://www.ab-engine.ru 01.01.2008 g. 3. Profilirovanie yubok porshney [Tekst]: nauchnoe
izdanie / B.Ya. Ginzburg, G.Ya. Vasilchenko, N.S. Sudoyskiy, I.A.
Tsimerinov. – M.: Mashinostroenie, 1973. - 89 s. 4. Tokar, I.Ya.
Proektirovanie i raschet opor treniya [Tekst] / I.Ya. Tokar. – M.:
Mashinostroenie,1971. – 168s. 5. Rozhdestvenskiy, Yu.V. Sovremennyie konstruktsii porshney dlya teplovyih dvigateley [Tekst]: ucheb.
posobie / Yu.V. Rozhdestvenskiy, K.V. Gavrilov; Min-vo obrazovaniya i nauki Rossiyskoy Federatsii, Yuzhno-Uralskiy. gos. Universitet. – Chelyabinsk: Izd-vo YuUrGU, 2009. 6. Maslov, A.P.
Povyishenie tehnicheskogo urovnya dizeley optimizatsiey geometricheskih parametrov porshney [Tekst]: dis. … kand. tehn. nauk:
05.04.02; zaschischena 22.01.99; utv. 15.07.99 / Maslov Andrey
Petrovich. – Min-vo obrazovaniya i nauki Rossiyskoy Federatsii,
Yuzhno-Uralskiy. gos. Universitet. – Chelyabinsk: Izd-vo YuUrGU,
1999. – 158 s. 7. Belogub, A.V. Novyie podhodyi k konstruirovaniyu
porshney [Tekst] / A.V. Belogub // Aviatsionno-kosmicheskaya
tehnika i tehnologiya: sb. nauch. tr. – Harkov: HAI, 2000. - Vyip. 19.
Teplovyie dvigateli i energo-ustanovki. – S. 201 – 206. 8. Belogub,
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
A.V.
Metodika
rascheta
peremennogo
napryazhennodeformirovannogo sostoyaniya porshnya v tsikle dlya razlichnyih
rezhimov rabotyi dvigatelya [Tekst] / A.V. Belogub, O.S. Stribul //
AvIatsIyno-kosmIchna tehnIka I tehnologIya: Zb. nauk. prats. –
HarkIv: HAI; MikolaYiv: Vid-vo MF NaUKMA, 2002. – Vip. 30.
Dviguni ta ener-goustanovki. – S. 124 – 126. 9. McClure, F. Numerical modeling of piston secondary motion and skirt lubrication in
internal lubrication engines [Tekst]: Requirements for the Degree of
Doctor of Philosophy in Mechanical Engineering: – Massachusetts
Institute of Technology, 2007. – 241 p. 10. Kwang-soo Kim. A Study
of Friction and Lubrication Behavior for Gasoline Piston Skirt Profile Concepts [Tekst] / Kwang-soo Kim, Paras Shah // FederalMogul Corporation, Musashi Institute of Technology. 11. Dvigateli
vnutrennego sgoraniya [Tekst]: seriya ucheb. dlya vuzov v 6 tomah.
T. 1. Razrabotka konstruktsiy forsirovannyih dvigateley nazemnyih
transportnyih mashin/ A.P. Marchenko, M.K. Ryazantsev, A.F. Shehovtsov; Min-vo obrazovaniya i nauki Ukrainyi; pod red. A.P.
Marchenko i zasl. deyat. Nauki Ukrainyi prof. A.F. Shehovtsova. –
Harkov.: Prapor, 2004. – 384 s.
Поступила в редакцию 01.06.2013
Москаленко Иван Николаевич – аспирант кафедры 202 факультета авиационных двигателей Национального аэрокосмического университета им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков, Украина.
Доценко Владимир Николаевич – доктор техн. наук, проф. кафедры 202 факультета авиационных двигателей
Национального аэрокосмического университета им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», Харьков, Украина.
Белогуб Александр Витальевич – доктор техн. наук, проф. кафедры 203 факультета авиационных двигателей Национального аэрокосмического университета им. Н.Е. Жуковского «ХАИ», технический консультатнт ПАО «АВТРАМАТ», Харьков, Украина.
ОГЛЯД МЕТОДІВ ПРФІЛЮВАННЯ ЮБОК ПОРШНІВ ДВЗ
І.М. Москаленко, В.М. Доценко, О.В. Белогуб
Представлено баланс механічних витрат по механізмам, спряженням, та системам ДВЗ. Показано, що найбільший
вклад в загальні механічні витрати двигуна вносить тертя деталей циліндропоршневої групи, а саме трибоспряження
«поршень - циліндр». Наведено огляд основних розрахунково-експериментальних методів профілювання юбок. Виділені
основні фізичні фактори які враховують автори в розрахунках динаміки трибоспряження. Розглянуті типові та оригінальні конструкторські рішення виконання юбок поршнів, які спрямовані на зниження тертя. Проведено аналіз виконаних
робіт та намічені напрямки подальших досліджень.
THE OVERVIEW OF PROFILING METHODS FOR ICE PISTON’S SKIRTS
I.N. Moskalenko, V.N. Dotsenko, A.V. Belogub
In this article the balance of mechanical losses in ICE mechanisms, pairs and systems is represented. It is shown that the
most contribution in the general mechanical losses is caused by friction in cylinder-piston group. The overview of the main computational and experimental methods for profiling piston’s skirts is described. The main physical factors, which are considered by
authors in the dynamical tribounits calculations are highlighted. The typical and original designer’s solutions in piston’s develop
are examined. Analysis of works performed is completed and the direction of further investigations is scheduled.
УДК 62-503.55
И.Ф. Гумеров, В.М. Гуреев, Ю.Ф.Гортышов, Р.Р. Салахов, А.Х. Хайруллин,
И.Р. Салахов
РАЗРАБОТКА АДАПТИВНОЙ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВС
Повышение эффективности ДВС, улучшение его экологических и технико-экономических показателей требует новых подходов и решений. В данной работе разрабатывается адаптивная система охлаждения ДВС,
обеспечивающая высокие показатели топливной экономичности двигателя и снижающая выбросы вредных
веществ. Основной агрегат системы – насос с регулируемым электроприводом. Для проведения численных
исследований характеристик системы охлаждения, в программном комплексе 1D-моделирования построена
её функциональная модель, которая позволяет проводить виртуальные испытания различных компоновок
интеллектуальной системы охлаждения. Первые результаты численных исследований качественно подтверждают эффективность подобных систем, работа переходит в экспериментальную стадию.
Задача повышения единичных мощностей
двигателей при одновременном уменьшении их
габаритов, металлоемкости, энергопотребления и
снижении стоимости на единицу конечного полезного эффекта означает совершенствование их кон-
струкции при снижении материалоемкости, повышении надежности и КПД двигателя.
Одним из наиболее распространенных направлений повышения энергетических и экологических показателей ДВС является их форсирование
турбонаддувом. Однако увеличение удельного эф-
 И.Ф. Гумеров, В.М. Гуреев, Ю.Ф.Гортышов, Р.Р. Салахов, А.Х. Хайруллин, И.Р. Салахов, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
81
Конструкция ДВС
фективного давления в рабочей камере приводит к
повышению уровня тепловой напряженности деталей цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) и образованию прогрессирующих микротрещин на охлаждаемых деталях ДВС. Механизм возникновения
микротрещин обусловлен тем, что в двигателях
различной мощности в первые 5-10 секунд работы
происходит интенсивное нарастание температуры
поверхности деталей ЦПГ, а процесс выхода системы охлаждения на стационарный режим работы
занимает несколько минут, что приводит к их локальным перегревам [1].
Остановка двигателя после длительной эксплуатации также вызывает значительные термические напряжения в сильно нагретых деталях ЦПГ,
поэтому после остановки ДВС для плавного охлаждения нагретых деталей двигателя система охлаждения (СО) должна еще работать в течение определенного времени [2]. Традиционная система охлаждения ДВС с механическим приводом насоса и
вентилятора от коленчатого вала двигателя не имеет такой возможности.
Особо стоит упомянуть о проблеме загрязнения окружающей среды выбросами вредных веществ ДВС, которая в настоящее время стоит наиболее остро. Основной задачей при проектировании новых и совершенствовании показателей существующих ДВС является выполнение все более
жестких экологических требований (норм "EURO 5", "EURO - 6"). Влияние температуры охлаждающей жидкости на удельный эффективный расход
топлива и оксиды азота в ДВС представлены на
рис. 1 и на рис.2.
Рис. 1. Визуализация характеристик удельного
эффективного расхода топлива при различных
температурах ОЖ с системой охлаждения дизеля типа 6ЧН 13/14
82
ISSN 0419-8719
Рис. 2. Визуализация характеристик выбросов оксидов азота при различных температурах
ОЖ с системой охлаждения дизеля типа 6ЧН
13/14
Для достижения необходимых экологических
показателей ДВС требуется снижение общей тепловой напряженности и поддержание оптимальной
температуры ЦПГ.
Применение материалов с низкой теплопроводностью (керамика, жаростойкие сплавы) для
снижения потерь тепла в СО двигателя до настоящего времени не нашло широкого распространения. А внесение значительных конструктивных
изменений в систему охлаждения двигателя сталкивается с рядом технических, технологических и
финансовых проблем и является труднореализуемым.
Сложившаяся к настоящему времени практика
проектирования отдельных систем, подсистем и
агрегатов ДВС обусловливает учет многообразных
взаимных связей и реальных условий его работы.
Исходя из всего вышесказанного, следует, что
повышение эффективности ДВС, улучшение его
экологических и технико-экономических показателей требует новых подходов и решений. Именно
таким решением и является переход ДВС на использование интеллектуальных (адаптивных) систем охлаждения [3].
Адаптивная система охлаждения (АСО)
обеспечивает подвод охлаждающей среды к нагретым деталям двигателя и отвод от них в атмосферу
лишней теплоты, при оптимальной степени охлаждения в требуемых пределах теплового состояния
двигателя, при различных режимах и условиях работы.
Основной агрегат подобных систем - насос с
регулируемым электроприводом. Разработку данного типа насосов ведут такие известные производители, как Valeo, Wahler, DANACorp., Delphi,
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
EWP и др. Адаптивные насосы изготавливают, в
отличие от традиционных механических автомобильных помп, с широким применением специальных пластиков, устойчивых к высоким температурам, вибрациям, механическим нагрузкам, химическому воздействию агрессивных рабочих жидкостей (антифризов, масел), что позволяет снизить их
массу на 65% и на 30% повысить их долговечность
по сравнению с традиционными конструкциями
[4].
Сравнение эффективности насоса с механическим и электрическим приводом на примере дизелей Volvo VNL 64T 610 и Cummins N14-460E+ST2
ESP представлено на рис. 3.
тилятор работают на максимальных оборотах. Алгоритмом предусмотрено поэтапное включение
соответствующих исполнительных механизмов:
электропомпы, трехходового клапана, вентилятора
радиатора. Задаются контрольные температуры 300С, 800С, 900С, 950С и 1050С на выходе из двигателя. В случае превышения температуры блока
ДВС допустимого значения - 1050С, система переходит в аварийный режим, на панели приборов автомобиля загорается лампа «Check Engine», дальнейшее движение в этом режиме запрещено.
Рис. 3. Зависимость КПД насоса от расхода ОЖ
Из анализа представленных зависимостей
видно, что насос СО двигателя с электрическим
приводом в диапазоне расходов 200-600 л/мин. превосходит по эффективности традиционный более,
чем на 20 %.
Явное преимущество насосов с электроприводом сделало их весьма привлекательными для использования в системах охлаждения двигателей
отечественного производства.
Для решения задачи внедрения АСО в отечественные ДВС разработан алгоритм управления
адаптивной системой охлаждения, представленный
на рис. 4.
Данный алгоритм обеспечивает для системы
охлаждения режимы работы с максимальной эффективностью, при высоких показателях топливной экономичности двигателя и снижении выбросов вредных веществ в атмосферу.
В первую очередь контроллер определяет
температуру головки блока цилиндров. В случае,
если измеренная температура превышает 3000С,
система переходит в режим максимального охлаждения: клапан полностью открывается, насос и венISSN 0419-8719
Рис. 4. Алгоритм управления адаптивной системой
охлаждения
Для проведения численных исследований характеристик системы охлаждения, в программном
комплексе LMS Imagine.Lab AMESim построена её
функциональная модель, которая позволяет проводить виртуальные испытания различных компоновок АСО.
LMS Imagine.Lab AMESim - интегрированная
платформа многодисциплинарного системного моделирования и оптимизации. Изделия в расчетных
моделях Imagine.Lab представляются в виде функциональных схем. Компоненты функциональных
схем изделий для решения самых разнообразных
задач содержатся в обширном наборе проверенных
библиотек. На основе моделей компонентов LMS
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
83
Конструкция ДВС
Imagine.Lab позволяет построить общую компьютерную модель изделия, не требующую полного
трехмерного геометрического представления.
На рис. 5 и 6 представлены функциональные
модели традиционной СО и АСО ДВС.
В функциональной модели АСО для проведения тестовых задач использован ПИД-регулятор,
который формирует управляющий сигнал, являющийся суммой трёх составляющих, первое из которых пропорционально разности входного сигнала и
сигнала обратной связи (сигнал рассогласования),
второе — интеграл сигнала рассогласования,
третье — производная сигнала рассогласования.
Формула ПИД-регулирования имеет следующий
вид:
t
n _ н  K P f (t _ ож )  K I   f (t _ ож )  dt 
0
 KD 
df (t _ ож )
,
dt
(1)
где n_н – обороты водяного насоса; K P - коэффициент пропорциональной составляющей функции;
t _ ож - температура охлаждающей жидкости на
Рис. 5. Функциональная модель традиционной СО
ДВС
1 – свойства металла; 2 – характеристики испытательного стенда; 3 – свойства жидкости;
4 – внешние условия; 5 – обороты двигателя; 6 –
передаточное число; 7 – помпа; 8 – ДВС; 9 – контрольный датчик температуры; 10 – термостат; 11 – расширительный бачок; 12 – радиатор охлаждении; 13 – скорость набегающего
потока воздуха; 14 – малый круг системы охлаждения
выходе из двигателя; K I - коэффициент интегральной составляющей функции; K D - коэффициент дифференциальной составляющей искомой
функции.
Результаты численных исследований в LMS
AMESim представлены на рис. 7.
а)
Рис. 6. Функциональная модель АСО ДВС
1 – свойства металла; 2 – характеристики испытательного стенда; 3 – свойства жидкости;
4 – внешние условия; 5 – ДВС; 6 – электромагнитный клапан; 7 – расширительный бачок;
8 – радиатор охлаждении; 9 – скорость набегающего потока; 10 – ПИД-регулятор оборотов
помпы; 11 – ПИД-регулятор скорости воздушного потока; 12 – ПИД-регулятор электронного
термостата; 13 – малый круг системы охлаждения; 14 – обороты вентилятора
б)
Рис. 7. Результаты численных исследований в
LMS AMESim
а - время прогрева ДВС с традиционной системой охлаждения; б - время прогрева ДВС с адаптивной системой охлаждения
Из анализа представленных на рис. 7 результатов хорошо видно, что время выхода на рабочий
84
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
режим, то есть прогрев от температуры окружающей среды до 92-960С составило 20 мин, а для случая использования АСО 10 мин. Полученные результаты численных исследований позволили качественно оценить перспективность применения
АСО ДВС в отечественных двигателях.
Основные результаты, представленные в данной статье, получены в рамках выполнения проекта
«Перспективные экологичные колёсные транспортные средства с высокими потребительскими
свойствами и низким уровнем эксплуатационных
затрат» по постановлению Правительства РФ №218
от 9 апреля 2010 г.
Выводы
1. Проведенный анализ литературы показал
перспективность и обоснованность использования
электрического привода для водяного насоса системы охлаждения.
2. Разработана функциональная модель системы охлаждения ДВС в программном комплексе
1D моделирования LMS AMESim.
3. Сформулирован закон регулирования оборотами водяного насоса на основе ПИДрегулятора.
4. Проведены предварительные численные
исследования характеристик двигателя, которые
показали, что применение адаптивного управления
системой охлаждения позволяет снизить время
прогрева ЦПГ в 2 раза.
5. Для верификации полученных результатов
необходимо выполнить комплекс экспериментальных исследований.
Список литературы:
1. Несиоловский О.Г., Улучшение показателей экономичности автомобильного дизеля за счет регулирования его
теплового состояния. Автореферат диссертации, ЯПИ.
Ярославль, 1995. 2. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей / А.Л. Кригер, М.Е. Дискин, А.Л. Новенников., В.И. Пийкус - М.: Машиностроение, 1985.176 с. 3. Бесекерский В.А. Теория систем автоматического регулирования / В.А. Бесекерский, Е.П.Попов. – М:
издательство «Наука», 1975. – 768 с. 4. Chalgren R.
Development and Verification of a Heavy Duty 42/14V Electric Powertrain Cooling System / R.Chalgren, L. Barron //
SAE Technical Paper. – 2003-01-3416. – 2003. – doi:
10.4271/2003-01-3416.
Bibliography (transliterated):
1. Nesiolovskij O.G., Uluchshenie pokazatelej jekonomichnosti
avtomobil'nogo dizelja za schet regulirovanija ego teplovogo
sostojanija. Avtoreferat dissertacii, JaPI. Jaroslavl', 1995. 2.
Zhidkostnoe ohlazhdenie avtomobil'nyh dvigatelej / A.L. Kriger, M.E.
Diskin, A.L. Novennikov., V.I. Pijkus - M.: Mashinostroenie, 1985.- 176
s. 3. Besekerskij V.A. Teorija sistem avtomaticheskogo regulirovanija /
V.A. Besekerskij, E.P.Popov. – M: izdatel'stvo «Nauka», 1975. – 768 s.
4. Chalgren R. Development and Verification of a Heavy Duty 42/14V
Electric Powertrain Cooling System / R.Chalgren, L. Barron // SAE
Technical Paper. – 2003-01-3416. – 2003. – doi: 10.4271/2003-013416.
Поступила в редакцию 31.05.2013
Гумеров Ирек Флорович – канд. техн. наук, заместитель генерального директора ОАО «КАМАЗ» – директор по
развитию, НТЦ ОАО «КАМАЗ», Набережные Челны, Россия, e-mail: [email protected]
Гортышов Юрий Федорович – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедры теоретических основ теплотехники Казанского национального исследовательского технического университета им. А.Н.Туполева «КАИ», Казань,
Россия, e-mail: [email protected]
Гуреев Виктор Михайлович – доктор техн. наук, профессор, профессор кафедры теоретических основ теплотехники Казанского национального исследовательского технического университета им. А.Н.Туполева «КАИ», Казань, Россия, e-mail: [email protected]
Салахов Ришат Ризович – научный сотрудник Казанского национального исследовательского технического университета им. А.Н.Туполева «КАИ», Казань, Россия, e-mail: [email protected]
Хайруллин Азат Хативович - младший научный сотрудник Казанского национального исследовательского технического университета им. А.Н.Туполева «КАИ», Казань, Россия, e-mail: [email protected]
Салахов Илфат Ризович – младший научный сотрудник Казанского национального исследовательского технического университета им. А.Н.Туполева «КАИ», Казань, Россия, e-mail: [email protected]
РОЗРОБКА АДАПТИВНОЇ СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ ДВЗ
І.Ф. Гумер, В.М. Гуреєв, Ю.Ф.Гортишов, Р.Р. Салах, А.Х. Хайруллін, І.Р. Салах
Підвищення ефективності ДВЗ, поліпшення його екологічних і техніко-економічних показників вимагає нових підходів і рішень. У даній роботі розробляється адаптивна система охолодження ДВЗ, що забезпечує високі показники
паливної економічності двигуна і знижує викиди шкідливих речовин. Основний агрегат системи - насос з регульованим
електроприводом. Для проведення чисельних досліджень характеристик системи охолодження, в програмному комплексі 1D-моделювання побудована її функціональна модель, яка дозволяє проводити віртуальні випробування різних компонувань інтелектуальної системи охолодження. Перші результати чисельних досліджень якісно підтверджують ефективність подібних систем, робота переходить в експериментальну стадію.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
85
Конструкция ДВС
DEVELOPMENT AN ADAPTIVE COOLING SYSTEM OF ENGINE
I.F. Gumerov, Y.F. Gortyshov, V.M. Gureev, R.R. Salakhov, А.H. Hairullin, I.R. Salakhov
Improving the efficiency of internal combustion engines, improving its environmental, technical and economic performance requires new approaches and solutions. In this work we develop an adaptive cooling system of engine, providing high fuel
efficiency and reduces emissions. The main unit of the system - the pump with adjustable electric drive. Functional model built in
a 1D-simulation software system to carry out numerical researches of the characteristics of the cooling system. 1D-simulation
software system allows for virtual testing different layouts intelligent cooling system. The first results of numerical researches
qualitatively confirm the efficiency of such systems, the work goes into the experimental stage.
УДК 621.436
Н.М. Луков, О.Н. Ромашкова, А. С. Космодамианский, Г.Ф. Кашников
АВТОМАТИЧЕСКАЯ КОМБИНИРОВАНАЯ МИКРОПРОЦЕССОРНАЯ
СИСТЕМА ЭКСТРЕМАЛЬНОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ
НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА ДИЗЕЛЯ
Известные автоматические системы регулирования температуры наддувочного воздуха дизеля не обеспечивают поддержание температуры наддувочного воздуха на оптимальных уровнях при изменении в широких
диапазонах мощности дизеля и температуры наружного воздуха. Разработана комбинированная микропроцессорная экстремальная автоматическая система регулирования температуры наддувочного воздуха дизеля, связанная с двумя автоматическими системами регулирования: с системой регулирования скорости
вращения вала дизеля и с системой регулирования температуры охлаждающей жидкости дизеля. Микропроцессорный контроллер системы содержит программу автоматического поиска температуры наддувочного воздуха, при которой дизель имеет минимальный расход топлива для данного режима работы. Для ускорения процесса поиска оптимальных значений температуры наддувочного воздуха системы регулирования температуры охлаждающей жидкости и экстремального регулирования температуры наддувочного
воздуха дизеля выполнены комбинированными с использованием дополнительных сигналов управления по
мощности дизеля и по температуре наружного воздуха. Разработанная система обеспечивает минимальный расхода топлива, повышение надежности дизеля и уменьшение выброса вредных веществ с выпускными
газами.
Известные автоматические системы регулирования
температуры
наддувочного
воздуха
(АСРТНВ) дизеля не обеспечивают поддержания
температуры наддувочного воздуха на оптимальных уровнях при изменении в широких диапазонах
мощности дизеля и температуры наружного воздуха, что приводит к увеличенному расходу топлива,
снижению надежности дизеля и увеличению выброса вредных веществ с выпускными газами[1].
Любая автоматическая система содержит две
основные функциональные части: объект регулирования (ОР) и автоматический регулятор (АР).
Любой автоматический регулятор содержит две
основные, соединенные последовательно, функциональные части: управляющий орган (УО) и исполнительно-регулирующее устройство (ИРУ).
Управляющий орган содержит устройства: измерительное (ИУ) (датчик регулируемой величины),
задающее (ЗУ), сравнивающее (СУ) и усилительное
(УУ).
В
свою
очередь,
исполнительнорегулирующее устройство содержит две соединенные последовательно функциональные части: исполнительный механизм (ИМ) и регулирующий
орган (РО).
В автоматической системе экстремального регулирования (АСЭР) ОР должен обладать статическими характеристиками, имеющими экстремум,
который может меняться в процессе работы ОР в
зависимости от изменения возмущающих воздействий. АСЭР обеспечивают автоматическое получение заданных значений регулируемых величин в
соответствии с минимумом или максимумом некоторой функции ОР [2-4]. Автоматическая комбинированная микропроцессорная система экстремального регулирования температуры наддувочного
воздуха (АКМСЭРТНВ) дизеля должна обеспечить
автоматическое получение заданного значения
температуры наддувочного воздуха в соответствии
с минимумом расхода топлива, то есть в соответствии с минимумом функции ge= f(Ne,Ts), где geудельный эффективный расход топлива, Ne - эффективная мощность дизеля, Ts - температура наддувочного воздуха.
На каждом режиме работы дизеля имеется оптимальная температура наддувочного воздуха Tso,
при которой дизель имеет наименьший расход топлива. Отклонения температуры Ts в сторону увеличения или уменьшения от Tso приводят к увеличению расхода топлива. Таким образом, на всех ре-
 Н.М. Луков, О.Н. Ромашкова, А. С. Космодамианский, Г.Ф. Кашников, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
86
Конструкция ДВС
жимах работы дизеля зависимости ge от Ts имеют
экстремумы (рис. 1) [1, 5-6].
Рис.1. Зависимости оптимальных температур
наддувочного воздуха от мощности (линии 6-10),
минимального расхода топлива от температуры
наддувочного воздуха (линии 11-15) и расхода топлива на заданном режиме работы дизеля от температуры наддувочного воздуха (линии 16-20)
Наибольшее распространение получили системы экстремального регулирования двух типов:
а) экстремум определяется по чувствительности; в этом случае управляющий сигнал для ИМ
формируется по результатам измерения крутизны
(производной) статической характеристики ОР (в
данном случае ge=f(Ne,Тs);
б) экстремум находится по разности между
текущим и экстремальным значениями, полученными на предыдущем шаге и хранящимися в запоминающем устройстве блока поиска экстремума
(БПЭ).
АКМСЭРТНВ дизеля (типа а или б) (рис. 2)
содержит дизель 1 с наддувом, нагружаемый агрегатом нагрузки 2, систему охлаждения наддувочного воздуха, состоящую из жидкостного (или воздушного) охладителя наддувочного воздуха 3, радиатора 4, насоса 5, соединенных между собой и с
дизелем 1 трубопроводами 6, вентилятор охлаждения 7 с приводом 8, воздушно-жидкостную систему
охлаждения дизеля 1, состоящую из радиатора 9,
насоса 10, трехходовой перепускной клапан 11 с
приводом 12, соединенных между собой и с дизелем 1 трубопроводами 13, вентилятор охлаждения
14 с приводом 15, датчики: температуры наддувочного воздуха 16, температуры наружного воздуха
17, температуры охлаждающей жидкости на выходе из дизеля 18, скорости вращения вала дизеля в
19, вращающего момента на валу дизеля Мв 20 и
расхода топлива Gт 21, выходы которых подключены к входам микропроцессорного контроллера 22,
к выходам которого подключены привод 8 вентилятора 7, привод 15 вентилятора 14 и привод 12
трехходового клапана 11, блок управления дизелем
23 (nк - положение рукоятки контроллера машиниста), соединенный посредством автоматического
регулятора скорости вращения вала 24 с дизелем 1.
Рис. 2. Принципиальная блок-схема АКМСЭРТНВД
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
87
Конструкция ДВС
Рис.3.Функциональная схема АКМСЭРТНВД
Разработанная АКМСЭРТНВ(рис. 3) связана с
двумя автоматическими системами регулирования
(АСР): с АСР скорости вращения вала (функциональные элементы:ОР скорости вращения вала 25
(ОРС), автоматический регулятор скорости вращения вала 24 (АРС), блок управления дизелем 23
(БУМ)) и с АСР температуры охлаждающей жидкости Тж дизеля (функциональные элементы: ОР
температуры 26 (ОРТ2), ИУ2 (поз.18), ЗУ2 (поз.27),
СУ2 (поз.28), ИМ2 (поз.15), PO2 (поз.14)). Система
охлаждения (СО) наддувочного воздуха является
ОР температуры наддувочного воздуха 29 (ОРТ1),
на который действуют три основных внешних возмущающих воздействия (изменение расхода топлива gт дизеля 1, изменение скорости вращения
вала дизеля в, изменение температуры наружного
воздуха Tвз) и два регулирующих воздействия (изменение подачи охлаждающего воздуха G1 вентилятором 7 и изменение расхода охлаждающей жидкости G4, через трехходовой перепускной клапан
11). Регулируемой величиной СО наддувочного
воздуха является температура наддувочного воздуха Ts. Датчик температуры наддувочного воздуха
16 выполняет функции ИУ1, функции ИУ2 выполняет датчик температуры охлаждающей жидкости
на выходе из дизеля 18, датчик температуры наружного воздуха 17 выполняет функции ИУЗ, датчик скорости вращения вала дизеля 19 выполняет
функции ИУД, датчик вращающего момента дизе-
88
ISSN 0419-8719
ля 20 выполняет функции ИУ5, датчик расхода
топлива 21 дизеля 1выполняет функции ИУ6. Выходные сигналы ИУ1 и ИУЗ, соответственно, х1 и
х3 подаются в суммирующее устройство 30 СУ1,
выходной сигнал ИУ2 х2 подается в СУ2. Выходные сигналы ИУ4 и ИУ5, соответственно, х4 и х5
подаются в блок умножения 31 БУ, где они перемножаются. Таким образом выходной сигнал БУ
у1=х4·х5 эквивалентен Ne, он подается в блок деления 32 БД, в СУ1, в СУ2 и в БПЭ (поз.33) оптимальной температуры наддувочного воздуха, при
которой наблюдается экстремум (минимум) расхода топлива дизеля. В БД кроме выходного сигнала
блока умножения подается выходной сигнал ИУ6,
эквивалентный расходу топлива дизеля.. Выходной
сигнал БД, эквивалентный удельному расходу топлива дизелем ge, подается в БПЭ, выходной сигнал
которого, эквивалентный расходу топлива при заданной мощности машины, подается в ЗУ1 (поз.
34). Выходной сигнал ЗУ1 - xз1 , эквивалентный
оптимальному значению температуры наддувочного воздуха Tso для данного режима работы дизеля,
подается в СУ1. В СУ2, кроме того, подается выходной сигнал ЗУ2 - хз2, соответствующий сигналу
задания, эквивалентному заданному значению температуры охлаждающей жидкости на выходе из
дизеля.
Функции PO1 выполняет вентилятор 7, а
функции ИМ1 - его привод 8, функции PO2 выполДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
няет вентилятор 14, а функции ИМ2 его привод 15.
Функции РО3 выполняет трехходовой перепускной
клапан 11, а функции ИМЗ выполняет его привод
12 (см. рис.2 и 3). В ИМ1 подается выходной сигнал СУ1 ∆хсу11=k1∆хз1-k2∆х1+k3∆x2+k4∆y1 (здесь k1 -k4
- коэффициенты передачи по каналам действия
соответствующих сигналов,; ∆xз1 - приращение
выходного сигнала ЗУ1, ∆x1 и ∆x2 - приращения
выходных сигналов ИУ1 и ИУ2, ∆y1 - приращение
выходного сигнала БУ). Этот сигнал подается в
ИМ1 только в процессе охлаждения наддувочного
воздуха, то есть при изменении подачи вентилятора
7 в диапазоне от G1=G1макс до G1=0. В ИМЗ подается выходной сигнал СУ1 ∆xсу12=k5∆хз1-k6∆
x1+k7∆x2+k8∆y1 (здесь k5 -k8 - коэффициенты передачи по каналам действия соответствующих сигналов, умноженные на приращения сигналов). Этот
сигнал подается в ИМЗ только в процессе подогрева наддувочного воздуха, то есть при изменении
расхода охлаждающей жидкости на перепуск в
диапазоне от G4=0 до G4=G 4макс. В ИМ2 подается
выходной
сигнал
СУ2
∆хсу2=k9∆хз2k10∆х2+k11∆х3+k12∆y1 (здесь k9 -k12 - коэффициенты
передачи по каналам действия соответствующих
сигналов). На рис.3 2 - сигнал задания ЗУ2, y2(ge) выходной сигнал БД, G 2 - выходной сигнал PO2 и
G 3 - количество охлаждающей жидкости на выходе
из дизеля.
Микропроцессорный контроллер (МПК) выполняет функции элементов БУ, БД, БПЭ, ЗУ1,
СУ1, ЗУ2 и СУ2. БПЭ содержит программу автоматического поиска температуры Tso, при которой
дизель имеет минимальный расход топлива для
данного режима работы. Он так изменяет сигнал
задания 1, а значит, и значения температуры TSO,
чтобы удельный эффективный расход топлива дизелем ge был бы наименьшим. Для ускорения процесса поиска с помощью БПЭ оптимальных значений температуры наддувочного воздуха Tso АСР
температуры охлаждающей жидкости и экстремального регулирования температуры наддувочного воздуха дизеля выполнены комбинированными с
использованием дополнительных сигналов управления по мощности дизеля Ne и по температуре
наружного воздуха Tвз. Эти АСР температуры настраиваются так, чтобы они имели статическую
неравномерность по температуре наружного воздуха Tвз, равную нулю, и отрицательные статические
неравномерности по мощности дизеля Ne [7]. То
есть эти системы являются системами комбинированного регулирования и должны иметь статические характеристики по мощности дизеля Nе, соответствующие зависимостям оптимальных значений
температуры охлаждающей жидкости TжО и темпеISSN 0419-8719
ратуры наддувочного воздуха Tso от мощности дизеля N е.
Использование в АСР температуры охлаждающей жидкости Tж и экстремального регулирования температуры наддувочного воздуха Ts дополнительных сигналов управления по мощности
дизеля Ne и по температуре наружного воздуха Tвз с
целью компенсации их действия на ОР позволяет
обеспечить не только требуемые статические характеристики систем, но и значительно повысить (в
несколько раз - до 6) такие показатели качества их
работы, как относительное перерегулирование регулируемых величин и длительность переходного
процесса - время регулирования [8-10].
АКМСЭРТНВ работает следующим образом
(см. рис.1, 2 и 3).При установившемся режиме работы дизеля значение температуры наддувочного
воздуха Ts, например, такое, при котором значение
расхода топлива gт минимальное. После, например,
увеличения позиции контроллера машиниста nк,
скорости вращения вала в и мощности Ne дизеля
и уменьшения температуры наддувочного воздуха
Ts значение этой температуры может быть таким,
при котором gт > gт мин для новых значений позиции
контроллера машиниста nк, скорости вращения вала В и мощности Ne дизеля. При этом БПЭ сравнивает новое значение gт с предыдущим значением
gт, хранящимся в памяти БПЭ, и в соответствии с
разностью между ними изменяет сигнал задания 1
настолько, чтобы температура наддувочного воздуха Ts уменьшилась бы и расход топлива gт стал
бы меньше. Затем БПЭ снова измеряет новое значение gт и сравнивает его с предыдущим значением, хранящимся в памяти БПЭ. Если опять новое
значение gт будет меньше предыдущего значения,
то процесс поиска экстремума (минимума) gт продолжается и так до тех пор, пока новое значение gт
будет больше предыдущего значения. После чего
БПЭ делает в поиске шаг назад (осуществляет реверс) и поиск температуры наддувочного воздуха
Tso, при которой наблюдается экстремум (минимум) gт, прекращается.
После, например, уменьшения позиции контроллера машиниста n к, скорости вращения вала В
и мощности Ne дизеля и увеличения температуры
наддувочного воздуха Тs значение этой температуры может быть таким, при котором gт > gт мин для
новых значений позиции контроллера машиниста
nк, скорости вращения вала В и мощности Ne. При
этом БПЭ, в соответствии с заложенной в него программой, сравнивает новое значение gт с предыдущим значением gт, хранящимся в памяти БПЭ, и в
соответствии с разностью между ними изменяет
сигнал задания 1 настолько, чтобы температура
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
89
Конструкция ДВС
наддувочного воздуха Ts увеличилась бы, и расход
топлива gт стал бы меньше. Затем БПЭ снова измеряет новое значение gт и сравнивает его с предыдущим значением, хранящимся в памяти БПЭ. Если опять новое значение gт будет меньше предыдущего значения, то процесс поиска экстремума
(минимума) gт продолжается и так до тех пор, пока
новое значение gт будет больше предыдущего значения. После чего БПЭ делает в поиске шаг назад и
поиск температуры наддувочного воздуха Tso, при
которой наблюдается экстремум (минимум) gт,
прекращается.
Таким образом, АКМСЭРТНВ дизеля после
изменения позиции контроллера машиниста nк,
скорости вращения вала В и мощности Ne автоматически выбирает (находит) такое значение температуры наддувочного воздуха Tso, при котором наблюдается минимальный расход топлива gт, минимальный износ дизеляиминимальные выбросы
вредных веществ с выпускными газами.
Технико-экономическаяэффективность применения АКМСЭРТНВ заключается в обеспечении
минимального расхода топлива, повышении надежности дизеля и уменьшении выброса вредных
веществ с выпускными газами за счет улучшения
качества рабочего процесса путем поддержания
таких оптимальных значений температуры наддувочного воздуха, при которых обеспечивается минимальный расход топлива, повышается надежность дизеля и уменьшается выброс вредных веществ с выпускными газами.
Список литературы:
1. Хомич А.З. Экономия топлива и теплотехническая
модернизация тепловозов / А.З. Хомич, О.И. Тупицын,
А.Э. Симсон. - М.: Транспорт, 1975 - 264 с.2. Попов Е.П.
Автоматическое регулирование и управление / Е.П. По-
пов. - М.: Наука, 1966.- 388 с. 3. Топчеев Ю. И. Задачник
по теории автоматического регулирования / Ю. И. Топчеев, А. П. Цыпляков. - М.: Машиностроение, 1977. - 592
с. 4. Топчеев Ю.И. Атлас для проектирования систем
автоматического регулирования / Ю.И. Топчеев. - М.:
Машиностроение, 1989. - 752 с. 5.Тепловозные двигатели
внутреннего сгорания / А.Э.Симсон, А.З.Хомич,
А.А.Куриц и др. - М.: Транспорт, 1987. - 536 с. 6. Хомич
А.З. Эффективность и вспомогательные режимы тепловозных дизелей / А.З. Хомич. - М.: Транспорт, 1979. –
144 с. 7. Луков Н. М. Автоматические системы управления локомотивов: учебник для вузов / Н. М. Луков ,
А.С. Космодамианский - М.: ГОУ "Учебно-методический
центр по образованию на ж. д. транспорте", 2007. - 429
с. 8. Менский Б.М. Принцип инвариантности в автоматическом управлении и регулировании / Б.М. Менский. М.: Машиностроение, 1972. – 248 с. 9. Алиев Р.А. Промышленные инвариантные системы автоматического
управления / Р.А. Алиев. - М.: Энергия, 1971.- 112 с. 10.
Луков Н.М. Автоматическое регулирование температуры двигателей / Н.М. Луков. - М.: Машиностроение,
1995. – 271 с.
Bibliography (transliterated):
1. Homich A.Z. Jekonomija topliva i teplotehnicheskaja modernizacija teplovozov / A.Z. Homich, O.I. Tupicyn, A.Je. Simson. - M.:
Transport, 1975 - 264 s.2. Popov E.P. Avtomaticheskoe regulirovanie i upravlenie / E.P. Popov. - M.: Nauka, 1966.- 388 s. 3. Topcheev Ju. I. Zadachnik po teorii avtomaticheskogo regulirovanija /
Ju. I. Topcheev, A. P. Cypljakov. - M.: Mashinostroenie, 1977. - 592
s. 4. Topcheev Ju.I. Atlas dlja proektirovanija sistem avtomaticheskogo regulirovanija / Ju.I. Topcheev. - M.: Mashinostroenie, 1989. - 752 s. 5.Teplovoznye dvigateli vnutrennego sgoranija /
A.Je.Simson, A.Z.Homich, A.A.Kuric i dr. - M.: Transport, 1987. 536 s. 6. Homich A.Z. Jeffektivnost' i vspomogatel'nye rezhimy teplovoznyh dizelej / A.Z. Homich. - M.: Transport, 1979. – 144 s. 7.
Lukov N. M. Avtomaticheskie sistemy upravlenija lokomotivov:
uchebnik dlja vuzov / N. M. Lukov , A.S. Kosmodamianskij - M.:
GOU "Uchebno-metodicheskij centr po obrazovaniju na zh. d. transporte", 2007. - 429 s. 8. Menskij B.M. Princip invariantnosti v avtomaticheskom upravlenii i regulirovanii / B.M. Menskij. - M.:
Mashinostroenie, 1972. – 248 s. 9. Aliev R.A. Promyshlennye invariantnye sistemy avtomaticheskogo upravlenija / R.A. Aliev. - M.:
Jenergija, 1971.- 112 s. 10. Lukov N.M. Avtomaticheskoe regulirovanie temperatury dvigatelej / N.M. Lukov. - M.: Mashinostroenie,
1995. – 271 s.
Поступила в редакцию 03.07.2013
Луков Н. М. – доктор техн. наук, профессор, академик Академии транспорта России и Транспортной Академии
Украины, профессор МГУПС (МИИТ), г. Москва, Россия.
Ромашкова О.Н. – доктор техн. наук, профессор, заведующая кафедрой «Прикладная информатика» Московского
государственного педагогического университета, г. Москва, Россия.
Космодамианский А. С. – заведующий кафедрой «Тяговый подвижной состав» РОАТ МГУПС (МИИТ), д. т. н.,
профессор, академик Академии электротехнических наук Российской Федерации, г. Москва, Россия
Кашников Г.Ф. – канд. техн. наук, заведующий отделом «Электрические машины и аппараты» ВНИКТИ, г. Коломна, Россия.
АВТОМАТИЧНА КОМБІНУВАННЯ МІКРОПРОЦЕСОРНА
СИСТЕМА ЕКСТРЕМАЛЬНОГО РЕГУЛЮВАННЯ ТЕМПЕРАТУРИ
НАДУВНОГО ПОВІТРЯ ДИЗЕЛЯ
Н.М. Луків, О.Н. Ромашкова, А. С. Космодаміанська, Г.Ф. Кашніков
Відомі автоматичні системи регулювання температури наддувочного повітря дизеля не забезпечують підтримку
температури наддувочного повітря на оптимальних рівнях при зміні в широких діапазонах потужності дизеля і температури зовнішнього повітря. Розроблено комбінована мікропроцесорна екстремальна автоматична система регулювання
температури наддувочного повітря дизеля, пов'язана з двома автоматичними системами регулювання: з системою регулювання швидкості обертання вала дизеля і з системою регулювання температури охолоджуючої рідини дизеля. Мікропроцесорний контролер системи містить програму автоматичного пошуку температури наддувочного повітря, при якій
90
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Конструкция ДВС
дизель має мінімальну витрата палива для даного режиму роботи. Для пришвидшення процесу пошуку оптимальних
значень температури наддувочного повітря системи регулювання температури охолоджуючої рідини і екстремального
регулювання температури наддувочного повітря дизеля виконані комбінованими з використанням додаткових сигналів
управління за потужныстю дизеля і за температурою зовнішнього повітря. Розроблена система забезпечує мінімальну
витрату палива, підвищення надійності дизеля і зменшення викиду шкідливих речовин з випускними газами.
AUTOMATIC COMBINED MICROPROCESSOR SYSTEM OF PEAK-HOLDING REGULATION OF THE AIR
ENTERING DIESEL ENGINE WITH SUPERCHARGING
N.M. Lukov, O.N. Romashkova, A.S. Kosmodamianskiy, G.F. Kashnikov
Known automatic systems for regulation of boost air temperature in a diesel engine don’t ensure maintenance of boost air
temperature at optimum levels if diesel engine output and outdoor temperature change in wide ranges. Automatic combined microprocessor system of peak-holding regulation of the air entering diesel engine with supercharging is developed; it is connected
with two automatic regulation systems: system of diesel engine shaft rotation speed regulation and system of diesel engine coolant temperature regulation. Microprocessor controller of the system contains a program of boost air temperature automatic
search, so that diesel engine has minimum fuel consumption for a given mode of operation. For acceleration of search process of
boost air optimum temperature values the systems of coolant temperature regulation and of peak-holding regulation of diesel
engine boost air temperature are made combined with using of additional control signals according to diesel engine output and
outdoor temperature. The developed system ensures minimum fuel consumption, diesel engine reliability improvement and exhaust emission reduction.
AUTOMATIC COMBINED MICROPROCESSOR SYSTEM OF PEAK-HOLDING REGULATION OF THE AIR
ENTERING DIESEL ENGINE WITH SUPERCHARGING
N.M. Lukov, O.N. Romashkova, A.S. Kosmodamianskiy, G.F. Kashnikov
Known automatic systems for regulation of boost air temperature in a diesel engine don’t ensure maintenance of boost air
temperature at optimum levels if diesel engine output and outdoor temperature which are changed in wide ranges. Automatic
combined microprocessor system of peak-holding regulation of the air entering diesel engine with supercharging is developed; it
is connected with two automatic regulation systems: system of diesel engine shaft rotation speed regulation and system of diesel
engine coolant temperature regulation. Microprocessor controller of the system contains a program of boost air temperature
automatic search, so that diesel engine has minimum fuel consumption for a given mode of operation. For acceleration of search
process of boost air optimum temperature values the systems of coolant temperature regulation and of peak-holding regulation of
diesel engine boost air temperature are made combined with using of additional control signals according to diesel engine output
and outdoor temperature. The developed system ensures minimum fuel consumption, diesel engine reliability improvement and
exhaust emission reduction.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
91
Экологизация ДВС
УДК 621.43.068.4
А.Н. Кондратенко, А.П. Строков, С.П. Хожаинов
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДЕЙСТВУЮЩЕГО МАКЕТА
ФИЛЬТРУЮЩЕГО ЭЛЕМЕНТА ФИЛЬТРА ТВЕРДЫХ ЧАСТИЦ ДИЗЕЛЯ С
НАСЫПКОЙ ИЗ ПРИРОДНОГО ЦЕОЛИТА. ЧАСТЬ 2
В данной работе проведены экспериментальные исследования макетного действующего образца фильтрующего элемента фильтра твердых частиц дизеля на моторном испытательном стенде. В результате испытаний объекта исследования, который содержит в своей конструкции насыпку из природного цеолита,
получена его расходная характеристика. Также получены зависимости степени очистки им отработавших
газов дизеля от твердых частиц от нагрузочных и скоростных режимов работы дизеля 2Ч10,5/12, времени
работы дизеля на режиме максимального крутящего момента и места его установки по длине выпускного
тракта дизеля. Полученные данные хорошо согласуются с результатами исследований на безмоторной исследовательской установке. Разработанный фильтрующий элемент обладает приемлемым значением степени очистки отработавших газов дизеля от твердых частиц.
Анализ литературных источников
В первой части статьи [1] приведены постановка проблемы, анализ литературных источников,
цель и постановка задачи исследований, результаты экспериментального исследования действующего макетного образца фильтрующего элемента
(ФЭ) ФТЧ дизеля с сетчатыми кассетами и насыпкой из природного цеолита (ПЦ) в них – ДМЦ ФЭ.
Анализ результатов исследования позволил выявить факторы, влияющие на эффективность очистки объектом исследования ОГ дизеля от ТЧ.
Экспериментальное исследование ДМЦ
ФЭ, перенесенного по длине выпускного тракта
МИС
Для выявления степени влияния указанных
факторов необходима повторная модернизация
МИС с дизелем 2Ч10,5/12 (Д21А1), заключающаяся в переносе места установки макетоудерживающей вставки вдоль выпускного тракта МИС (для
снижения температуры ОГ, более полного прохождения процессов конденсации продуктов неполного сгорания дизельного топлива на ТЧ и коагуляции самих ТЧ), а также размещение макетоудерживающей вставки в строго вертикальном положении (для достижения брикетирования гранул ПЦ в
сетчатых кассетах под собственным весом).
Место установки объекта исследования перенесено по длине выпускного тракта МИС на 5 м от
выпускного коллектора дизеля 2Ч10,5/12 с помощью использования гибких армированных жаропрочных газопроводов. Схема системы отбора проб
ОГ на токсичность после ее модернизации приняла
вид, представленный на рис. 1. а ее внешний вид
представлен на рис. 2.
Программа и методика экспериментального
исследования параметров ДМЦ ФЭ аналогичны таковым для ДМ ФЭ и представлены в предыдущей
части исследования. В ходе испытаний были получены расходная характеристика ДМЦ ФЭ (зависи-
мость гидравлического сопротивления объекта исследования от удельного массового расхода ОГ
через модуль макета, при работе дизеля 2Ч10,5/12
на режимах внешней скоростной характеристики,
нагрузочных характеристик с частотой вращения
коленчатого вала дизеля при максимальном крутящем моменте и номинальной частотой вращения,
характеристики холостого хода), а также зависимость перепада температур ОГ на объекте исследования для тех же режимов работы дизеля. Кроме
этого получены графики зависимости коэффициента ослабления светового потока ОГ, измеренного
дымомером ИНФРАКАР–Д, от нагрузочных и скоростных режимов работы дизеля, а также от времени работы дизеля на стационарном режиме.
Результаты исследования
Для ДМЦ ФЭ, перенесенного по длине выпускного тракта МИС на 5 м от выпускного коллектора дизеля, результаты исследования представлены
на рис. 3 и 4. На них также представлены результаты определения гидравлических характеристик
прозрачного макета модуля (ПММ) ФЭ, полученные на безмоторной исследовательской установке
(БИУ), описанной в [2]. Состояние поверхностей
ДМЦ ФЭ, сетчатых кассет и гранул ПЦ проиллюстрировано на рис. 5.
Обсуждение результатов исследования
На рисунке 3а вертикальными прямыми обозначены предельные уровни удельного массового
расхода ОГ, характерные для выпускной системы
МИС – 9,66 и 22,5 кг/(с∙м2), соответственно. ДМЦ
ФЭ, содержащий 20 модулей, имеет суммарное
проходное сечение, составляющее 75 % от проходного сечения выпускного коллектора дизеля
2Ч10,5/12. Исследование показало, что на концентрацию несгоревших углеводородов ССН в ОГ данный ФЭ не оказывает практически никакого влияния. То же верно и для концентраций СО и NOx.
 А.Н. Кондратенко, А.П. Строков, С.П. Хожаинов, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
92
Экологизация ДВС
Рис. 1. Схема системы отбора проб ОГ на токсичность МИС:
1 – дизель 2Ч10,5/12; 2 – выпускной коллектор дизеля; 3 – макетоудерживающая вставка;
4 – угловой газопровод; 5 – гибкие газопроводы; 6 – глушитель шума выпуска ОГ; 7 – газовыводящая труба;
8 – переходники; 9 – макет ФТЧ; 10 – пробоотборный зонд; 11, 12, 13, 15, 16 – соответственно входной
штуцер, конус, четырехходовой кран, колпак и выходной штуцер аллонжа; 14 – сменный фильтр; 17 – регулировочный кран; 18 – расходомер газа ГСБ-400; 19 – пятикомпонентный газоанализатор с печатающим
устройством Автотест-02.03П; 20 – защитный фильтр с держателем; 21 – соединительный трубопровод; 22, 23, 24 – выводные трубопроводы; 25, 26 – дифманометры ДМ; 27, 28 – датчики термометрические
ТХА; 29 – электропровод; 30 – прибор ОВЕН ТРМ 200; 31 – барометр-анероид БАММ-1М; 32 – термометр
ртутный ТЛ-4; 33 – секундомер СОСпр-2б-2; 34 – дымомер ИНФРАКАР-Д, 35 – измерительный ресивер
(6,36 л); 36 – воздуходувка
Степень очистки ОГ дизеля от ТЧ фильтром
(коэффициент эффективности очистки) определяется формулой (1)
D
 DФТЧ
К ЭО  ДВС
 100% , %,
(1)
D ДВС
где DДВС – показатель, характеризующий дымность
ОГ дизеля на каком-либо режиме работы (в данном
случае – коэффициент ослабления светового потока N, %);
DФТЧ – показатель, характеризующий дымность ОГ дизеля на том же режиме работы с установленным в его выпускной системе ФТЧ.
Представленные на рис. 3 и 4 графики показывают, что разработанный ФЭ снижает содержание
ТЧ в ОГ дизеля 2Ч10,5/12 с эффективностью, кото-
ISSN 0419-8719
рая зависит от нагрузочного и скоростного режимов работы дизеля, а также от времени наработки
дизеля на конкретном стационарном режиме работы. Они описаны с помощью метода линейной регрессии [3] и имеют вид полиномов 1 – 3 степени.
Для гидравлического сопротивления и степени
очистки ОГ от ТЧ фильтром, определенной по
формуле 1, они имеют следующий вид:


Р g m _ ОГ  0,108  g m3 _ ОГ  1,48  g m2 _ ОГ 
 30,9  g m _ ОГ , Па;
 
 29,7    1361 , Па;
Р 
М кр max

К ЭО М кр
max  0,328  М кр  19,5 , %;
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
93
Экологизация ДВС
Рис. 2. Внешний вид МИС после модернизации его системы отбора проб ОГ на токсичность
5000
50
4000
Па
ΔР,
40 ºС
Δtог,
3000
30
2000
20
1000
10
0
0
0
5
10
15
а)
20
кг/(с∙м²)
gm ог,25
4500
ΔР, Па
3500
30
100
80ог, ºС
Δt
60
40
2500
20
1500
0
20
40
60
мин
τ,80
0
100
б)
Рис. 3. Графики зависимости гидравлического сопротивления ДМЦ ФЭ и перепада температур ОГ на нем
от удельного массового расхода ОГ через него (а), и от времени работы дизеля 2Ч10,5/12 на режиме максимального крутящего момента (б):
внешняя скоростная характеристика: Δ – ΔР; □ – Δt.
нагрузочная характеристика при nкв = 1200 мин-1: ▲ – ΔР; ■ – Δt
К ЭО М кр ном  0,248  М кр  11,5 , %;
 
К ЭО nкв
вн. ск
 5,4  10 8  nкв3  2,92  10 4  nкв2 
 0,46  nкв  170,3 , %;
 
К ЭО nкв
х. х
 1, 2  10 8  nкв3  7,73  10 5  nкв2 
 0,136  nкв  73,8 , %;
94
ISSN 0419-8719
 
К ЭО   3,25  103   2  0,544    41,5 , %.
На рис. 5 видно, что ТЧ откладываются на
всех поверхностях модулей ДМЦ ФЭ – как на поверхностях стенок, образованных стальными листами, так и на поверхностях кассет из стальной тканой сетки. При этом в тех местах, где кассеты из
стальной тканой сетки проницаемы для потока ОГ,
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
осаждение ТЧ происходило более интенсивно со
стороны входа потока. Адсорбция ТЧ на поверхностях гранул ПЦ, как видно на рис. 5, происходит
с интенсивностью, которая отрицательно коррелирует с длиной пути потока ОГ в насыпке. Также ТЧ
в насыпке более интенсивно адсорбируются на гранулах ПЦ, находящихся в непосредственной близости от поверхности сетчатой кассеты. Максимальная интенсивность адсорбции ТЧ на гранулах происходит в зоне насыпки, где поток ОГ преодолевает кассету самым коротким путем, то есть в середине кассеты. Причем в этой зоне насыпки содержится также большое количество конгломератов
ТЧ, адсорбированных уже не на гранулах ПЦ, а на
самих ТЧ, в том числе и коагулированные между
собой. Размеры конгломератов в этом случае соразмерны промежуткам между гранулами ПЦ насыпки с учетом слоя адсорбированных на их поверхностях ТЧ. Таким образом, насыпка из ПЦ
также реализует такой способ очистки ОГ от ТЧ
(помимо адсорбции), как фильтрация. На рис. 5
также видно, что часть насыпки (порядка 40 %),
находящаяся в конце траектории движения потока
ОГ в ней, за 90 минут работы ДМЦ ФЭ на МИС
слоем адсорбированных ТЧ покрыться не успела,
однако отфильтрованные насыпкой конгломераты
ТЧ содержит.
60
60
Кэо,50%
40
30
20
35
Кэо,50%
40
30
20
45
55
65
70
75
а)
Мкр,
85 Н∙м
95
105
800
1000
1200
1/мин 1800
1400 n кв,
1600
б)
4500
6000
Кэо,60
%
Па
ΔР,
3500
ΔР,
4000
Па
50
2500
2000
40
1500
мин 105
75 τ, 90
0
кг/(с∙м²) 30
10
15
20 gm ог, 25
60
в)
г)
Рис. 4. Графики зависимости КЭО ДМЦ ФЭ ОГ дизеля 2Ч10,5/12 от ТЧ от нагрузочных (а) и скоростных (б)
режимов его работы, а также времени работы на режиме максимального крутящего момента (в) и графики зависимости гидравлического сопротивления ДМЦ ФЭ от удельного массового расхода ОГ через него
для разных мест установки его на МИС (г) и времени работы на режиме максимального крутящего момента (в): "а":  – нагрузочная характеристика при nкв = 1200 мин-1; ■ – нагрузочная характеристика при
nкв = 1800 мин-1; "б":  – внешняя скоростная характеристика; ■ – характеристика холостого хода; "в": ■
– КЭО; ▲ – ΔР; "г": ■ – дынные, полученные на МИС для ДМЦ ФЭ, перенесенного по длине выпускного
тракта МИС на 5 м; ▲ – данные, полученные на БИУ для ПММ ФЭ; ● – данные, полученные для ДМЦ ФЭ,
установленного непосредственно за выпускным коллектором дизеля 2Ч10,5/12
0
15
30
45
Рис. 5. ДМЦ ФЭ, сетчатая кассета и насыпной цеолит после моторных испытаний
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
95
Экологизация ДВС
Таким образом, картины распределения ТЧ в
ДМЦ ФЭ, представленные в виде фотографий на
рис. 6, наглядно демонстрируют использование
разработанных ФЭ одновременно таких способов
очистки ОГ дизеля от ТЧ, как: фильтрация ТЧ стальной тканой сеткой и насыпкой из ПЦ при прохождении потока ОГ через них; осаждение ТЧ на поверхностях стальных листов с большой шероховатостью и стальной тканой сетки при омывании этих
поверхностей потоком ОГ; адсорбция ТЧ на поверхностях насыпки из ПЦ при прохождении
сквозь нее потока ОГ.
Максимальное значение степени очистки ОГ
дизеля от ТЧ ДМЦ ФЭ (58 %), полученное на режиме максимального крутящего момента дизеля
2Ч10,5/12, существенно отличается от значения,
полученного экспериментально для ДМ ФЭ с пустыми сетчатыми кассетами (20 %) на том же режиме работы дизеля, что свидетельствует об эффективности применения насыпок из ПЦ в конструкции ФТЧ. Место установки ДМЦ ФЭ по длине выпускного тракта МИС, как видно на рис. 5, оказывает существенное влияние на гидравлическое сопротивление объекта исследования, однако при этом
также существенно повышая степень очистки ОГ
дизеля от ТЧ – от 30 % до 58 % на режиме максимального крутящего момента дизеля 2Ч10,5/12, что
свидетельствует о том, что выдвинутые в первой
части исследования гипотезы подтвердились.
Перспективы дальнейших исследований состоят в поиске способов брикетирования сыпучих
термостойких сорбентов, а также в поиске и исследовании сыпучих сорбентов, альтернативных природному цеолиту (например, терморасширенного
графита [5]).
Выводы
В данной части исследования было выполнено
экспериментальное исследование рабочих характеристик макетного действующего образца ФЭ разработанного ФТЧ, содержащего в своей конструкции
насыпку сетчатых кассет ПЦ.
В результате исследования получены расходная характеристика макетного действующего образца ФЭ и зависимость перепада температур ОГ на
образце от удельного массового расхода ОГ через
объект исследования для режимов работы дизеля
2Ч10,5/12 внешней скоростной характеристики, на-
грузочных характеристик с частотой вращения коленчатого вала дизеля 2Ч10,5/12 при максимальном
крутящем моменте и номинальной частотой вращения, характеристики холостого хода, а также от
времени работы дизеля на стационарном режиме.
Также в результате исследования получены
зависимости степени очистки ОГ дизеля от ТЧ образцом от нагрузочного и скоростного режимов работы дизеля 2Ч10,5/12, времени его работы на стационарном режиме максимального крутящего момента.
Степень очистки ОГ дизеля от ТЧ макетным
образцом достигает максимального значения на
режиме максимального крутящего момента дизеля
2Ч10,5/12, равного 58 %, что на 38 % больше, чем
для макетного действующего образца без насыпки
из ПЦ в сетчатых кассетах. Такой уровень степени
очистки фильтра является приемлемым.
Список литературы:
1. Кондратенко А.Н. Экспериментальное исследование
действующего макета фильтрующего элемента фильтра твердых частиц дизеля c насыпкой из природного
цеолита. Часть 1 / А.Н. Кондратенко, А.П. Строков,
Н.М. Карасиченко // Двигатели внутреннего сгорания. –
2013. – №1. – С. 88-92. 2. Кондратенко О.М. Моделювання тепло- та масообмінних процесів у фільтрі
твердих частинок дизеля. Частина 4: розрахункове дослідження
робочих
характеристик
фільтра
/
О.М. Кондратенко, О.П. Строков // Вісник Національного технічного університету "ХПІ". – 2013. – № 5 (979). –
С. 100–109. 3. Эберт К. Компьютеры. Применение в
химии: Пер. с нем. / К. Эберт, Х. Эдерер – М.: Мир. –
1988. – 416 с. 4. Кожан А.П. Нефтепоглощающий сорбент на основе терморасширенного графита. Исследование термохимической регенерации / А.П. Кожан, В.М.
Дмитриев, О.Б. Бондаренко, О.А. Сергиенко, В.С. Рябчук,
// Хімічна промисловість України. – 2007. – № 6. – С. 23–
28.
Bibliography (transliterated):
Kondratenko
A.N.
Jeksperimental'noe
issledovanie
1.
dejstvujushhego maketa fil'trujushhego jelementa fil'tra tverdyh
chastic dizelja c nasypkoj iz prirodnogo ceolita. Chast' 1 / A.N.
Kondratenko, A.P. Strokov, N.M. Karasichenko // Dvigateli
vnutrennego sgoranija. – 2013. – №1. – S. 88-92. 2. Kondratenko
O.M. Mode¬ljuvannja teplo- ta masoobmіnih procesіv u fіl'trі
tverdih chastinok dizelja. Chastina 4: rozrahunkove doslіdzhennja
robochih harakteristik fіl'tra / O.M. Kondratenko, O.P. Strokov //
Vіsnik Nacіonal'nogo tehnіnogo unіversitetu "HPІ". – 2013. – № 5
(979). – S. 100–109. 3. Jebert K. Komp'jutery. Primenenie v himii:
Per. s nem. / K. Jebert, H. Jederer – M.: Mir. – 1988. – 416 s. 4.
Kozhan A.P. Neftepogloshhajushhij sorbent na osnove
termorasshirennogo
grafita.
Issledovanie
termohimicheskoj
regeneracii / A.P. Kozhan, V.M. Dmitriev, O.B. Bondarenko, O.A.
Sergienko, V.S. Rjabchuk, // Hіmіchna promislovіst' Ukraїni. – 2007.
– № 6. – S. 23–28.
Поступила в редакцию 15.05.2013
96
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
Кондратенко Александр Николаевич – ведущий инж. отдела поршневых энергоустановок Института проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Строков Александр Петрович – доктор техн. наук, проф., зав. отделом поршневых энергоустановок Института проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Хожаинов Сергей Петрович – ведущий инж. отдела поршневых энергоустановок Института проблем машиностроения им. А.Н. Подгорного НАН Украины, Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
ЕКСПЕРИМЕНТАЛЬНЕ ДОСЛІДЖЕННЯ ДІЮЧОГО МАКЕТУ ФІЛЬТРУЮЧОГО ЕЛЕМЕНТУ ФІЛЬТРУ
ТВЕРДИХ ЧАСТИНОК ДИЗЕЛЯ ІЗ НАСИПКОЮ З ПРИРОДНОГО ЦЕОЛІТУ. ЧАСТИНА 2
О. М. Кондратенко, О. П. Строков, С. П. Хожаїнов
У даній роботі проведені експериментальні дослідження макетного діючого зразка фільтруючого елемента фільтра
твердих часток дизеля на моторному випробувальному стенді. У результаті випробувань об'єкта дослідження, який містить у своїй конструкції насипку з природного цеоліту, отримана його витратна характеристика. Також отримано залежності ступеня очищення їм відпрацьованих газів дизеля від твердих частинок від навантажувальних і швидкісних режимів роботи дизеля 2Ч10,5/12, часу роботи дизеля на режимі максимального крутного моменту і місця його установки
вздовж випускного тракту дизеля. Отримані дані добре узгоджуються з результатами досліджень на безмоторної дослідницькій установці. Розроблений фільтруючий елемент характеризується прийнятним значенням ступеня очищення відпрацьованих газів дизеля від твердих частинок.
EXPERIMENTAL INVESTIGATION OF THE WORKING LAYOUT OF FILTER ELEMENT OF DIESEL
PARTICLE FILTER WITH BULK NATURAL ZEOLITE. PART 2
A. N. Kondratenko, A. P. Strokov, S. P. Khozhainov
Present paper describes the experimental studies of the breadboard operating sample of the filter element of diesel
particulate filter on the engine test bench. As a result of testing the research object, which contains in its structure bulk natural
zeolite, its flow characteristic were obtained. Also, the dependence on the degree of exhaust gases purification from diesel’s
particulate matter from the load and speed modes of the diesel 2ЧН10,5/12 was obtained, and also the time of the diesel engine
running at peak torque load and the temperature of its exhaust gases. The data obtained are in good agreement with the results of
studies on engineless research facility. Designed filter element has an acceptable value of the degree of purification of exhaust
gases from diesel particulates.
УДК 621.43.068.4:665.777.2
И.В. Парсаданов, И.П. Васильев
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СОСТАВА ТВЕРДЫХ ЧАСТИЦ ОТРАБОТАВШИХ
ГАЗОВ ДИЗЕЛЕЙ
Рассмотрены особенности определения состава и свойств твердых частиц отработавших газов дизелей.
Приведены результаты определения твердых частиц на содержание тяжелых металлов и углеродной
фракции. Углеродная фракция определялась фотометрическим методом с использованием специальных
фильтров, предварительно растворенных в дихлорэтане. Содержание металлов определялось ртутной полярографией. Выявлено, что с увеличением нагрузки концентрации металлов в твердых частицах отработавших газов дизелей повышаются.
Введение
Совершенствование рабочих процессов дизелей и систем нейтрализации отработавших газов
(ОГ) приводит с одной стороны к уменьшению выбросов вредных веществ (ВВ), а с другой стороны –
к изменению состава ВВ, в частности, твердых частиц (ТЧ), которые представляют собой комплекс
веществ органической и неорганической природы
[1].
В ОГ современных дизелей наблюдается относительный рост в ТЧ золы (минеральной фракции), включающей в себя продукты износа двигателя и систем нейтрализации, ингредиенты приса-
док к топливу и к моторному маслу, а также частицы пыли, поступающие в цилиндр с воздухом.
Исследования ТЧ с использованием нейтронной томографии выявили, что в составе минеральной фракции содержится около 37% Са, 19% Zn,
15% S, 8% P и 2% Cu [2].
Некоторые ингредиенты относятся к тяжелым
металлам, которые имеют плотность выше, чем Fe
и включают Cu, Ni, Co, Pb, Sn, Zn, Cd, Bi, Sb, Hg и
их содержание в воздухе рабочей зоны нормируется [3, 4].
Использование альтернативных топлив, в частности, биодизельного топлива, снижая дымность
ОГ, приводит к уменьшению дисперсности угле-
 И.В. Парсаданов, И.П. Васильев, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
97
Экологизация ДВС
родных частиц [5]. Из-за малых размеров такие
частицы могут преодолевать естественные преграды организма и попадать в мозг и в плаценту человека [6]. При этом отмечается, что металлические
частицы оказывают большее вредное воздействие,
чем частицы углерода, так как их поверхности
имеют более высокую реакционную способность.
В свете этого представляет научный интерес и
является актуальной задача определения различными методами состава и свойств твердых частиц в
отработавших газах современных дизелей.
Цель исследований – определение состава
ТЧ, в частности, содержание минеральной фракции
(металлов) и углеродной фракции на различных
режимах работы двигателя.
Объектом исследований был выбран дизель
4ЧН 12/14 жидкостного охлаждения с непосредственным впрыскиванием топлива, газотурбинным
наддувом и промежуточным охлаждением наддувочного воздуха.
Методики исследований
Методика отбора ТЧ на фильтры в туннеле
представлена в работах [7, 8].
Учитывая, что способы определения металлов
и углеродной фракции являются разрушаемыми, то
фильтр делился на равные две части, которые затем
взвешивались на лабораторных электронных весах
серии AN100 фирмы «AXIS» (Польша) с точностью 0,1 мг, а расход ОГ через эти части фильтра
принимался равный пропорционально их массе.
При этом использовались фильтры марок АФА–
ВП–20 и АФА–ХП–20, материал которых имеет
свойство растворяться в дихлорэтане.
Для определения металлов в ТЧ вторая часть
фильтра сжигалась, и полученная зола обрабатывалась концентрированной НСl и на фоне 0,1 молярного раствора роданида аммония готовился раствор, который анализировался полярографическим
методом, основанном на расшифровке вольтамперных кривых, которые получаются при электролизе
исследуемого раствора в специальной электрополярографической ячейке [9].
В этой ячейке в качестве одного электрода,
называемого рабочим, используют ртуть, вытекающую из тонкого капилляра – катода с периодом
капания 2...7 с и диаметром примерно 1 мм. Второй
электрод – анод, является электродом сравнения.
Он представляет собой слой ртути с большой по-
98
ISSN 0419-8719
верхностью на дне сосуда. Для количественного
определения вещества используется прямо пропорциональная зависимость между силой предельного
тока, выраженной высотой полярографической
волны, и концентрацией вещества в растворе.
Минимальная определяемая концентрация металлов – 0,1 мкг в пробе, что соответствует примерно 0,01 мкг в одном литре ОГ.
Для определения углеродной фракции в ТЧ
использовалась методика, применяемая для определения углеродной фракции в атмосферном воздухе [10], поэтому производились необходимые
разбавления отработавших газов.
При обработке фильтров дихлорэтаном материал фильтра (перхлорвинил) и органические вещества растворялись в дихлорэтане. Основная высокодисперсная углеродная фракция переходила во
взвешенное суспендированное состояние, а минеральная часть оседала на дно. Содержание углеродной фракции в суспензии определялась фотометрическим методом.
Результаты исследований
Вначале проводилась отладка методики анализа состава ТЧ, а затем исследования согласно
нижеприведенной программе в табл. 1.
Таблица 1. Программа испытаний дизеля
№
Частота вращения
Нагрузка,
фильтра коленчатого вала, n, мин-1
Р, %
1
1250
50
1500
25
2
3
1500
50
4
1500
75
1750
50
5
1500
50
6
1500
75
7
1500
50
8
1500
25
9
1500
50
10
11
1750
50
12
1500
75
1250
50
13
14
1750
50
15
1500
75
Результаты отладки методики определения
металлов в ТЧ приведены в табл. 2.
В ОГ присутствуют Cu, Zn, Mn. Также обнаружены следы Fe, Pb, Cd, Ni.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
Таблица 2. Содержание металлов в ТЧ
№
фильтра
18
5
17
Р,
n
Масса ТЧ
%
25
мин-1
1000
1000
1000
1000
1500
1500
1500
1500
2000
2000
2000
2000
мг
0,4
0,4
0,4
0,4
0,75
0,75
0,75
0,75
1,18
1,18
1,18
1,18
75
100
Объем измеряемых
ОГ (VОГну)
л
134,5
134,5
134,5
134,5
81,4
81,4
81,4
81,4
81,8
81,8
81,8
81,8
Примеры изменения содержания металлов в
ТЧ ОГ дизеля по скоростной характеристике согласно табл. 2 приведены на рис. 1, 2, 3.
Металл
Масса
металла
мг
Cu
Zn
Mn
0,00428
0,00131
0,00452
Cu
Zn
Mn
0,0028
0,00101
0,00511
Cu
Zn
Mn
0,00585
0,00152
0,0057
Масса металла в единице объема ОГ
мг/л
0,003
0,000032
0,00001
0,000034
0,0092
0,000034
0,000012
0,000063
0,0144
0,000072
0,000019
0,000070
Для Cu, Zn, Mn характерно повышение концентраций при увеличении частоты вращения коленчатого вала. Содержание металлов в ТЧ составляет 1,1…2,5 масс. %, что коррелируется с данными из работы [1].
В дальнейшем на основании этих предварительных результатов оценивалось содержание в ТЧ
следующих металлов: Pb, Cu, Ni, Zn согласно программе испытаний, приведенной в табл. 1. Типичные диаграммы состава металлов представлены на
рис. 4,5,6.
Рис. 1. Изменение концентрации Сu в ОГ по скоростной характеристике
Рис. 4. Концентрации металлов в ТЧ на режиме №1 при Ne=50%, n= 1250 мин-1
Рис. 2. Изменение концентрации Zn в ОГ по скоростной характеристике
Рис. 5. Концентрации металлов в ТЧ на режиме №5 при Ne=75%, n= 1750 мин-1
Рис. 3. Изменение концентрации Mn в ОГ по скоростной характеристике
ISSN 0419-8719
Рис. 6. Концентрации металлов в ТЧ на режиме
№12 при Ne=75%, n= 1500 мин-1
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
99
Экологизация ДВС
Основное содержание металлов в ТЧ приходится на Cu 45…67 масс. %. На Zn приходится
9…33 масс. %, на Pb ‒ 8…32 масс. %, на Ni ‒ 5…29
масс. % в основном нижняя граница.
По нагрузочной характеристике фиксировано
увеличение содержания металлов с повышением
нагрузки (рис. 7, 8, 9).
Рис. 7. Изменение концентрации Сu в ОГ по нагрузочной характеристике
рах ТЧ. Этого возможно добиться путем подбора
соответствующих режимов работы двигателя.
По аналогии, можно, предложить режимы работы двигателей с минимальными выбросами тяжелых металлов в ТЧ, к которым относятся средние нагрузки.
Заключение
При анализе отработавших газов необходимо
уделять внимание не только массовым выбросам
твердых частиц, но и их составу.
В состав твердых частиц входят тяжелые металлы, которые, в основном, являются продуктами
износа деталей двигателя и ингредиентами присадок к топливу и моторным маслам.
В результате исследований выявлено, что рост
выбросов тяжелых металлов, таких как Сu и Zn,
связан с повышением нагрузки.
Список литературы:
Рис. 8. Изменение концентрации Zn в ОГ по нагрузочной характеристике
Рис. 9. Изменение концентрации Ni в ОГ по нагрузочной характеристике
Представляло интерес одновременно выявить
эти изменения для металлов и углеродной фракции,
как ранее указывалось, путем разделения фильтра
на две части и проведение анализов отдельных частей фильтров. Выявлено, что отношение суммарной массы металлов к массе углеродной фракции
находится в диапазоне от 1 до 6,7 %. В работе [1]
среднее отношение массы металлов к средней массе углеродной фракции составило около 2,7 %.
В работе [11] представлена альтернативная
стратегия регенерации ТЧ на фильтрах. Предложено получать углеродную фракцию с характеристиками, близкими к аморфной саже, которая имеет
более низкую температуру воспламенения в фильт-
100
ISSN 0419-8719
1.Звонов В.А. Оценка и контроль выбросов дисперсных
частиц с отработавшими газами дизелей / В.А. Звонов,
Г.С. Корнилов, А.В. Козлов, Е.А. Симонова. ‒ М.: ПримаПресс-М, 2005. – 312 с. 2. Grünzweig Ch. Visualisierung
der Russ- und Ascheverteilung mittels Neutronen-Imaging /
Ch. Grünzweig, D. Mannes, A. Kaestner, M. Vogt // Motortechnische Zeitschrift. – 2012 (73). – Nr. 4. – S. 326–331. 3.
Предельно допустимые концентрации вредных веществ
в воздухе и воде. Изд. 2-е, пер. и доп. – Л.: Химия, 1975. –
456 с. 4. Олейник Н.В. Влияние содержания тяжелых
металлов в топливах растительного происхождения на
вредные выбросы с отработавшими газами дизелей /
Н.В. Олейник, Л.Г. Зубова, И.П. Васильев // Вісн.
Східноукр. нац. ун–ту імені Володимира Даля. – Луганск,
2007. – Ч. 1.– № 8 (114). –– С. 161 – 165. 5. Krahl J. Fuel
economy and environmental characteristics of biodiesel and
low sulfur fuels in diesel engines / J. Krahl, A. Munack, O.
Schröder, H. Stein, A. Hassaneen // Landbauforschung
Völkenrode. – 2005 (55). – Nr 2. – S. 99–106. 6. Mayer
A.C.R. Qualitätsstandards und Prüfverfahren für Partikelfilter / A.C.R. Mayer, Jan Czerwinski, M. Kasper, G. Leutert,
N. Heeb, A. Ulrich, F. Jaussi // Motortechnische Zeitschrift.
‒ 2009 (70). ‒ Nr. 11. ‒ S. 72-79. 7. Звонов В.А. Оценка
выброса твердых частиц с отработавшими газами автотракторного дизеля / В.А. Звонов, А.П. Марченко,
И.В. Парсаданов, А.П. Поливянчук И.В. // Двигатели
внутреннего сгорания: сб. ст. НТУ «ХПИ».– Х., 2006. –
№ 2. – С. 64-67. 8. Полівянчук А.П. Дослідження викидів
твердих частинок з відпрацьованими газами на стаціонарних та нестаціонарних режимах роботи автотракторного дизеля / А.П. Полівянчук, С.В. Зубов, С.А. Львов
// Матеріали XVI міжнар. наук.-практ. конф. «Інформаційні технології: наука, техніка, технологія, освіта, здоров’я», НТУ «ХПИ». ‒ Харків, 2008. ‒ Ч І. ‒ С. 177. 9. Пац
Р.Г. Полярография / Р.Г. Пац // БСЭ / М.: Советская
энциклопедия, 1975. –Т. 20. – С. 340–341. 10. Соловьева
Т.В. Руководство по методам определения вредных веществ в атмосферном воздухе / Т.В. Соловьева, В.А.
Хрусталева. ‒ М.: Медицина, 1974. – 300 с. 11. Fiebig M.
Einflüsse motorischer Betriebsparameter auf die Reaktivität
von Dieselruss /M. Fiebig, M. Schönen, U. Grütering, S.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
Pischinger // Motortechnische Zeitschrift. ‒ 2010 (71). ‒ Nr
07‒08. ‒ S. 524 ‒ 531.
Bibliography (transliterated):
1.Zvonov V.A. Ocenka i kontrol' vybrosov dispersnyh cha-stic s
otrabotavshimi gazami dizelej / V.A. Zvonov, G.S. Kornilov, A.V.
Kozlov, E.A. Simonova. ‒ M.: Prima-Press-M, 2005. – 312 s. 2.
Grünzweig Ch. Visualisierung der Russ- und Ascheverteilung mittels
Neutronen-Imaging / Ch. Grünzweig, D. Mannes, A. Kaestner, M.
Vogt // Motortechni-sche Zeitschrift. – 2012 (73). – Nr. 4. – S. 326–
331. 3. Pre-del'no dopustimye koncentracii vrednyh veshhestv v vozduhe i vode. Izd. 2-e, per. i dop. – L.: Himija, 1975. – 456 s. 4. Olejnik N.V. Vlijanie soderzhanija tjazhelyh metallov v toplivah rastitel'nogo proishozhdenija na vrednye vy-brosy s otrabotavshimi
gazami dizelej / N.V. Olejnik, L.G. Zubova, I.P. Vasil'ev // Vіsn.
Shіdnoukr. nac. un–tu іmenі Volodimira Dalja. – Lugansk, 2007. –
Ch. 1.– № 8 (114). –– S. 161 – 165. 5. Krahl J. Fuel economy and
environmental characteristics of biodiesel and low sulfur fuels in
diesel engines / J. Krahl, A. Munack, O. Schröder, H. Stein, A. Hassaneen // Landbauforschung Völkenrode. – 2005 (55). – Nr 2. – S.
99–106. 6. Mayer A.C.R. Qualitätsstandards und Prüfverfahren für
Partikelfilter / A.C.R. Mayer, Jan Czerwinski, M. Kasper, G. Leutert,
N. Heeb, A. Ulrich, F. Jaussi // Motortechnische Zeit-schrift. ‒ 2009
(70). ‒ Nr. 11. ‒ S. 72-79. 7. Zvonov V.A. Ocenka vybrosa tverdyh
chastic s otrabotavshimi gazami avtotraktornogo dizelja / V.A. Zvonov, A.P. Marche-nko, I.V. Parsadanov, A.P. Polivjanchuk I.V. //
Dvigateli vnutrennego sgoranija: sb. st. NTU «HPI».– H., 2006. – №
2. – S. 64-67. 8. Polіvjanchuk A.P. Doslіdzhennja vikidіv tve-rdih
chastinok z vіdprac'ovanimi gazami na stacіonarnih ta nestacіonarnih rezhimah roboti avtotraktornogo dizelja / A.P. Polіvjanchuk, S.V.
Zubov, S.A. L'vov // Materіa-li XVI mіzhnar. nauk.-prakt. konf.
«Іnformacіjnі tehno-logії: nauka, tehnіka, tehnologіja, osvіta, zdorov’ja», NTU «HPI». ‒ Harkіv, 2008. ‒ Ch І. ‒ S. 177. 9. Pac R.G.
Poljaro-grafija / R.G. Pac // BSJe / M.: Sovetskaja jenciklopedija,
1975. –T. 20. – S. 340–341. 10. Solov'eva T.V. Rukovodstvo po metodam opredelenija vrednyh veshhestv v atmosfernom vozduhe / T.V.
Solov'eva, V.A. Hrustaleva. ‒ M.: Medicina, 1974. – 300 s. 11. Fiebig M. Einflüsse motorischer Betriebspa-rameter auf die Reaktivität
von Dieselruss /M. Fiebig, M. Schönen, U. Grütering, S. Pischinger
// Motortechnische Zeit-schrift. ‒ 2010 (71). ‒ Nr 07‒08. ‒ S. 524 ‒
531.
Поступила в редакцию 07.05.2013
Парсаданов Игорь Владимирович – доктор техн. наук, главный научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
Васильев Игорь Павлович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры двигатели внутреннего сгорания Восточноукра-инского национального университета им. В. Даля, Луганск, Украина, e-mail: [email protected]
ВИЗНАЧЕННЯ СОСТАВА ТВЕРДИХ ЧАСТИНОК ВІДПРАЦЬОВАНИХ ГАЗІВ ДИЗЕЛІВ
І.В. Парсаданов, І.П. Васильєв
Розглянуто особливості визначення складу і властивостей твердих частинок відпрацьованих газів дизелів. Наведено результати аналізів твердих частинок на вміст важких металів і вуглецевої фракції. Вуглецева фракція визначалася
фотометричним методом з використанням спеціальних фільтрів, попередньо розчинених у діхлоретане. Вміст металів
визначалося ртутної полярографией. Виявлено, що зі збільшенням навантаження концентрації металів у твердих частках
відпрацьованих газів дизелів підвищуються.
DEFINITION OF COMPOSITION OF PM OF DIESEL’S EXHAUST GASES
I.V. Parsadanov., І.P. Vasyliev
Features of determination of the composition and properties of particulate matters in the exhaust gases of diesel engines
are considered. The results of the analysis of particulate matters on the content of heavy metals and carbon fraction are presented.
The carbon fraction was determined by the photometric method with the use of special filters, previously pre-dissolved in dichloromethane. The metal content was determined using the method of mercury polarography. It was revealed that if engine load
has increased the concentration of metals in particulate matter of diesel’s exhaust gases has also increased.
УДК 621.43.068
А.П. Поливянчук, С.А. Львов
КОМПЛЕКСНАЯ ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ САЖЕВОГО ФИЛЬТРА
ПО ПОКАЗАТЕЛЯМ СЧЕТНОЙ, ПОВЕРХНОСТНОЙ И МАССОВОЙ
КОНЦЕНТРАЦИЙ ДИСПЕРСНЫХ ЧАСТИЦ
Предложена методика комплексной оценки эффективности работы сажевого фильтра дизеля по трем
критериям: счетной, поверхностной и массовой концентрациям твердых частиц с учетом их дисперсного
состава. Приведены результаты оценки эффективности сажевого фильтра дизеля грузового автомобиля с
использованием предложенной методики.
Введение
Сажевые фильтры являются наиболее распространенным средством нейтрализации дизельных
твердых частиц (ТЧ) – второго по значимости (после оксидов азота NOx) загрязняющего вещества в
выхлопе дизеля [1]. Для оценки эффективности
работы фильтра традиционно используют критерий
относительного снижения массовой концентрации
– Cm (или выброса) ТЧ в результате процесса
фильтрации. Данный подход к оцениванию эффек-
 А.П. Поливянчук, С.А. Львов, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
101
Экологизация ДВС
тивности сажевых фильтров не является совершенным, так как он не учитывает изменений счетной –
Cn (количество ТЧ в единице объема) и поверхностной – Cs (суммарная площадь поверхности ТЧ в
единице объема) концентраций ТЧ. При этом величины Cn и Cs являются важными токсикологическими показателями, характеризующими степень
негативного влияния дизельных частиц на организм человека и окружающую среду. Как показывает ряд исследований [2-4], сажевые фильтры с
высокой эффективностью, определенной по критерию Cm, пропускают значительное количество мелкодисперсных частиц, в том числе наиболее опасных – наночастиц (с диаметром менее 50 нм [5,6]),
обладающих высокой проникающей способностью
в систему дыхания человека. В статье предлагается
комплексный подход к оцениванию эффективности
сажевых фильтров с использованием 3-х критериев
- величин Cm, Cn и Cs.
Постановка задачи
Целью исследований являлось комплексное
оценивание эффективности сажевых фильтров дизелей по показателям счетной, поверхностной и
массовой концентраций ТЧ с учетом их дисперсного состава. Для достижения данной цели решены
следующие задачи: 1) анализ экспериментальных
данных о количестве, площади поверхности и массе дизельных частиц различных размеров; 2) разработка методики комплексной оценки эффективности сажевого фильтра; 3) исследование эффективности работы фильтра с использованием разработанной методики.
Экспериментальные данные о значениях
величин Cm, Cn и Cs
Результаты экспериментальных исследований
о влиянии размеров частиц на счетную, поверхностную и массовую концентрации, обобщенные для
разных типов дизелей, представлены на рис. 1 [6].
Рис. 1. Функции плотностей распределения относительных счетной,
поверхностной и массовой концентраций ТЧ
При рассмотрении дисперсного состава ТЧ
выделяют 3 диапазона размеров частиц: фракцию
ядер – 3…30 нм; фракцию накопления – 30…500
нм и фракцию крупных частиц – диаметр более
1000 нм (1 мкм). Представленные на рис. 1 графики
функций плотностей распределения относительных
счетной, поверхностной и массовой концентраций
ТЧ - с0n, с0s и с0m отражают следующие свойства
дизельных частиц:
- на фракцию ядер приходится наибольшее
количество ТЧ – 90 % от общего количества, 20 %
102
ISSN 0419-8719
суммарной площади поверхности и 5 % от общей
массы; при этом 80 % частиц и 15 % суммарной
поверхности приходится на диапазон 10±5 нм, в
котором кривые с0n и с0s имеют максимум;
- относительные доли частиц фракции накопления составляют: 20 % от общего количества, 80
% от суммарной площади поверхности и 85 % от
общей массы; в данной фракции наибольшее количество частиц (12 %) находится в диапазоне
30…100 нм, кривые с0s и с0m принимают максимальные значения в диапазонах 100…200 нм и
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
150…300 нм, соответственно;
- фракция крупных частиц характеризуется
наименьшими значениями численности – 2 %, суммарной площади поверхности – 1 % и массы – 4%.
Данные, представленные на рис. 1, кроме информации о значениях функций с0n, с0s и с0m, отражают их соотношение и позволяют по изменению
одной функции оценивать изменения двух других.
Данное свойство использовалось при разработке
представленной ниже методики.
Методика комплексной оценки эффективности сажевого фильтра
Предлагается оценивать эффективность применения фильтра по 3-м показателям относительного снижения счетной, поверхностной и массовой
концентраций, определяемых с помощью следующей обобщенной формулы:
Эр 
С   С 
С 
р n/ f
р
f
 100% ,
(1)
р n/ f
где Эр – эффективность фильтра по показателю р,
под которым понимают: количество – n, поверхность – s или массу - m ТЧ; (Cp)n/f и (Cp)f – суммарные относительные концентрации частиц, находящихся в рассматриваемом диапазоне размеров, при
отсутствии сажевого фильтра и при его использовании.
Для определения величин Ср используется
формула:
K p  DL  
с 0p DL 
c 0p* DL 
(5)
,
где c0p(DL) – обобщенное значение функции плотности распределения для показателя р; c0p*(DL) –
обобщенное значение функции плотности распределения для показателя р*.
Так, например, если известна экспериментальная зависимость crn(DL), то определяемая с помощью выражения (3) функция плотности распределения массовой концентрации имеет вид:
cm DL   K r DL   K m DL   cnr DL  

cnr DL  cm0 DL  r

 cn  D L 
cn0  DL  cn0 DL 
.
Результаты исследований и их анализ
С помощью предложенной методики проведена комплексная оценка эффективности сажевого
фильтра дизеля грузового автомобиля, для которого была известна зависимость счетной концентрации от размера частиц [3] (рис. 2).
В исследуемом диапазоне размеров частиц –
20…600 нм выделены два участка: 1-й – 20…40 нм
– участок, на котором наблюдалось увеличение
счетной концентрации после применения фильтра,
и 2-й – 40…600 нм - участок, на котором счетная
концентрация снижалась.
DL 2
Ср 
 c D  dD
p
L
L
,
(2)
D L1
где DL1, DL2 – начальное и конечное значения интервала размеров (диаметров) ТЧ по шкале десятичных логарифмов; cp(DL) – функция плотности
распределения показателя р.
Функция cp(DL) определяется на основе обобщенных функций распределения c0n, c0s и c0m, представленных на рис. 1, а также известной экспериментальной функции распределения одного из показателей (обозначаемого р*) – сrр*( DL):
c p D L   K r D L   K p D L   c rp* D L  ,
(3)
где Kr(DL) – функция коррекции экспериментальных данных; Kp(DL) – функция перехода от показателя р* к показателю р.
Функции Kr и Kp находятся с помощью выражений:
K r D L  
ISSN 0419-8719
с rp* D L 
c 0p D L 
;
Рис. 2. Результаты экспериментальных исследований счетной концентрации ТЧ
На рис. 3 и 4 представлены результаты определения функций сs и сm, полученные с помощью
выражения (3), и показателей эффективности
фильтра, вычисленных с помощью выражения (1).
При вычислении интегралов (2) использовался метод трапеций [7].
(4)
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
103
Экологизация ДВС
что при значительном снижении массовой концентрации полного потока ТЧ – на 93,8 % существенно
возросли количество – в 4,2 раза, площадь поверхности – в 1,9 раза и масса – в 2,55 раза мелкодисперсных частиц с размерами 20…40 нм.
Список литературы:
Рис. 3. Значения функций плотностей распределения сs и сm для исследуемого фильтра
Рис. 4. Показатели эффективности исследуемого
сажевого фильтра
Результаты исследований показывают:
- количество ТЧ: на 1-м участке - возрастает в
4,2 раза, на 2-м участке – уменьшается в 30,5 раз,
во всем диапазоне – увеличивается на 12 %;
- площадь поверхности частиц: на 1-м участке
- увеличивается в 2,9 раза, на 2-м участке – уменьшается в 18,2 раза, во всем диапазоне – снижается в
5,9 раза;
- масса ТЧ: на 1-м участке - возрастает в 3,55
раза, на 2-м участке – уменьшается в 49,1 раза, во
всем диапазоне – снижается в 16,1 раза.
Таким образом, при значительном уменьшении суммарной поверхности и массы всех частиц
общее их количество возрастает за счет увеличения
числа мелкодисперсных частиц с размерами 20…40
нм. При этом относительная доля таких частиц при
прохождении через фильтр возрастает с 26% до
98%.
Вывод
При оценивании эффективности работы сажевых фильтров необходимо учитывать фракционный
состав улавливаемых частиц. Комплексная оценка
эффективности исследуемого фильтра показала,
1. Поливянчук А.П. Исследование степени токсичности
вредных веществ, выбросы которых нормируются европейскими экологическими стандартами / А.П. Поливянчук, Е.Ю. Щепак, Е.Ю. Титова // Вестник Национального технического университета „ХПИ”. – 2007. - №2. –
С. 112-115. 2. Mayer A. VERT: Curtailing emissions of diesel engines in tunnel sites // Technical reports. - April 1998. 13 pp. 3. Burtscher H. Literature Study on Tailpipe Particulate Emission Measurement for Diesel Engines / H.
Burtscher // done for the Particle Measurement Programme
(PMP) for BUWAL / GRPE . Fachhochschule Aargau, University of Applied Science, Windisch, Switzerland. - March
2001. – 45 р. 4. Звонов В.А. Оценка и контроль выбросов
дисперсных частиц с отработавшими газами дизелей /
В.А. Звонов, Г.С.Корнилов, А.В. Козлов, Е.А. Симонова //
М.: Издательство Прима-Пресс-М, 2005. – 312 с. 5.
Health assessment document for diesel engine exhaust /
EPA/600/8-90/057F. - National Center for Environmental
Assessment, Office of Research and Development, U.S. Environmental Protection Agency. - Washington, DC. - May
2002. — 669 p. 6. Kittelson D.B. Review of diesel particulate
matter sampling methods: Final Report / D.B. Kittelson, A.
Megan, W.F. Watts // University of Minnesota, Minneapolis,
MN. - 1999. — 63 p. 7. Стенцель Й.І. Метрологія та технологічні вимірювання в хімічній промисловості, аналітичні прилади та методи контролю / Стенцель Й.І. //
Луганськ: Вид-во СНУ ім. В. Даля, 2001. – 269 с.
Bibliography (transliterated):
1. Polivyanchuk A.P. Issledovanie stepeni toksich-nosti vrednyx
veshhestv,
vybrosy
kotoryx
normiruyutsya
evropejskimi
ekologicheskimi standartami / A.P. Poli-vyanchuk, E.Yu. Shhepak,
E.Yu. Titova // Vestnik Nacional-nogo texnicheskogo universiteta
„XPI”. – 2007. - №2. – S. 112-115. 2. Mayer A. VERT: Curtailing
emissions of diesel engines in tunnel sites // Technical reports. April 1998. - 13 pp. 3. Burtscher H. Literature Study on Tailpipe
Particulate Emission Measurement for Diesel Engines / H. Burtscher
// done for the Particle Measurement Programme (PMP) for BUWAL
/ GRPE . Fachhochschule Aargau, Uni-versity of Applied Science,
Windisch, Switzerland. - March 2001. – 45 r. 4. Zvonov V.A. Ocenka
i kontrol vybrosov dispersnyx chastic s otrabotavshimi gazami
dizelej / V.A. Zvonov, G.S.Kornilov, A.V. Kozlov, E.A. Simonova //
M.: Izdatelstvo Prima-Press-M, 2005. – 312 s. 5. Health assessment
document for diesel engine exhaust / EPA/600/8-90/057F. - National
Center for Environmental Assessment, Office of Research and
Development, U.S. En-vironmental Protection Agency. - Washington,
DC. - May 2002. — 669 p. 6. Kittelson D.B. Review of diesel particulate matter sampling methods: Final Report / D.B. Kittelson, A.
Megan, W.F. Watts // University of Minnesota, Minnea-polis, MN. 1999. — 63 p. 7. Stencel J.І. Metrologіya ta texnologіchnі
vimіryuvannya v xіmіchnіj promislovostі, analіtichnі priladi ta
metodi kontrolyu / Stencel J.І. // Lugansk: Vid-vo SNU іm. V. Dalya,
2001. – 269 s.
Поступила в редакцию 27.06.2013
Поливянчук Андрей Павлович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры экологии, Восточноукраинский национальный университет им. В. Даля, г. Луганск, Украина, [email protected], (0642) 34-18-36.
104
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
Львов Сергей Александрович – старший преподаватель кафедры автоматизации и компьютерноинтегрированных технологий, Восточноукраинский национальный университет им. В. Даля, г. Луганск, Украина,
[email protected], (0642) 34-18-36.
КОМПЛЕКСНА ОЦІНКА ЕФЕКТИВНОСТІ САЖОВОГО ФІЛЬТРУ ПО ПОКАЗНИКАМ ЛІЧИЛЬНОЇ,
ПОВЕРХНЕВОЇ ТА МАСОВОЇ КОНЦЕНТРАЦІЙ ДИСПЕРСНИХ ЧАСТИНОК
А.П. Полив’янчук, С.О. Львов
Запропоновано методику комплексної оцінки ефективності роботи сажового фільтру дизеля за трьома критеріями:
лічильної, поверхневої та масової концентрацій твердих частинок з урахуванням їх дисперсного складу. Наведено результати оцінки ефективності сажового фільтру дизеля вантажного автомобіля з використанням запропонованої методики.
A COMPREHENSIVE EVALUATION OF THE PARTICULATE MATTER FILTER IN TERMS OF THE
COUNTING, SURFACE AND MASS CONCENTRATIONS OF PARTICULATE MATTER
A.P. Polivianchuk, S.A. Lvov
The technique of comprehensive performance of the diesel’s particulate matter filter according to three criteria: the counting, surface and mass concentrations of particulate matter in view of their dispersion composition is offered. The results of the
evaluation of the effectiveness of the diesel particulate matter filter for diesel truck using the proposed methodology is presented.
УДК 621.43.016
В.С. Морозова, В.С. Гун, В.Л. Поляцко
ПРОГНОЗИРОВАНИЕ СОДЕРЖАНИЯ САЖИ В ОТРАБОТАВШИХ ГАЗАХ
ДИЗЕЛЯ C ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ОЦЕНКИ ЭФФЕКТИВНОСТИ СГОРАНИЯ
Предложен метод определения содержания сажи в отработавших газах (ОГ) как инструмент снижения
дымности дизеля. Показана возможность оценить влияние конструктивных и эксплуатационных параметров дизеля и регулятора на содержание сажи в ОГ, и, соответственно, скорректировать цикловую подачу
на установившихся и переходных режимах. При этом определяется в каждом конкретном случае (цикле)
минимальный коэффициент избытка воздуха, при котором дымность ОГ не выходит за нормативные пределы. Соответствующая математическая модель с достаточной точностью позволяет оценить влияние конструктивных параметров электронного регулятора и дизеля на содержания сажи в ОГ в переходном процессе при увеличении или уменьшении нагрузки еще на стадии проектирования и доводки. Приведены данные экспериментальных исследований.
Введение
Эффективность процесса сгорания характеризует полнота использования теплоты, введенной с
топливом. Этот процесс оценивается коэффициентом эффективности сгорания  , который представляет собой отношение теплоты Qi , потраченной на
изменение внутренней энергии рабочего тела и совершения полезной работы, ко всей теплоте Q ,
вносимой топливом. Теплота Q частично теряется
из-за неполного сгорания, тогда выделяемая теплота
Qвыд    Q , где  - коэффициент выделения теплоты. Неполнота сгорания определяет токсичность ОГ
(за исключением оксидов азота) и интенсивность
образования сажи из-за неполного сгорания углерода. Часть выделившейся теплоты Qвыд теряется
вследствие диссоциации продуктов сгорания и теплообмена со стенками. Эти потери оцениваются коэффициентом
использования теплоты  , т.е.
Qi  Qвыд  Q , а    . Особенность предла-
гаемого алгоритма состоит в том, что он позволяет
без записи индикаторных диаграмм оценивать параметры рабочего цикла дизеля, характеризующие его
экологические и экономические показатели на переходных и установившихся режимах работы. Для
подтверждения теории были проведены испытания
электронной системы автоматического регулирования (САРЧ) подачи топлива в зависимости от
заданной величины частоты вращения коленчатого
вала и изменения нагрузки.
Электронная САРЧ была установлена на тракторе Т-170.
Теоретическое обоснование расчетного метода
Математическая модель, описанная в статье,
позволяет определить содержание сажи в ОГ ,
связь коэффициента эффективности сгорания дизеля  с коэффициентом наполнения v давлением
и температурой наддувочного воздуха Pk , Tk и ко-
 В.С. Морозова, В.С. Гун, В.Л. Поляцко, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
105
Экологизация ДВС
эффициентом избытка воздуха  . Это дает возможность управлять топливоподачей по критерию
содержания сажи. Алгоритм, заложенный, например, в микроконтроллер электронного регулятора,
позволяет по показаниям Pk , Tk , P0 , T0 , GT , Gв , Pог , Tог
сенсоров определить содержание сажи в ОГ для
выбранной цикловой подачи, а также параметры
кинетики сгорания m, ,  z .
Алгоритм определения содержания сажи в ОГ
базируется на теории рабочих процессов ДВС Вибе
И.И и разработан на основе экспериментальных и
теоретических исследований, проведенных на кафедре ДВС ЮУрГУ профессором Буновым В.М.
[1].
Содержание сажи в ОГ можно определить, если несгоревшее количество углерода отнести к объему ОГ:
1000  C  ог   m
,
(1)
D
  LO  1
где D - содержание сажи в ОГ, г/м3;  ог - плотность отработанных газов, кг/м3; C - массовая доля
углерода в топливе;  - коэффициент избытка воздуха; LO - теоретически необходимое количество
воздуха для сгорания 1 кг топлива;  m - массовая
доля углерода, пошедшая при сгорании в сажу ОГ.
CO 2  CO
(2)
,
m  1 
CO 2 пол
где CO 2 и CO - действительное содержание, соответственно, углекислого газа и окиси углерода в
ОГ в % по объему; CO 2пол - максимальное содержание углекислого газа в ОГ, которое имело бы
место при полном сгорании углерода в % по объему.
Многочисленные экспериментальные данные,
полученные при анализе ОГ тракторных дизелей с
наддувом и без наддува с камерами сгорания
ЦНИДИ и MAN, показали, что содержание
CO 2 , CO, CO 2пол определяется зависимостями:
CO 2 
CO 
0,86  m  1  13,6
,
  0,032
0,136
,
v ( 2  m)
m  A1  e 7,125στ ,
(6)
где A1 - коэффициент, зависящий от способа смесеобразования (1,0 – для объемно-пленочного, 1,4 –
для пленочного, 0,9 – для объемного);   - доля
топлива, поданного в цилиндр за период задержи
самовоспламенения, определяемая по относительным интегральным характеристикам впрыскивания, полученным на безмоторном стенде.
1, 24
  
(7)
σ τ  1,205   i  ,
 впр 


где i - период задержки самовоспламенения,
[град/ п.к.в.];  впр - продолжительность впрыски-
вания топлива, [град. п.к.в.].
Период задержки самовоспламенения определяем для двигателей с объемно-пленочным смесеобразованием
в
интервале
значений
d c / Dц  (1,67...5,2)  103 по формуле С.А. Калаш-
никова
i 
6  n  3,76  e
 Tk

 T0
1,15



P
  k
 P0



(323d c /D ц )
0,67
d
  c
 Dц
 10 3





0,7
ε
1,05
в

(8)
1

0,5
С 
ε  ЦЧ    m 
 CK 
где d c - диаметр сопла
0,9
0,11
 Vвпр  Gц 

 
 СK  Va  ρ 0 
распылителя, м; Dц - диа-
метр цилиндра, м; Pk - давление воздуха во впускном коллекторе, МПа; TK - температура воздуха во
впускном коллекторе, K; P0 - давление окружающей среды, МПа; T0 - температура окружающей
среды, K; V0 - полный объем цилиндра, м3; Gц цикловая подача топлива, кг/цикл; ЦЧ - цетановое
число; CK - скорость звука в воздухе, м/с; C m средняя скорость звука, м/с; Vвпр - средняя скорость
(3)
(4)
7,166
(5)
,
0,4969  α  0,0322
где m – показатель характера сгорания, определяющий отвлеченное время, при котором наблюдается максимум скорости сгорания, вычисляется с
CO 2ппо 
106
использованием структурной формулы Л.К. Зайцева [2]:
ISSN 0419-8719
впрыскивания топлива, м/с;  0 - плотность воздуха
при давлении и температуре окружающей среды,
кг/ м3;  - степень сжатия;  в - геометрическая степень сжатия.
Для определения средней скорости впрыскивания используем формулу Свиридова Ю.Б.:
V 6n
Vвпр  ц к .в . ,
(9)
 f c впр
где nк.в. - частота вращения кулачкового вала топливного насоса, мин-1; Vц - объемная цикловая по-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
дача, м3/цикл;  впр - продолжительность впрыски-
f C - суммарная площадь сопловых отверстий, м2.
вания топлива [град/ п.к.в.];  fc - эффективная пло-
Зная долю углерода, пошедшую в сажу  m ,
можно определить количество сажи в ОГ [3].
D  1000  C  am  GT /30  n  , г/цикл. (11)
Результаты расчетов содержания сажи D для
дизеля Д-160 при его работе на переходном режиме
приведены на рис. 1.
3
щадь сопловых отверстий, м .
Применительно к двигателю 4 ЧН 15.0/20.5
(Д-160) на основании экспериментальных данных
впр  120  Gц  0,995  102  n  K ,
(10)
где
K  242,63  f 4C  10 24  871,88  f 3C 
 1165,6  f 2C  1012  692,38  f C  10 6 
 150,41
Рис. 1. Изменение содержания сажи D в отработавших газах дизеля Д-160 в переходном режиме работы
а)
б)
Рис. 2. Зависимости: а) коэффициента избытка воздуха от времени переходного процесса при изменении
момента нагрузки от номинального значения (Мном) до нуля и от нуля до номинального (1 – механический
регулятор, 2 – базовый электронный регулятор); б) содержания сажи в ОГ дизеля от времени переходного
процесса при изменении момента нагрузки от номинального значения до нуля и от нуля до Мном ;
1 – механический регулятор; 2 – базовый электронный регулятор
Были рассчитаны и измерены экологические
показатели. Как видно из графиков (рис. 2) переходный процесс дизеля с механическим регулятоISSN 0419-8719
ром сопровождается большими колебаниями коэффициента избытка воздуха, что приводит к увеличению выброса сажи в ОГ.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
107
Экологизация ДВС
Применение электронного регулятора позволяет изменять длительность переходного процесса,
а также улучшить экологические показатели. Для
дизеля с опытным образцом электронного регулятора при резком изменении нагрузки, по сравнению
с механическим, содержание сажи в отработавших
газах и удельный расход топлива уменьшились,
соответственно, на 0,11 г/мЗ и 8 г/кВтч. Это объясняется большей точностью формирования цикловой подачи топлива.
Содержание сажи в начальной и конечной
точках переходного процесса совпадает с экспериментальными данными.
Выводы
Предложенный метод определения содержания сажи в ОГ рассмотрен как инструмент снижения дымности дизеля, что дает возможность, в частности, скорректировать цикловую подачу на установившихся и переходных режимах его работы, а
также анализировать влияние конструктивных и
эксплуатационных параметров на выходные параметры дизеля. Теоретически определяется в каждом конкретном случае (цикле) минимальный коэффициент избытка воздуха, при котором дымность ОГ не выходит за нормативные пределы. Соответствующий алгоритм определения сажи в ОГ
дает возможность программирования микроконтроллера.
Список литературы:
1. Бунов В.М. Повышение эффективности процесса сгорания в тракторных дизелях совершенствованием элементов систем впуска и управления топливоподачей:
дис…. докт. техн. наук /Бунова В.М. - М.:МГТУ, 1999. –
289 с. 2. Зайцев Л.К. Исследование рабочего цикла при
форсировании тракторного дизеля с использованием
метода математического моделирования: дис... канд.
техн. наук / Л.К. Зайцева - Челябинск.:ЧПИ, 1978. – 190
с. 3. Гун В.С. Улучшение динамики и экологических показателей переходных процессов дизеля с электронным
управлением подачи топлива: дис… канд. техн. наук /
Гун В.С. - Челябинск.:ЮУрГУ, 2009. – 218 c.
Bibliography (transliterated):
1. Bunov V.M. Povyshenie jeffektivnosti processa sgoranija v
traktornyh dizeljah sovershenstvovaniem jelementov sistem vpuska i
upravlenija toplivopodachej: dis…. dokt. tehn. nauk /Bunova V.M. M.:MGTU, 1999. – 289 s. 2. Zajcev L.K. Issledovanie rabochego
cikla pri forsirovanii traktornogo dizelja s ispol'zovaniem metoda
matematicheskogo modelirovanija: dis... kand. tehn. nauk / L.K.
Zajceva - Cheljabinsk.:ChPI, 1978. – 190 s. 3. Gun V.S. Uluchshenie
dinamiki i jekologicheskih pokazatelej perehodnyh processov dizelja
s jelektronnym upravleniem podachi topliva: dis… kand. tehn. nauk /
Gun V.S. - Cheljabinsk.:JuUrGU, 2009. – 218 c.
Поступила в редакцию 31.05.2013
Морозова Вера Сергеевна – доктор техн. наук, профессор кафедры эксплуатации автомобильного транспорта
Южно-Уральского государственного университета «ЮУрГУ», Челябинск, Россия, e-mail: [email protected]
Гун Валентина Сергеевна – канд. техн. наук, доцент кафедры электротехники Южно-Уральского государственного университета «ЮУрГУ», Челябинск, Россия, e-mail: [email protected]
Поляцко Владимир Леонидович – ассистент кафедры эксплуатации автомобильного транспорта ЮжноУральского государственного университета «ЮУрГУ», Челябинск, Россия, e-mail: [email protected]
ПРОГНОЗУВАННЯ ВМІСТУ САЖІ У ВІДПРАЦЬОВАНИХ ГАЗАХ
ДИЗЕЛЯ НА БАЗІ ПОЛОЖЕНЬ З ВИКОРИСТАННЯМ ОЦЫНКИ ЕФЕКТИВНОСТІ ЗГОРЯННЯ
В.С. Морозова, В.С. Гун, В.Л. Поляцко
Запропонований метод визначення вмісту сажі у ВГ розглянутий як інструмент зниження димності дизеліля і дає
можливість оцінити вміст сажі у ВГ і скоригувати циклову подачу на сталих і перехідних режимах роботи. Розроблена
методика визначення вмісту сажі у ВГ дозволяє аналізувати вплив конструктивних і експлуатаційних параметрів на вихідні параметри дизеля. Теоретично визначається в кожному конкретному випадку (циклі) мінімальний коефіцієнт надлишку повітря, при якому димність ВГ не виходить за нормативні межі. Таким чином, розроблена математична модель з
достатньою точністю дозволяє оцінити вплив конструктивних параметрів електронного регулятора на параметри дизеля
в перехідному процесі ще на стадії проектування і доведення.
FORECASTING OF THE CONTENT OF SOOT IN E[HAUST GASES OF THE DIESEL ON THE BASIS OF
PROVISIONS BY DETERMINATION OF EFFICIENCY OF PROCESS OF COMBUSTION
V.S. Morozova, V.S. Goun, V.L. Polyacko
The proposed method for the determination of the soot content IN exhaust gas is considered as a tool to reduce the opacity
of diesel and an opportunity to assess the content of soot in the exhaust and adjust the cyclic pitch on the steady-state and
transient operating conditions. The method of determination of the soot content in exhaust gas allows you to analyze the impact
of design and operational parameters on the output parameters of a diesel engine. Theoretically determined in each case (cycle)
the minimum excess air ratio at which the exhaust gas smoke is within regulatory limits. Thus, the mathematical model with
sufficient accuracy to evaluate the influence of design parameters on the electronic control diesel engine options in the transition
process from the design stage and finishing was developed.
108
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
УДК 621.35
М.В. Ведь, Н.Д. Сахненко, Е.В. Богоявленская
ОРГАНИЗАЦИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА В КАМЕРЕ СГОРАНИЯ ДВС В
ПРИСУТСТВИИ КАТАЛИТИЧЕСКИХ МАТЕРИАЛОВ
Рассмотрены вопросы нанесения высокотемпературных каталитически активних слоев на поверхности цилиндров и поршней ДВС методом микродугового оксидирования для обеспечения более полного сгорания топлива, снижения расхода топлива, нагарообразования и задымленности, содержания СО, NOx в продуктах
сгорания и, соответственно, повышения мощности двигателя.
Требования, предъявляемые в настоящее время к двигателям внутреннего сгорания, связаны с
неполным сгоранием топлива и, соответственно,
неизбежным образованием токсичных компонентов СО, NOx, сажи. При рассмотрении возможности улучшения экономических и экологических
параметров работы существующих ДВС, такие величины как давление и температура в цилиндре, а
так же конструктивные характеристики двигателей
практически неизменны. Одной из возможностей
улучшения показателей ДВС может быть использование катализа непосредственно в камерах сгорания (КС).
Скорость сгорания распыленного жидкого топлива в двигателе зависит от химической реакции
окисления, физических процессов испарения и
диффузии. Как и во всякой химической реакции,
скорость горения определяется изменением во времени концентрации реагирующих веществ или образующихся продуктов реакции. Характеристикой
реакционной способности топлива является константа скорости химической реакции (k), отражающая вероятность вступления в химическое
взаимодействие молекул окислителя и топлива при
их соударении в соответствии с уравнением Аррениуса:
k = k0 e-E/RT,
где k0 - максимальное значение константы скорости
химической реакции, зависящей от реакционной
способности топлива; E - энергия активации реагирующих веществ, кДж/моль; R - универсальная
газовая постоянная, R = 8,321 кДж/(моль.К); T абсолютная температура, К [1]. Реакция имеет
меcто только в том случае, если cоудаpение молекул происходит c энергией, достаточной для
pазpушения cтаpыx молекуляpныx связей. После
получения такой энергии внутренние связи в молекуле pазpушаютcя, и она cтановитcя готовой к образованию нового вещества.
Каталитическое сжигание резко отличается от
традиционных способов, так как окисление топлива может происходить на поверхности твёрдого
катализатора при уникально низких температурах 650-1200 К, что практически исключает образова-
ние оксидов азота в этом процессе. Существующие
катализаторы процессов сжигания углеводородных
топлив делятся на две группы: на основе благородных металлов, в основном Pd и Pt, и на основе оксидов переходных металлов (Мn, Со, Fe и др.), в
том числе сложного состава (шпинели, перовскиты,
гексаалюминаты). Определёнными перспективами
относительно обеспечения работоспособности при
высокой температуре, обладает семейство катализаторов на основе оксидов марганца с гранулированным алюмооксидным носителем. При этом образование высокотемпературных соединений оксидов Мn и А1 не только обеспечивает высокую термостабильность катализаторов, но и вносит существенный вклад в общую реакционную способность
катализатора [2].
Разработки авторов НТУ «ХПИ» в данном направлении позволяют выдвинуть гипотезу о возможности использования новых для ДВС физических и химических явлений для повышения качества сгорания топлив созданием на вентильных металлах покрытий сложными оксидами переходных
металлов в режимах микродугового оксидирования
(МДО). Проведенные исследования по проверке
гипотезы доказали ее адекватность. Установлена
возможность включения в состав покрытий на
сплавах алюминия оксидов марганца, кобальта и
других переходных металлов, которые, как известно, проявляют высокие каталитические свойства в
окислительно-восстановительных
гетерогенных
реакциях.
Системы покрытий Al|Al2O3·MnxOy, нанесенные на подложку из алюминия были испытаны как
активные материалы в процессе гетерофазного
беспламенного окисления бензола воздухом в проточном реакторе. Активность синтезированных
оксидных систем сравнивали с характристиками
традиционного каталитического контакта на шамоте SiO2·Al2O3|Pd (содержание палладия до 5 %),
полученного путем пропитки пористого керамического носителя солями палладия с последующим
термолизом и многократным обжигом и восстановлением в среде водорода. Значение температуры
зажигания (Tз) реакции на Al|Al2O3∙MnxOy в 2–3
 М.В. Ведь, Н.Д. Сахненко, Е.В. Богоявленская, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
109
Экологизация ДВС
раза ниже в сравнении с Tз на контакте
SiO2·Al2O3|Pd, а глубина окисления бензола, определяемая количеством образующегося CO2, при
температуре, например, 300 ºC в 5,5 раз выше. Следует отметить, что в отсутствие катализаторов температура зажигания составляет 500–600 ºC, причем
процесс окисления в воздушной среде сопровождается образованием токсичных оксидов азота. Поэтому при повышении температуры в зоне реакции
разница в эффективности исследованных материалов уменьшается, однако даже при T = 500 ºC показатели
покрытия
смешанными
оксидами
превышают
характеристики
Al|Al2O3·MnxOy
SiO2·Al2O3|Pd вдвое.
Полученные при испытаниях результаты
(табл. 1) показывают, что МДО покрытия смешанными оксидами являются более эффективными
катализаторами окисления бензола в сравнении с
материалами даже на основе благородных металлов. При этом, по нашему мнению, очень важной
характеристикой материала является температура
зажигания реакции, поскольку при ее понижении
не образуются токсичные оксиды азота, что и наблюдается при испытаниях систем Al|Al2O3·MnxOy,
в отличие от традиционных контактов с достаточно
высокой Tз (см. табл. 1).
Можно заключить, что синтезированные системы являются эффективными катализаторами для
процессов дожигания углеводородов, преобразования монооксида углерода в диоксид, а также обезвреживания газовых выбросов транспорта и промышленных предприятий от несгоревших углеводородов и токсичных компонентов [3, 4].
Каталитическую активность покрытий смешанными оксидами Al|Al2O3·MnxOy исследовали не
только в реакциях окисления, но и в гетерогенных
реакциях неселективного (водородом) и селективного (аммиаком) восстановления оксидов азота по
схеме:
NO (NO2) + 3H2 ↔ N2 + 3H2O,
NO (NO2) + 2NH3 ↔ 2N2 + 3H2O.
Таблица 1. Характеристики процесса окисления бензола при w = 20000 ч-1
Материал
SiO2·Al2O3|Pd
Al|Al2O3·MnxOy
Al|Al2O3·MnxOy
Al|Al2O3·MnxOy
Содержание активного компонента, % масс.
Температура
зажигания
Tз, ºC
5
95
75
55
400
157
170
180
Для сравнения использовали данные, полученные при испытаниях нанесенных платиновых
катализаторов. Результаты эксперимента (табл. 2)
свидетельствуют, что независимо от природы газавосстановителя, степень превращения оксидов азота и температурные интервалы реакции на системе
Al|Al2O3·MnxOy сопоставимы с параметрами платиновых катализаторов. При этом следует отметить, что эффективность смешанных оксидных
систем в неселективном процессе все же выше, чем
T=500 ºC
Выход CO2, %
72
85
81
78
Содержание NOx,
мг/м3
6,7
–
–
–
в реакции с участием аммиака. Приведенные результаты позволяют утверждать, что синтезированные смешанные оксидные системы могут оказаться весьма эффективными каталитическими материалами для восстановления оксидов азота [5, 6].
Тем более, что способ их получения в одностадийном процессе на металлическом носителе создает
условия для эффективной реставрации каталитического слоя и регенерации его активности по мере
износа.
Таблица 2. Тестирование каталитических материалов в реакциях неселективного (H2) и селективного
(NH3) восстановления оксидов азота
Степень восстановления NOx, %
Интервал рабочих температур, °C
Покрытие
H2
NH3
H2
NH3
98
98
100–150
150
Al2O3Pt (0,1 %)
96
92
120–160
200
AlAl2O3,MnxOy (95 %)
Таким образом, экспериментально установлен
факт незначительного отличия каталитической активности
смешанных
оксидных
покрытий
110
ISSN 0419-8719
Al|Al2O3·MnxOy в модельных окислительновосстановительных реакциях от свойств контактов
на основе платины и палладия. Разработанные тех-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Экологизация ДВС
нологии могут быть использованы при создании
новых материалов для гетерогенного катализа и в
экотехнологиях.
трохимический синтез катализаторов очистки газовых
выбросов от оксидов азота / Н.Д. Сахненко, М.В. Ведь,
Е.В. Богоявленская, и др. // Гальванотехника и обработка поверхности. – М.: РХТУ, 1993. – Т. 1. – № 1. – С. 53 –
55.
Список литературы:
1. Гардинер У. Химия горения / [Гардинер У., ДиксонЛьюис Г., Целнер Р. И др.] пер. с англ. : под ред. У. Гардинера – М. : Мир, 1988.- 464 с., 2. Пармон, В. Н. Применение каталитических камер сгорания в газотурбинных
установках децентрализованного энергоснабжения / В.
Н. Пармон, 3. Р. Исмагилов, О. Н. Фаворский, А. А. Белоконь, В. М. Захаров // Вестник Российской академии наук.-,
2007.- том 77.- № 9, с. 819-830; 3. Стайлз Э.Б. Носители и
нанесеные катализаторы: теория и практика. / Под ред.
Слинкина А.А. – М.: Химия, 1991. – 240 с.; 4. Пат.
23824А Україна, МКІ B 01 J 37/02. Спосіб одержання
ката-лізатора відновлення оксидів азоту на основі неблагородних металів / М.Д. Сахненко, М.В. Ведь,
І.І. Степанова, О.В. Богоявленська,; заявник і власник
патенту НТУ „ХПІ”. – №97052097; заявл. 06.05.97;
опубл. 16.06.98, Бюл. № 4.; 5. Электрохимический синтез
каталитически активных систем / Т.Н. Байрачная,
Т.А. Ненастина, Е.В. Богоявленская и др. / Сборник тезисов докладов Всерос. конф. с междунар. участием
„Каталитические технологии защиты окружающей
среды для промышленности и транспорта”.– СПб, 1114 декабря 2007.– С. 151–153.; 6. Сахненко Н.Д. Элек-
Bibliography (transliterated):
1. Gardiner U. Himija gorenija / [ Gardiner U., Dikson-L'juis G.,
Celner R. I dr. ] per. s angl. : pod red. U. Gardinera – M. : Mir,
1988.- 464 s., 2. Parmon, V. N. Primenenie kataliticheskih kamer
sgoranija v gazoturbinnyh ustanovkah decentralizovannogo
jenergosnabzhenija / V. N. Parmon, 3. R. Ismagilov, O. N. Favorskij,
A. A. Belokon', V. M. Zaharov // Vestnik Rossijskoj akademii nauk.-,
2007.- tom 77.- № 9, s. 819-830; 3. Stajlz Je.B. Nositeli i
nanesenye katalizatory: teorija i praktika. / Pod red. Slinkina A.A. –
M.: Himija, 1991. – 240 s.; 4. Pat. 23824A Ukraїna, MKІ B 01 J
37/02. Sposіb oderzhannja kata-lіzatora vіdnovlennja oksidіv azotu
na osnovі neblagorodnih metalіv / M.D. Sahnenko, M.V. Ved', І.І.
Stepanova, O.V. Bogojavlens'ka,; zajavnik і vlasnik patentu NTU
„HPІ”. – №97052097; zajavl. 06.05.97; opubl. 16.06.98, Bjul. № 4.;
5. Jelektrohimicheskij sintez kataliticheski aktivnyh sistem / T.N.
Bajrachnaja, T.A. Nenastina, E.V. Bogojavlenskaja i dr. / Sbornik
tezisov dokladov Vseros. konf. s mezhdunar. uchastiem
„Kataliticheskie tehnologii zashhity okruzhajushhej sredy dlja
promyshlennosti i transporta”.– SPb, 11-14 dekabrja 2007.– S. 151–
153.; 6. Sahnenko N.D. Jelektrohimicheskij sintez katalizatorov
ochistki gazovyh vybrosov ot oksidov azota / N.D. Sahnenko, M.V.
Ved', E.V. Bogojavlenskaja, i dr. // Gal'vanotehnika i obrabotka
poverhnosti. – M.: RHTU, 1993. – T. 1. – № 1. – S. 53 – 55.
Поступила в редакцию 06.06.2013
Ведь Марина Владимировна - доктор техн. наук, профессор кафедры интегрированных технологий, процессов и
аппаратов Национального технического университета «Харьковский политехнический институт».
Сахненко Николай Дмитриевич – доктор техн. наук, профессор кафедры физической и коллоидной химии Национального технического университета «Харьковский политехнический институт».
Богоявленская Елена Владимировна – канд. техн. наук, научный сотрудник кафедры физической и коллоидной
химии Национального технического университета «Харьковский политехнический институт».
ОРГАНІЗАЦІЯ РОБОЧОГО ПРОЦЕСУ В КАМЕРІ ЗГОРЯННЯ ДВЗ В ПРИСУТНОСТІ
КАТАЛІТИЧНИХ МАТЕРІАЛІВ
М.В. Ведь, М.Д. Сахненко, О.В. Богоявлінська
Розглянуто питання нанесення високотемпературних каталітично активних шарів на поверхні циліндрів і поршнів
ДВЗ методом мікродугового оксидування для забезпечення більш повного згоряння палива, зниження витрат палив,
нагароутворення і задимленості, вмісту СО, NOx в продуктах згоряння і, відповідно, підвищення потужності двигуна.
ORGANIZATION OF THE WORKING PROCESS IN THE COMBUSTION CHAMBER OF ICE WITH A
CATALYTIC MATERIALS
M.V. Ved, N.D. Sahnenko, E.V. Bogojavlenskaja
Considered the issues of application of high-temperature catalytically active layers on the surface of the cylinder and piston
internal combustion engine by microarc oxidation to ensure more complete combustion of fuels, reduce races progress fuels,
carbon formation and smoke, CO and NOx in flue gases and accordingly increase the engine power.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
111
Технология производства ДВС
УДК 621.43.016.4
В.В. Шпаковский
ВНЕДРЕНИЕ ПОРШНЕЙ С КОРУНДОВЫМ СЛОЕМ ПРИ РЕМОНТЕ ДИЗЕЛЕЙ
ТЕПЛОВОЗОВ ЧМЭ-3
В статье приводится анализ результатов расхода топлива при эксплуатационных испытаниях маневровых
тепловозов с серийными поршнями и модернизированного тепловоза с установленными в дизель поршнями с
корундовым слоем. Анализ работы тепловозов в 2005-2010 годах показал, что среднегодовой расход топлива
на 1 км пробега тепловозом с серийными поршнями превышает расход топлива тепловозом с поршнями с
корундовым слоем. Приведены результаты расчёта количества топлива, сэкономленного тепловозом с поршнями с корундовым слоем, по сравнению с количеством топлива, которое было бы израсходовано тепловозом с
серийными поршнями.
На основании результатов эксплуатационных
испытаний оценена эффективность модернизации
дизелей маневровых тепловозов установкой поршней с корундовым слоем.
Согласно решению НТС и Экспертного совета
«Укрзалізниці», протокол №2 от 29 октября 1992 г.,
в феврале 1993 г. при проведении текущего ремонта ТР-3 в локомотивном депо «ХарьковСортировочный» для выполнения ресурсных испытаний в дизель тепловоза ЧМЭ-3 №6830 были установлены экспериментальные поршни с корундовым слоем. На заседании технического совета по
Главному управлению локомотивного хозяйства
«Укрзалізниці» 25.12.2012 г. было отмечено, что за
период эксплуатации тепловоза с 01.03.1993 г. по
20.12.2011 г. текущий ремонт тепловоза проводился семь раз:
-ТР-2 - в ноябре 1994 года;
-ТР-3 - в марте 1997 года;
-ТР-3П - в ноябре 1999 года;
-ТР-3 - в сентябре 2002 года;
-ТР-3 - в декабре 2005 года;
-ТР-3 - в сентябре 2008 года;
-ТР-3 - в декабре 2011 года.
При проведении текущих ремонтов производились осмотры и замеры параметров цилиндропоршневой группы. Повреждений деталей цилиндропоршневой группы не выявлено и их замена не
проводилась.
20 декабря 2011 г. в локомотивном депо
«Харьков-Сортировочный» при проведении ТР-3
осуществлен осмотр с измерением параметров цилиндропоршневой группы дизеля тепловоза ЧМЭ-3
- №6830. По результатам осмотра и измерений установлено, что на донышках поршней с корундовым слоем практически не было нагара. За время
эксплуатации поршней в зоне контакта с гильзами
корундовый слой частично износился (рис.1).
По результатам осмотра и измерений поршней
и гильз - поршни установлены в дизель для дальнейшей эксплуатации, а гильзы второго и пятого
цилиндров заменены на новые.
Поршни с корундовым слоем отработали без
замены с марта 1993 года по декабрь 2012 года. В
январе 2013 г. тепловоз направлен в ПрАТ «Днепропетровский ТРЗ» для проведения капитального
ремонта КР-2.
За период эксплуатации с марта 1993 года по
декабрь 2012 года:
1.Максимальная интенсивность износа гильз
цилиндров дизеля с корундированными поршнями
на тепловозе ЧМЭ-3 №6830 составила 0,0108 мм в
год, а среднегодовая интенсивность износа составила 0,00708 мм.
2.Максимальная интенсивность износа гильз
цилиндров дизеля с серийными поршнями тепловоза ЧМЭ-3 №6835 составила 0,078 мм в год, а среднегодовая за 5-7 лет эксплуатации - 0,043 мм.
3.Максимальная интенсивность износа гильз
цилиндров двигателя тепловоза ЧМЭ-3 №6830,
оснащенного поршнями с корундовым слоем, в
среднем в 7 раз ниже, чем интенсивность износа
гильз цилиндров дизеля тепловоза ЧМЭ-3 №6835,
оборудованного серийными поршнями.
Ориентировочно годовой экономический эффект от применения поршней с корундовым слоем
на 1 тепловозе составил 250 тыс. грн.
Улучшение эффективности работы дизеля [1]
получено не только за счет увеличения ресурса
[2,3,4] и снижения механических потерь в цилиндропоршневой группе дизеля [5], но и за счёт улучшения процесса сгорания топлива в камере сгорания [6], о чём свидетельствует снижение выброса
твёрдых частиц [7] и отсутствие нагара на донышках поршней после длительной эксплуатации
(рис.2).
В 2011 г. проведен анализ работы тепловоза
ЧМЭ3 № 6830, оснащенного поршнями с корундовым слоем, и тепловозов, оснащенных стандартными поршнями, работающих примерно в одинаковых условиях и с практически одинаковым годовым пробегом.
 В.В. Шпаковский, 2013
112
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Технология производства ДВС
а)
б)
в)
г)
Рис.1. Поршень первого цилиндра в процессе наработки:
а – Новый поршень, 1993 г.; б – 2005 г., наработка 97680 моточасов;
в – 2009 г., наработка 114676 моточасов; г – 2012 г., наработка 125 тыс.моточасов
б)
а)
Рис.2. Нагар на донышках корундированного и серийного поршней:
а – корундированный поршень (наработка 125 тыс.моточасов);
б) серийный поршень (наработка 36,252 тыс. моточасов)
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
113
Технология производства ДВС
Расход топлива и пробег тепловозов за каждый месяц работы учитывается формой ТХО-5. На
основании данных ТХО-5 приведены результаты
расхода топлива и километраж пробега указанных
тепловозов по годам за 2005 – 2010 г (табл. 1).
Таблица 1. Расход топлива и километраж пробега тепловозов по журналам учёта работы тепловозов
год
Расход топл. кг
Пробег, км
Расход топл. кг
Пробег, км
Расход топл.,кг
Пробег, км
Расход топл.,кг
2005
50245
26426
85690
31976
-
2006
70707
35981
91215
33460
-
2007
69738
36336
56350
21474
76473
36398
-
2008
73567
38683
80194
31165
96145
40750
96190
2009
161792
72848
97585
38043
-
2010
142079
66740
96716
34736
-
Пробег, км
-
-
-
37778
-
-
ЧМЭ3
5833
ЧМЭ3
6835
Расход топл. кг
Пробег, км
Расход топл. кг
Пробег, км
-
-
81616
37203
88555
26230
79530
56149
60046
18336
-
-
ЧМЭ3
7321
ЧМЭ3
7323
Расход топл. кг
Пробег, км
Расход топл.,кг
Пробег, км
-
-
144689
33639
102594
37136
161776
38827
94180
34746
-
-
ЧМЭ3
6830
ЧМЭ3
4384
ЧМЭ3
5820
ЧМЭ3
5822
С 2005 г. по 2008 г. тепловозы работали на хозяйственных работах, а с 2008 г тепловоз №5833, и с
2009 г. тепловоз №6830 переведены для работы на
горке, поэтому их пробег увеличился.
В 2005 – 2006 г. пробег тепловозов с поршнями
с корундовым слоем и с серийными поршнями был
практически одинаков, а расход топлива тепловозов
с серийными поршнями был больше.
Из таблицы 2 видно, что среднегодовой расход топлива на 1 км пробега тепловозов с серийными поршнями выше, чем расход топлива тепловозом с поршнями с корундовым слоем (рис.3).
Становится очевидным, что при пробеге 35
тыс. км лучший тепловоз с серийными поршнями
расходует топлива на 10,437 тонны больше, чем тепловоз с поршнями с корундовым слоем. Безусловно, такое сравнение расхода топлива не совсем корректно, так как тепловозы имеют разную наработку
после ТР-3, работают с разной нагрузкой, разное
время простоя и дистанции пробегов на определенных операциях разные и так дальше. Однако и такая
оценка позволяет, в какой-то мере, оценить эффективность работы дизеля и сделать вывод, что установка поршней с корундовым слоем в дизели маневровых тепловозов значительно снижает расход топлива маневровыми тепловозами ЧМЭ-3.
Таблица 2. Фактический среднегодовой удельный расход топлива тепловозами ЧМЭ3 в кг на км
пробега (по 2008 г.)
№ тепл.
2005
2006
2007
2008
2009
2010
Расход на 35 тыс км
6830
4384
5820
5822
5833
6835
7321
7323
1,9013
2,679
1,9651
2,7261
1,9193
2,6241
2,101
1,9018
2,5732
2,359
2,3396
2,2
3,2748
4,1666
2,7105
2,22
2,565
2,1288
2,7843
66,563 тонны
90,062 (23,499)
82,565 (16,002)
81,886 (15,323)
77 (10,437)
114,618 (48,055)
145,831 (79,268)
94,8675 (28,3045)
2,1938
3,3761
4,301
2,16265
В скобках указан перерасход топлива серийными тепловозами при пробеге 35 тыс.км.
Технический совет по Главному управлению
локомотивного хозяйства 25.12.2012 г. постановил:
«Учитывая положительные результаты испытаний
поршней с корундовым покрытием, Технический
совет считает целесообразным рекомендовать же-
114
ISSN 0419-8719
лезным дорогам поршни с корундовым слоем для
широкого внедрения при выполнении тепловозам
текущего ремонта ТР-3 и капитальных ремонтов».
Выводы
Установка поршней с корундовым слоем в ди-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Технология производства ДВС
зели маневровых тепловозов позволяет значительно
повысить эффективность работы дизелей и снизить
потребление топлива маневровыми тепловозами
ЧМЭ-3.
Шпаковский // Зб. наук праць УкрДАЗТ. 2012, Вип.132. –
С. 149-155. 5. Парсаданов И.В. Влияние гальваноплазменной обработки поверхности поршня на механические
потери в автотракторном дизеле / И.В. Парсаданов,
В.В. Шпаковский, И.Н. Карягин, С.Ю.Белик // Вестник
НТУ «ХПИ»: Сб. научн. трудов. Тем. вып. «Транспортное машиностроение». – 2010. – Вып. 38. – С. 88-91. 6. .
Марченко А.П. Влияние корундового слоя на рабочих
поверхностях поршней на процесс сгорания в ДВС/ А.П.
Марченко, В.В. Шпаковский // Двигатели внутреннего
сгорания. – 2011. - №2. – С. 24-28. 7. Парсаданов И.В.
Оценка влияния гальваноплазменного покрытия поршня
на выбросы твёрдых частиц с отработавшими газами
дизеля / И.В. Парсаданов, А.П. Поливянчук // Двигатели
внутреннего сгорания. – № 2. – 2009. – С. 97–100.
Bibliography (transliterated):
Рис.3. Среднегодовой удельный расход топлива тепловозами ЧМЭ3 в кг на км пробега
Список литературы:
1. Марченко А.П. Эффективные показатели модернизированного тепловозного дизеля в процессе длительной
эксплуатации / А.П. Марченко, В.В. Шпаковский, О.Ю.
Линьков // Вестник НТУ «ХПИ»: Сб. научн. трудов. Тем.
вып. «Транспортное машиностроение». - 2012. –Вып. 19.
– С. 113-117. 2. Марченко А.П. Повышение ресурса работы гильз цилиндров дизеля К6S310DR / А.П. Марченко,
В.В. Шпаковский // Двигатели внутреннего сгорания. –
2012. - №1. – С. 116-119. 3. Шпаковский В.В. Результаты исследований износа кольцевых перемычек поршней с
корундовым поверхностным слоем дизеля тепловоза
ЧМЭ-3 / В.В. Шпаковский // Двигатели внутреннего сгорания. – 2012. - №2. – С. 132-136. 4. Шпаковский В.В.
Результаты 19-летних эксплуатационных испытаний
поршней с корундовым слоем тепловоза ЧМЭ-3 / В.В.
1. Marchenko A.P. Jeffektivnye pokazateli modernizirovannogo
teplovoznogo dizelja v processe dlitel'noj jekspluatacii / A.P.
Marchenko, V.V. Shpakovskij, O.Ju. Lin'kov // Vestnik NTU «HPI»:
Sb. nauchn. trudov. Tem. vyp. «Transportnoe mashinostroenie». 2012. –Vyp. 19. – S. 113-117. 2. Marchenko A.P. Povyshenie resursa
raboty gil'z cilindrov dizelja K6S310DR / A.P. Marchenko, V.V.
Shpakovskij // Dvigateli vnutrennego sgoranija. – 2012. - №1. – S.
116-119. 3. Shpakovskij V.V. Rezul'taty issledovanij iznosa kol'cevyh
peremychek porshnej s korundovym poverhnostnym sloem dizelja
teplovoza ChMJe-3 / V.V. Shpakovskij // Dvigateli vnutrennego
sgoranija. – 2012. - №2. – S. 132-136. 4. Shpakovskij V.V. Rezul'taty
19-letnih jekspluatacionnyh ispytanij porshnej s korundovym sloem
teplovoza ChMJe-3 / V.V. Shpakovskij // Zb. nauk prac' UkrDAZT.
2012, Vip.132. – S. 149-155. 5. Parsadanov I.V. Vlijanie
gal'vanoplazmennoj
obrabotki
poverhnosti
porshnja
na
mehanicheskie poteri v avtotraktornom dizele / I.V. Parsadanov, V.V.
Shpakovskij, I.N. Karjagin, S.Ju.Belik // Vestnik NTU «HPI»: Sb.
nauchn. trudov. Tem. vyp. «Transportnoe mashinostroenie». – 2010.
– Vyp. 38. – S. 88-91. 6. . Marchenko A.P. Vlijanie korundovogo
sloja na rabochih poverhnostjah porshnej na process sgoranija v
DVS/ A.P. Marchenko, V.V. Shpakovskij // Dvigateli vnutrennego
sgoranija. – 2011. - №2. – S. 24-28. 7. Parsadanov I.V. Ocenka
vlijanija gal'vanoplazmennogo pokrytija porshnja na vybrosy
tvjordyh chastic s otrabotavshimi gazami dizelja / I.V. Parsadanov,
A.P. Polivjanchuk // Dvigateli vnutrennego sgoranija. – № 2. – 2009.
– S. 97–100.
Поступила в редакцию 12.05.2013
Шпаковский Владимир Васильевич – доктор техн. наук, доцент, старший научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, E-mail: [email protected]
ВПРОВАДЖЕННЯ ПОРШНІВ З КОРУНДОВИМ ШАРОМ ПРИ РЕМОНТІ ДИЗЕЛІВ ТЕПЛОВОЗІВ ЧМЕ-3
В.В. Шпаковський
У статті приводиться аналіз результатів витрати палива при експлуатаційних випробуваннях маневрових тепловозів із серійними поршнями й модернізованим тепловозом із установленими в дизель поршнями з корундовим шаром.
Аналіз роботи тепловозів в 2005-2010 роках показав, що середньорічна витрата палива на 1 км пробігу тепловозом із
серійними поршнями перевищує витрату палива тепловозом з поршнями з корундовим шаром. Наведено результати
розрахунку кількості палива, зекономленого тепловозом з поршнями з корундовим шаром, у порівнянні з кількістю палива, що було б витрачене тепловозами із серійними поршнями.
INTRODUCTION OF PISTONS WITH CORUNDUM LAYER AT REPAIR OF DIESEL ENGINES
OF DIESEL LOCOMOTIVES CHME-3
V.V. Shpakovsky
In paper the analysis of results of a fuel consumption during the exploitation tests of maneuvering diesel locomotives with
serial pistons and the modernized diesel locomotive with the corundum layer pistons was made. The analysis of work of diesel
locomotives in 2005-2010 has shown, that the mid-annual fuel rate on 1 km of run by the diesel locomotive with serial pistons
exceeds a fuel rate the diesel locomotive with pistons with corundum a layer. Results of calculation of quantity of the fuel saved by
the diesel locomotive with pistons with corundum layer, in comparison with quantity of fuel which would be spent by the diesel
locomotive with serial pistons are resulted.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
115
Эксплуатация ДВС
УДК 621.431
А.А. Сирота, Н.И. Радченко
ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ И СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
НА ТЕМПЕРАТУРУ НАДДУВОЧНОГО ВОЗДУХА НА ВХОДЕ В ЦИЛИНДРЫ
СУДОВЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Аналитическим путем на основе известных и собственных эмпирических соотношений получены зависимости, устанавливающие связь температуры наддувочного воздуха на входе в цилиндры двигателя, температуры воздуха на входе в турбокомпрессор и после него, а также воды на входе в охладитель наддувочного
воздуха. Проведен анализ влияния температуры воздуха на входе в турбокомпрессор и охлаждающей воды
на температуру наддувочного воздуха на входе в цилиндры двигателя для традиционного схемного решения
системы охлаждения наддувочного воздуха забортной водой и вариантов охлаждения воздуха после турбокомпрессора и на его всасывании с помощью холодильной машины. При этом использованы зависимости
между температурой забортной воды и наружного воздуха, полученные в результате обобщения данных
для разных районов Мирового океана.
Введение
Термодинамическая эффективность судовых
дизелей снижается с повышением температуры
наддувочного воздуха и воздуха на всасывании
турбокомпрессора (ТК). При высоких температурах наружного воздуха, соответственно, воздуха в
машинном отделении (МО) и на входе дизелей Тн, а
также охлаждающей забортной воды охладители
наддувочного воздуха (ОНВ) не обеспечивают охлаждения воздуха на входе в цилиндры, которое
могло бы нивелировать повышение температуры
Тн , что приводит к снижению эффективного КПД и
возрастанию удельного расхода топлива bе . Поиски путей решения проблемы ухудшения термодинамической эффективности судовых дизелей при
плавании судов в южных широтах обусловили
предложение ряда схемных решений систем охлаждения на базе холодильных машин [1–5]. Оценка
эффективности их применения по сравнению с
традиционными системами охлаждения наддувочного воздуха забортной водой, включая и системы
с промежуточным контуром пресной воды, невозможна без учета влияния на температуру Тs воздуха на входе в цилиндры двигателя температур наружного воздуха (воздуха в МО на входе дизелей
Тн) и охлаждающей воды на входе ОНВ Тw1 , меняющихся в ходе эксплуатации судна в разных широтах, эффективности самих ОНВ при разных
схемных решениях систем охлаждения. Известные
же эмпирические зависимости, полученные для
традиционной системы охлаждения наддувочного
воздуха забортной водой и, как правило, для судовых дизелей малой мощности [6, 7], ограничивают
возможность их применения для оценки эффективности разных схемных решений систем охлаждения, в том числе и с использованием холодильных
машин [1–5].
Целью исследования является получение зависимостей, устанавливающих связь температуры
 А.А. Сирота, Н.И. Радченко, 2013
ISSN 0419-8719
116
наддувочного воздуха на входе в цилиндры, воздуха на входе в ТК и после него, воды на входе в
ОНВ, позволяющих оценивать влияния эксплуатационных факторов и схемного решения системы
охлаждения воздуха на термодинамическую эффективность судовых дизелей.
Анализ полученных результатов
Связь температуры наддувочного воздуха на
входе в цилиндры двигателя Тs, воздуха на входе в
ТК наддува Тн, в конце процесса сжатия в компрессоре Тк и температуры воды на входе в охладитель
наддувочного воздуха (ОНВ) Тw1 может быть установлена с помощью зависимостей, приведенных в
работе [8]:
Е = (Tк -Т s )/(Tк -Т н ) ,
(1)
а также
 = (Tк -Т s )/(Tк -Т w1 ) ,
(2)
где Е и σ – степень охлаждения воздуха и степень
отдачи теплоты в ОНВ.
Температуру Тк можно определить по известному выражению
(3)
Т к = Т н [1 + (π 0,286
- 1) / ηk ] ,
k
которое с высокой степенью точности апроксимируется зависимостью вида [5]
0,609 - 0,34 ηk
Т s = Т нηk0,05  π k
,
(4)
где ηk и πk – соответственно, КПД и степень повышения давления в компрессоре.
Используя выражения (2) и (4), путем несложных преобразований можно получить зависимость
вида
- 0,34 ηk
Т s = Т нηk0,05  π 0,609
·(1 - σ ) + σ ·Tw1 . (5)
k
С целью дальнейшего анализа влияния температур Тн и Тw1 на величину Ts установим связь между степенью отдачи теплоты σ в ОНВ и степенью
охлаждения воздуха Е в виде
  k  E ,
(6)
где kσ – коэффициент связи величин σ и Е.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Эксплуатация ДВС
В реальных двигателях величина Е всегда
меньше единицы и для предельно эффективной
рекуперативной системы охлаждения может составлять Е = 0,82 [2]. Обычно применяют компактные системы охлаждения, в которых степень охлаждения составляет Е = 0,7…0,8 [3, 8, 9].
Выражение для коэффициента связи kσ представим в виде произведения коэффициентов влияния
k σ  kTн  k πk  k ηk ,
(7)
0,6…0,8) величина kσ изменяется в пределах
0,84…0,975.
Дальнейший анализ проведен с использованием зависимости между температурой забортной
воды Тзв = Тw1 и температурой наружного воздуха
Тнв, полученной в результате обобщения данных,
представленных в работе [10] для различных районов Мирового океана (рис. 2), в виде
1, 077 0 , 0035tн.в.
t з.в.  tн.в.
°C.
(11)
где kTн , kk , и kk – соответственно, коэффициенты
влияния на величину kσ температуры воздуха Тн на
входе в компрессор, степени повышения давления
в компрессоре πk и КПД компрессора ηk.
Для определения указанных коэффициентов
влияния нами предложены эмпирические зависимости, полученные на основании многочисленных
расчетов:
kTн  Tн0,1870,000647Tн ,
(8)
k π k  (π k  1) 0,57lnTн 3,23 ,
(9)
k ηk  (1,6  η k )1,3(10,00036Tн )lnπk 0,0093Tн 2,6 . (10)
Результаты расчета коэффициента связи kσ согласно (7)–(10) представлены на рис. 1.
Рис. 1. Зависимость коэффициента связи kσ
от температуры воздуха на входе в компрессор Тн
и параметров процесса сжатия
В рассмотренном диапазоне изменения температуры воздуха на входе в компрессор (Тн =
303…323 К), степени повышения давления в компрессоре (πk = 2…4) и КПД компрессора (ηk =
ISSN 0419-8719
Рис. 2. Взаимосвязь температуры наружного воздуха tн.в. и температуры забортной воды tз.в.
в различных частях Мирового океана [10]
Для предварительной оценки влияния эксплуатационных факторов (Тн, Тw1, ηk, πk) на величину Ts рассмотрены три варианта схемного решения
системы охлаждения наддувочного воздуха (рис.
3): традиционная схема (схема а) с охлаждением
воздуха после компрессора забортной водой в охладителе наддувочного воздуха (ОНВ), схема с
использованием холодильной машины (ХМ) для
охлаждения промежуточного теплоносителя на
входе в ОНВ (схема б) и схема с предварительным
охлаждением наружного воздуха с помощью ХМ в
охладителе предварительного охлаждения воздуха
(ОПОВ) и традиционным ОНВ (схема в).
На рис. 4 представлены некоторые результаты
выполненных расчетов.
Учитывая, что при эксплуатации судов в различных районах плавания наблюдается изменение
температуры наружного воздуха и забортной воды
в одном направлении согласно зависимости (11), их
одновременный рост приводит к увеличению температуры Ts, а значит негативно сказывается на
эффективности работы главных и вспомогательных
двигателей.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
117
Эксплуатация ДВС
TH
be
К
ТK
ОНВ
TS
Д
TW1=TЗВ
а)
Ne
б)
в)
Рис. 3. Схемные решения системы охлаждения наддувочного воздуха:
а - традиционная схема системы охлаждения; б и в - схемы с использованием холодильной машины
Так, рост величины Тн на 20К приводит к увеличению температуры Ts с 339 до 360 К, т.е. на
21К, при значении степени охлаждения воздуха Е =
0,75 и с 329 до 350 К при значении Е = 0,82 (схема а). Таким образом, изменение величины Е практически не влияет на изменение Ts. В среднем повышению температуры Тн на 1 К соответствует
также повышение температуры Ts на 1 К.
При охлаждении наддувочного воздуха с помощью ХМ (например, согласно схеме б) эффективность охлаждения (∆Тs /∆Тw1) в среднем составляет 0,65…0,75, т.е. понижение температуры Тw1 на
1 К соответствует также понижению температуры
Ts на 0,65…0,75 К независимо от значения степени
охлаждения воздуха Е.
Практически такие же результаты получены и
при охлаждении наддувочного воздуха с помощью
ХМ на входе в компрессор с использованием
ОПОВ (схема в). В этом случае эффективность охлаждения ∆Тs /∆Тн составляет около 0,75 и также не
зависит от величины Е.
Таким образом, схемное решение системы охлаждения наддувочного воздуха судовых двигателей незначительно влияет на эффективность его
охлаждения ∆Тs /∆Тw1 и ∆Тs /∆Тн.
118
ISSN 0419-8719
Рис. 4. Зависимость температуры воздуха
на входе в цилиндры двигателя Ts от изменения
температур воздуха на входе в компрессор Тн
и охлаждающей воды Тw1 для разных схем системы
охлаждения
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Эксплуатация ДВС
Полученные зависимости (5)–(11) позволяют
определять изменение температуры Ts в зависимости от температурных параметров окружающей
среды (tн.в., tз.в.), характеристик компрессорной ступени агрегата наддува и схемного решения системы охлаждения циклового воздуха судовых дизелей.
Заключение
Аналитическим путем получены зависимости,
устанавливающие связь температуры воздуха на
входе в цилиндры двигателя, воздуха на входе в
наддувочный турбокомпрессор и после него, а также температуры воды на входе в охладитель наддувочного воздуха. При этом использованы зависимости между температурами забортной воды и
наружного воздуха, полученные в результате
обобщения данных для разных районов Мирового
океана.
Проведен анализ влияния температуры воздуха на входе в турбокомпрессор и охлаждающей
воды на температуру наддувочного воздуха на входе в цилиндры двигателя для традиционного схемного решения системы охлаждения наддувочного
воздуха после турбокомпрессора забортной водой
и вариантов охлаждения воздуха после турбокомпрессора и на его всасывании с использованием
холодильной машины.
Список литературы:
1. Андреев А.А. Охлаждение воздуха на входе главного
двигателя транспортного судна [Teкст] / А.А. Андреев,
Н.И. Радченко, А.А. Сирота // Авиационно-космическая
техника и технология. – 2013. – № 1 (98). – С. 66 – 70.
2. Андреев А.А. Сравнительная оценка охлаждения наддувочного воздуха главного судового дизеля с утилизацией его теплоты и забортной водой [Teкст] /
А.А. Андреев, Н.И. Радченко, А.А. Сирота // Авиационнокосмическая техника и технология. – 2013. – № 2 (99). –
С. 92–96. 3. Мошенцев Ю.Л. Охлаждение наддувочного
воздуха с использованием воздушной холодильной машины [Teкст] / Ю.Л. Мошенцев, Б.Г. Тимошевский, В.Д. Бао
//Авиационно-космическая техника и технология. – 2001.
-– №8 (23). − С. 90–92. 4. Радченко Р.Н. Охлаждение
воздуха на входе главного двигателя транспортного
судна [Teкст] / Р.Н. Радченко, Н.И. Радченко, Т. Бес,
А.А. Сирота // Авиационно-космическая техника и технология. – 2012. – № 10(97). – С.61–67. 5. Сирота А.А.
Исследование влияния температуры наружного воздуха
и забортной воды на температуру наддувочного воздуха
на входе в цилиндр судовых дизелей [Teкст] /
А.А. Сирота // Наукові праці ЧДУ ім. Петра Могили.
Серія «Техногенна безпека». − 2009. − № 98 (111) . − С.
20-26. 6. Аболешкин С.Е. Экспериментальная проверка
стабильности интегрального показателя технического
состояния главного судового двигателя [Teкст] /
С.Е. Аболешкин, Ю.В. Балыхин // Судовые энергетические установки: Научн.-техн. сб. – Одесса: ОНМА. –
2004. – Вып. 11. – С. 132–139. 7. Cуворов П.С. Управление режимами работы главных судовых двигателей
[Teкст] / П.С. Cуворов. – Одесса: ЛАТСТАР, 2000. – 238
с. 8. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых
и комбинированных двигателей [Teкст] / Д.И. Вырубов,
Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др. / Под ред. А.С. Орлина,
М.Г. Круглова. − М: Машиностроение, 1983. − 372 с.
9. Гольтраф И.С. Охлаждение воздуха в судовых дизелях
[Teкст]/ И.С. Гольтраф − Судостроение, 1967. − 140 с.
10. Хордас Г.С. Расчеты общесудовых систем: Справочник [Teкст] /Г.С. Хордас. − Л: Судостроение, 1983. −
440 с.
Bibliography (transliterated):
1. Andreev А.А. Ohlazhdenie vozduha na vhode glavnogo dvigatelja
transportnogo sudna [Tekst] / А.А. Andreev, N.I. Radchenko,
А.А. Sirota // Aviacionno-kosmicheskaja tehnika i tehnologija. – 2013.
– № 1 (98). – S. 66 – 70. 2. Andreev А.А. Sravnitelnaja ocenka ohlazhdenija nadduvochnogo vozduha glavnogo sudovogo dizelja s
utilizaciej ego teploty i zabortnoj vodoj [Tekst] / А.А. Andreev,
N.I. Radchenko, А.А. Sirota // Aviacionno-kosmicheskaja tehnika i
tehnologija. – 2013. – № 2 (99). – S. 92–96. 3. Moshencev J.L. Ohlazhdenije nadduvochnogo vozduha s ispolzovaniem vozdushnoj
holodilnoj machiny [Tekst] / J.L. Moshencev, B.G. Timoshevskij,
V.D. Bао // Aviacionno-kosmicheskaja tehnika i tehnologija. – 2001. -–
№8 (23). − S. 90–92. 4. Radchenko R.N. Ohlazhdenija vozduha na
vhode glavnogo dvigatelja transportnogo sudna [Tekst] /
R.N. Radchenko, N.I. Radchenko, T. Bes, А.А. Sirota // Aviacionnokosmicheskaja tehnika i tehnologija. – 2012. – № 10(97). – S. 61–67.
5. Sirota А.А. Issledovanie vlijanija temperatury naruzhnogo vozduha i zabortnoj vody na temperaturu nadduvochnogo vozduha na
vhode v cilindr sudovyh dvigatelei [Tekst] / А.А. Sirota // Naukovi
praci CDU im. Petra Mogyly. Serija «Tehnogenna bezpeka». −
2009. − № 98 (111) . − S. 20-26. 6. Aboleshkin S.Е. Eksperimentalnaja proverka stabilnosti integralnogo pokazatelja tehnicheckogo
sostojanija glavnogo sudovogo dvigatelja [Teкст] / S.Е. Aboleshkin,
J.V. Balyhin // Sudovye energeticheskie ustanovki: Nauchn.-tahn. sb.
– Odessa: ОNМА. – 2004. – Vyp. 11. – S. 132–139. 7. Suvorov P.S.
Upravlenie rezhimami raboty glavnyh sudovyh dvigatelej [Tekst] /
P.S. Suvorov. – Odessa: LАТSТАR, 2000. – 238 s. 8. Dvigateli vnutrennego sgorania: Teorija porshnevyh i kombinirovannyh dvigatelej
[Tekst] / D.I. Vyrubov, N.А. Ivaschenko, V.I. Ivin i dr. / Pod red. А.S.
Orlina, M.G. Kruglova. − М: Мashinostroenije, 1983. − 372 s. 9.
Goltraf I.S. Ohlazhdenije vozduha v sudovyh dizeljah [Tekst]/
I.S. Goltraf − Sudostroenije, 1967. − 140 s. 10. Hordas G.S. Raschety obschesudovyh sistem: Spravochnik [Tekst]/G.S. Hordas. −
L: Sudostroenije, 1983. − 440 s.
Поступила в редакцию 17.07.2013
Сирота Александр Архипович – канд. техн. наук, доцент, доцент кафедры экологической безопасности Черноморского государственного университета им. П. Могилы, Николаев, Украина
Радченко Николай Иванович – доктор техн. наук, профессор, заведующий кафедрой кондиционирования и рефрижерации Национального университета кораблестроения им. адмирала Макарова, Николаев, Украина, e-mail: [email protected]
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
119
Эксплуатация ДВС
ВПЛИВ ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ ФАКТОРІВ І СИСТЕМИ ОХОЛОДЖЕННЯ НА ТЕМПЕРАТУРУ
НАДДУВНОГО ПОВІТРЯ НА ВХОДІ В ЦИЛІНДРИ СУДНОВИХ ДИЗЕЛІВ
О.О. Сирота, М.І. Радченко
Аналітичним шляхом на основі відомих і власних емпіричних співвідношень отримані залежності, що встановлюють зв’язок температури наддувного повітря на вході в циліндри двигуна, температури повітря на вході в турбокомпресор і після нього, а також води на вході в охолоджувач наддувного повітря. Проведений аналіз впливу температури повітря на вході в турбокомпресор і охолоджуючої води на температуру наддувного повітря на вході в циліндри двигуна для
традиційного схемного рішення системи охолодження наддувного повітря забортною водою і варіантів охолодження
повітря після турбокомпресора та на його всмоктуванні за допомогою холодильної машини. При цьому використані
залежності між температурою забортної води та зовнішнього повітря, отримані в результаті узагальнення даних для
різних районів Світового океану.
INFLUENCE OF PERFORMANCE FACTORS AND COOLING SYSTEM ON THE TEMPERATURE OF BOOST
AIR AT THE INLET OF MARINE DIESEL ENGINE CYLINDERS
A.A. Sirota, N.I. Radchenko
The correlations revealing the dependence of boost air temperature at the inlet of diesel engine cylinders from the temperature of the boost air at the inlet and outlet of turbo compressor and also of the water at the inlet of air intercooler were received in
analytical way on the base of well-known and author’s empirical correlations. The influence of the air temperature at the inlet of
turbocharger and outlet temperature of cooling water from the intercooler upon the scavenge air temperature at the inlet of engine
cylinders for tradition scheme decision of scavenge air cooling system by sea water and the variants of cooling the air at the inlet
and outlet of turbocharger by cooling machine were investigated. The correlations for the dependence between sea water and
ambient air temperatures, received by treatment of data for various regions of the World ocean were used.
120
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
История двигателестроения, личности, юбилеи
УДК 621.43
И.В. Парсаданов
СТУДЕНЧЕСКИЕ ГОДЫ ГЛАВНОГО ИНЖЕНЕРА
Посвящается выдающемуся и талантливому инженеру, организатору производства, выпускнику кафедры
двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «ХПИ». Приведены сведения
из его биографии и архива университета.
В 2012 году исполнилось 100 лет со дня рождения Найша Моисея (Михаила) Наумовича, выдающегося и талантливого инженера, организатора
производства, лауреата Сталинской премии за усовершенствование конструкции и технологии танкового дизеля В-2, создание конвейерного производства танков, которые во многом обеспечили победу
над фашизмом в Великой Отечественной войне.
Этому событию посвящена прекрасная книга
«Главный инженер» [1], которая была издана в Луганске, городе, в котором длительное время на ведущем и крупнейшем тепловозостроительном заводе страны проводил технологическую и конструкторскую политику М.Н. Найш.
Из книги, в которой приведен автобиографический материал, воспоминания друзей и специалистов, близких к этому незаурядному человеку,
можно узнать, что родился Н.М. Найш в Харькове
в 1912 году. Здесь же в Харькове он получил высшее образование, окончив Харьковский Механикомашиностроительный институт (ныне Националь-
ный технический университет «Харьковский политехнический институт», (НТУ «ХПИ»)), защитив
диплом на кафедре двигателей внутреннего сгорания.
На кафедре двигателей внутреннего сгорания
всегда с большим почтением и вниманием относятся к своим выпускникам. И этот замечательный
юбилей Н.М. Найша не мог пройти незамеченным.
В архиве университета сохранились некоторые документы, связанные со временем учебы
Н.М. Найша в институте, и которые, скорее всего,
ранее не были известны его близким и друзьям.
Именно эти материалы легли в основу данной статьи.
Но в начале несколько фактов из биографии
М.Н. Найша, которые приведены в книге «Главный
инженер».
Получив образование техника электромеханика, с 1929 года Михаил Наумович работал в конструкторском бюро, которое проектировало котельную и теплосиловой цех одной из первых электростанций страны – «Эсхар».
С 1930 года Найш М.Н. работает на Харьковском паровозостроительном заводе (ХПЗ, сейчас
завод имени В.А.Малышева).
В 1931 году поступил на вечернее отделение
Харьковского
Механико-машиностроительного
института.
В 1933 году перевелся на дневное отделение
института недавно открывшейся кафедры двигатели внутреннего сгорания (кафедра была создана в
июле 1930 года, и ее первым заведующим был
профессор Цветков В.Т.).
Документы из архива НТУ «ХПИ»
Личное дело Найша Моисея Наумовича с
грифом «хранить постоянно» было начато 13 ноября 1929 года (при поступлении на вечернее отделение института) и закончено в 1936 году. Из анкеты, заполненной М.Н. Найшем, следует, что пришел он в институт после работы на ХПЗ, где являлся ударником, его отец имеет семью 4 человека,
зарабатывает 200 рублей в месяц и проживают они
в Харькове на Лопанской набережной, дом № 5,
квартира 21.
 И.В. Парсаданов, 2013
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
121
История двигателестроения, личности, юбилеи
В личном деле находятся также рекомендации
производственного сектора и месткома тракторного отдела ХПЗ к принятию в институт конструктора Найша Н.М., как «оправдавшего себя на производстве, активного участника и проработчика
встречных планов, старосты ударной группы инженеров, принимающего активное участие в общественной жизни, дисциплинированного, исполнительного и имеющего авторитет среди товарищей».
Тридцатые годы прошедшего столетия – нелегкое время. Страна только становилась на ноги
после войн и разрухи. Трудно было и студенту
Н.М. Найшу. Ведь кроме учебы в институте надо
было думать о том, где найти средства для существования, и как помочь родным.
В личном деле сохранилось заявление студента-отличника М.Н. Найша к директору института с
просьбой «прошу перевести меня со второй категории стипендии на первую, так как я чрезвычайно
нуждаюсь».
На вечернем отделении М.Н. Найш обучался
на тракторном факультете. В то время бурное развитие на ХПЗ получило двигателестроение. Разрабатывались и выпускались дизели для стационарных установок, морских судов, тракторов.
122
ISSN 0419-8719
В июле 1931 года ХПЗ получил правительственное задание на создание 12-цилиндрового Vобразного 4-х тактного быстроходного танкового
дизеля. Возможно именно поэтому, М.Н. Найш
принял решение при переводе на дневное отделение специализироваться по двигателям внутреннего сгорания.
Коллектив кафедры двигателей внутреннего
сгорания под руководством профессора В.Т. Цветкова активно включился в решение проблем создания отечественных двигателей, проводя большую
учебную, научно-исследовательскую и опытноконструкторскую работу. Эти работы велись в тесной связи с ХПЗ и другими предприятиями.
На кафедру приходят молодые талантливые
ученые и инженеры. Среди них Н.М. Глаголев,
А.А. Воронкин, В.А. Константинов, Ю.Б. Моргулис, Я.Е. Вихман, другие преподаватели и научные
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
История двигателестроения, личности, юбилеи
работники.
Из автобиографии
В институте я привлекался к работе на кафедре ДВС в группе А.А. Воронкина, под руководством профессора Н.М. Глаголева проводил аналитическое исследование продувки двухтактного
дизеля с прямоточной клапанно-щелевой продувкой.
Дипломный проект двухтактного 12-ти цилиндрового танкового дизеля мощностью 1000 л.с.
при частоте вращения коленчатого вала 1500 мин-1
выполнял под руководством профессора Н.М. Глаголева (тепловой расчет и расчет продувки с использованием материалов на кафедре; разработка
конструкции под руководством профессора В.Т.
Цветкова).
В 1935 году проходил преддипломную практику на Коломенском заводе в дизельноконструкторском бюро, которым в то время руководил В.А. Малышев. За время практики выполнил
полный расчет на крутильные колебания судового
дизеля 37Д.
Документы из архива НТУ «ХПИ»
бины» – отлично. «Технические измерения», «Техническое нормирование», «Организация производства», «Экономика машиностроительной промышленности» – отлично. Вот где были заложены основы знаний, которые в последующем стали базой
необычайно плодотворной и эффективной инженерной деятельности!
Из автобиографии
Окончив институт, в июле 1936 года, я вернулся на ХПЗ в конструкторское (дизельное) бюро,
которым в то время руководили Вихман Я.Е. и Аптекман С.И. Проработав в конструкторском отделе
около года, участвовал в конструкторских и доводочных работах дизеля. Работал непосредственно
над разработкой и совершенствованием конструкции узла: поршень-поршневые кольца, поршневой
палец. Выбор оптимальных упругих характеристик
поршневых колец (особенно двух верхних, работающих в условиях высоких температур и давлений) представляли задачу, которую еще приходилось решать в условиях подготовки к производству дизелей серии В-2, длительно и кропотливо доводить.
Создание танка Т-34 с лучшим двигателем тех
времен В-2 во многом предопределило исход Великой Отечественной войны. Знания, полученные
М.Н. Найшем во время обучения в институте на
кафедре двигателей внутреннего сгорания, практический опыт конструктора и технолога, приобретенный на ХПЗ, позволили ему внести свой весомый вклад в Великую победу. Особенно заметным
этот вклад был в тяжелейших условиях организации производства двигателей и танков при эвакуации завода в 1941 году в Челябинск. Именно в этих
труднейших условиях первых лет войны полностью раскрылся талант великого инженера, организатора производства, конструктора и технолога,
выдающегося двигателиста М.Н. Найша.
Из автобиографии
Выписка из диплома. По всем специальным
предметам «Теория двигателя», «Динамика», «Установки», «Конструкция», «Компрессоры», «Тур-
ISSN 0419-8719
Весь 1941 год до эвакуации в сентябреоктябре в Челябинск, завод успешно выполнял установленные ему планы по выпуску дизелей В-2.
Эвакуация завода была проведена в условиях частых бомбежек, но все оборудование до последнего
станка и печи, все кабеля из траншей, маскировочный рубероид с крыши – все было отгружено в полувагоны.
В Челябинск наш эшелон пришел предпоследним, вместе со всеми 40 вагонами с оборудованием и 15 теплушками с людьми. Ехали больше
месяца, в середине октября прибыли на путь ЧТЗ и
быстро, в течении 8-ми суток, разгрузили все стан-
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
123
История двигателестроения, личности, юбилеи
ки.
Первые четыре месяца работал начальником
цеха. За это время в предоставленном нам помещении скомплектовали из прибывшего из Харькова
и Москвы оборудования вполне работоспособный
инструментальный цех. Интересно, что люди из
разных коллективов быстро срабатывались, никогда и нигде (как здесь в Челябинске во время войны) не помню такой взаимопомощи и находчивости в решении задач формирования производства,
устройства жилья для работающих и их семей, вопросов организации питания на заводе – в цехе.
Для работников оно было основным, так как все
работали по 12 часов в две смены, без выходных
(всю войну), и дома практически не ели – домой
приходили только спать. Да и есть дома (особенно
весь 1942 год) было, практически нечего. Несмотря
на тревожные вести с фронтов, настроение было
боевое, мы были полны оптимизма и энергии.
Руководство моторным производством с 15
февраля 1942 года было возложено на меня.
А дальше... Напряженный и чрезвычайно ответственный труд в течение всей войны. 50 дизелей
В-2 в сутки, 1500 в месяц. Награды. Победа.
Из автобиографии
Цветковым и Н.М. Глаголевым и договорился о
переходе на работу на кафедру ДВС. Ректор института Семко М.Ф. дал на это свое «добро», но приказ о моем назначении, мы договорились, он издаст, когда я уволюсь с завода, если мне это удастся.
Не удалось... Руководство министерства в лице В.А. Малышева было категорически против того, чтобы отпустить опытного и талантливого инженера (М.Н. Найшу было тогда 35 лет) с машиностроительной промышленности. Он был назначен
начальником производства Коломенского тепловозостроительного завода, а с 1953 года – Главный
инженер Ворошиловградского паровозостроительного, в последствии тепловозостроительного завода.
Список литературы:
1.Главный инженер / Н. Найш, В. Спектор, Н. Сухаревская, А. Бесхмельницын, М. Коршко, Н. Диденко/ под ред.
Н.М. Найша.– Луганск: Изд-во Ноулидж», 2012.– 308 с.
Bibliography (transliterated):
1.Glavnyj inzhener / N. Najsh, V. Spektor, N. Suharevs-kaja, A.
Beshmel'nicyn, M. Korshko, N. Didenko/ pod red. N.M. Najsha.–
Lugansk: Izd-vo Noulidzh», 2012.– 308 s.
Во время летнего отпуска в 1947 году мы с
женой заехали в Харьков. Там я посетил кафедру
ДВС, повидался со своими профессорами: В.Т.
Поступила в редакцию 19.07.2013
Парсаданов Игорь Владимирович – доктор техн. наук, главный научный сотрудник кафедры двигателей внутреннего сгорания Национального технического университета «Харьковский политехнический институт», Харьков, Украина, e-mail: [email protected]
СТУДЕНТСЬКІ РОКИ ГОЛОВНОГО ІНЖЕНЕРА
І.В. Парсаданов
Присвячується видатному і талановитому інженеру, організатору виробництва, випускнику кафедри двигунів внутрішнього згоряння Національного технічного університету «ХПІ». Наведено відомості з його біографії та архіву університету.
STUDENT YEARS THE CHIEF ENGINEER
I.V. Parsadanov
Dedicated to outstanding and talented engineer, the organizer of production, the graduate department of internal
combustion engines of the National Technical University "KPI". The data from his biography and the university library.
124
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2'2013
Страница редколлегии
Научно-технический журнал "Двигатели внутреннего сгорания" выпускается 2 раза в
год. Основная цель издания - предоставить возможность опубликовать результаты научных трудов
и статьи научным сотрудникам, преподавателям, аспирантам и соискателям ученых степеней, а
также расширить возможности для обмена научно-технической информацией в Украине и за ее
пределами.
К опубликованию принимаются статьи на украинском, русском, английском, немецком
языках по следующим научным направлениям:
 Общие проблемы двигателестроения;
 Конструкция ДВС;
 Рабочие процессы ДВС;
 Технология производства ДВС;
 Эксплуатация ДВС;
 Экологизация ДВС;
 Гипотезы, предложения;
 Содержание высшего образования по специальности "ДВС";
– История двигателестроения, личности, юбилеи.
Материал (статья) подается редколлегии в 2-х экземплярах. К материалам должна
прилагаться дискета (CD-диск) со статьей, набранной в текстовом редакторе MS Word.
ТРЕБОВАНИЯ К ОФОРМЛЕНИЮ СТАТЬИ можно скачать на сайте кафедры ДВС по
ссылке http://sites.kpi.kharkov.ua/diesel/ в разделе «Видання», «Вимоги до оформлення статей»
СТАТЬЯ ДОЛЖНА ВКЛЮЧАТЬ:
 УДК статьи;
 инициалы, фамилии и научные степени (квалификацию) авторов;
 название статьи;
 аннотации на украинском, русском и английском языках (приводятся в конце статьи).
К статье прилагаются:
 рецензия,
 акт экспертизы о возможности опубликования.
СТАТЬИ, ОФОРМЛЕНИЕ КОТОРЫХ НЕ СООТВЕТСТВУЕТ ПРИВЕДЕННЫМ
ТРЕБОВАНИЯМ, РЕДКОЛЛЕГИЕЙ НЕ РАССМАТРИВАЮТСЯ
УСЛОВИЯ ОПУБЛИКОВАНИЯ:
Оформленная в соответствии с требованиями статья направляется авторами в редколлегию
по адресу: 61002. Харьков-2, ул. Фрунзе, 21. НТУ "ХПИ". Кафедра ДВС. Редакционная коллегия
журнала "Двигатели внутреннего сгорания". Ответственному секретарю редколлегии. Тел.
(057)707-60-89, Е-mail: [email protected]
После принятия решения об опубликовании автор информируется об этом редколлегией.
Рукописи и дискеты авторам не возвращаются.
ISSN 0419-8719
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ 2′2013