Расчет коэффициента продувки и параметров турбокомпрессора для наддува по данным индицирования главного судового дизеля Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION. TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 4

МАШИНОСТРОЕНИЕ И МАШИНОВЕДЕНИЕ MACTINE BUILDING AND THEORETICAL ENGINEERING

УДК 621.431.74.004.13 DOI: 10.17213/0321-2653-2018-4-56-60

РАСЧЕТ КОЭФФИЦИЕНТА ПРОДУВКИ И ПАРАМЕТРОВ ТУРБОКОМПРЕССОРА ДЛЯ НАДДУВА ПО ДАННЫМ ИНДИЦИРОВАНИЯ ГЛАВНОГО СУДОВОГО ДИЗЕЛЯ

© 2018 г. Ф.А. Васькевич, С.С. Зубко

Государственный морской университет имени адмирала Ф. Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия

CALCULATION OF THE BLOWDOWN FACTOR AND TURBOCHARGER PARAMETERS FOR PRESSURIZATION ACCORDING TO THE DATA OF THE MAIN SHIP'S DIESEL

F.A. Vaskevich, S.S. Zubko

Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia

Васькевич Федор Афанасьевич - д-р техн. наук, доцент, кафедра «Судовые тепловые двигатели», Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия. E-mail: [email protected]

Зубко Сергей Сергеевич - инженер, Государственный морской университет имени адмирала Ф.Ф. Ушакова, г. Новороссийск, Россия. E-mail: [email protected]

Vaskevich Fedor Afanasievich - Doctor of Technical Sciences, Professor Assistant, Department «Ship Thermal Engines», Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia. E-mail: [email protected]

Zubko Sergey Sergeevich - Engineer, Admiral Ushakov Maritime State University, Novorossiysk, Russia. E-mail: [email protected]

Приводится решение задачи определения коэффициента продувки, параметров турбины и компрессора для наддува главного судового дизеля на основе законов сохранения массы и энергии с использованием результатов расчета рабочего цикла дизеля по данным его индицирования и значения температуры газов на входе в турбину для наддува. Делается допущение - эта температура равна расчетной температуре смеси газов, выходящих из цилиндра при одном вполне определенном значении коэффициента продувки. Это значение коэффициента определяется многовариантными расчетами. Для современных двигателей впервые найдено: при хорошем техническом состоянии системы газообмена и наддува на режимах полных нагрузок величина коэффициента продувки находится в узком диапазоне pa =1,33-1,39; при снижении нагрузки коэффициент продувки возрастает и на момент включения электровоздуходувок (25 % нагрузки) может достичь величины (pa=1,54. Для оценки коэффициента при каждом индици-ровании необходимо оснастить систему диагностики дизеля программой расчета, что значительно увеличивает качество диагностирования системы газообмена и наддува.

Ключевые слова: главный дизель; турбокомпрессор для наддува; коэффициент продувки; диагностический параметр; индицирование.

The solution of the problem of determining the purge coefficient, turbine and compressor parameters for the supercharging of the main marine diesel engine based on the laws of conservation of mass and energy using the results of calculating the working cycle of the diesel engine according to its indexing and the gas temperature at the inlet to the turbine for supercharging. The assumption is that this temperature is equal to the calculated temperature of the mixture of gases leaving the cylinder at one well-defined value of the purge coefficient. This coefficient value is determined by multivariate calculations. For modern engines for the first time found: with a good technical condition of the gas exchange and pressurization at full load conditions, the value of the purge coefficient is in the narrow range pa =1,33-1,39; with a decrease in the load, the purge coefficient increases and at the time of inclusion of electric air blowers (25 % of the load) can reach a value of pa=1,54. For the estimation of the coefficient of each indexing must be fitted with a diagnosis system of a diesel engine calculation program that significantly increases the quality of the diagnostics systems of gas exchange and pressurization.

Keywords: main diesel; turbocharger for boost; purge factor; diagnostic parameter; indication.

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.

TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 4

Введение

Наиболее всесторонние исследования работы системы газообмена и наддува главных судовых дизелей были выполнены в 60 - 80-е гг. прошлого века С.В. Камкиным. Созданный им расчетно-экспериментальный метод позволял получить количественные характеристики параметров процесса газообмена в функции угла поворота коленчатого вала, на основе которых появлялась возможность решать диагностические задачи при эксплуатации машин [1]. В то же время автор в своих публикациях постоянно указывал на достаточность решения диагностических задач более простым путем - с помощью двух параметров рабочего цикла: коэффициента наполнения и коэффициента продувки (избытка воздуха на продувку цилиндра) фа ([2, с. 107 - 110]).

При эксплуатационных испытаниях дизеля коэффициент наполнения не определяется прямо - он может быть найден только путем расчета рабочего цикла одним из методов теоретического анализа. Аналогично никогда не определяется прямо и коэффициент продувки; в соответствии с инструкциями по эксплуатации [3 - 5] он контролируется по косвенным показателям каждого режима - по давлению и температуре продувочного воздуха. В принципе этот показатель, как и коэффициент наполнения, может быть рассчитан по данным замеров параметров газа и использован для оценки технического состояния системы газообмена и наддува. Однако до настоящего времени эта возможность не была реализована -алгоритм расчета отсутствовал. Нами разработан алгоритм и программа такого расчета с использованием натурных данных индицирования дизеля [6], который в настоящее время проходит эксплуатационную апробацию на судах морского флота с целью решения задач технической диагностики элементов системы наддува главного судового дизеля.

Методы и материалы

В основу алгоритма расчета положены уравнения массового и теплового баланса потоков газа и воздуха на выходе из цилиндра и смеси газов на входе в газовую турбину [7, с. 274 - 280]. Численное значение величин дается в соответствии с разработкой [8]. Считаем известными параметры рабочего процесса в цилиндре дизеля, найденные по данным индицирования. Для такого расчета целесообразно принимать средние

значения параметров по всем цилиндрам. Потерями энергии от цилиндра до турбины пренебрегаем. При этом полагаем, что на входе в газовую турбину газы хорошо перемешаны, и их средняя температура соответствует показаниям термометра, установленного на входе в турбину.

На выходе из цилиндра тепловая энергия газов определяется энергией трёх потоков:

- свободно вытекающего из цилиндра газа за фазу свободного выпуска в количестве Gl при параметрах в начале истечения - давлении рви и температуре Тви и в конце истечения - давлении рн и температуре Тн;

- выталкиваемого из цилиндра газа от предыдущего цикла за фазу принужденного выпуска в количестве G21 при неизменных параметрах - давлении рн и температуре Тн;

- избыточного воздуха, подаваемого в цилиндр на его продувку за фазу продувки в количестве G22 при давлении рн и температуре Та.

Общее количество газов Gз, проходящее через систему газообмена и газовую турбину, равно сумме составляющих:

Gз= Gl + G21+ G22.

Здесь не учитываются потери воздушного заряда за 4-ю фазу газообмена, однако в конечном итоге эти потери оказываются учтенными величиной коэффициента продувки, поскольку влияют на температуру газов перед турбиной.

Задав в первом приближении величину коэффициента продувки фа, можно определить величину Gз через найденные ранее расчетные параметры рабочего процесса и расход топлива

0 = КфдПнР -10' ,

RT

60n

Расход газа при принужденном выпуске

равен

G2 = G3 — Gi.

В этом газе содержится чистый воздух в количестве G22 и некоторое количество газа G21 от предыдущего цикла:

G22 = Gз•(1 - фа);

G21 = G2 — G22.

Параметры газов в разных точках фаз газообмена можно найти как:

- объем газа в цилиндре, его давление и температура в момент открытия выпускного клапана (точка bi цикла [8, 14 с.])

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.

TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 4

nD2

Vbl = — • 0,5S-[(1 + со8ф, ) -+ 0,25Ц1 - cos 2фь )] + Vc;

Pbi = Pz -

fvx 2

V Vbi J

T = T •

/ \n 2-1

rVbL

V V J

где фь — угол предварения газовыпуска, ипкв до НМТ; X =Я/Ьш = Б/2Ьш — отношение радиуса мотыля к длине шатуна; V - объем камеры сжатия, м3;

- давление, температура и объем газа в цилиндре в конце фазы свободного выпуска (точка п цикла):

Рп = £,п р.ь здесь ^п =0,90 - 0,98 — относительное падение давления в цилиндре в конце свободного выпуска по сравнению с давлением в продувочном ресивере); Тп = Ты (рп /ры)(тАут, где т~1,3 — показатель политропы истечения газов;

Уп = Уыг (рьг / Рп) Ш .

Найденные параметры позволяют оценить количество газов, вытекающих из цилиндра за фазу свободного выпуска:

(

Gi =

PbiVbi PnVn

\

V RgTbi

RgTn J

•103

Среднелогарифмическая температура газа при его свободном истечении равна:

Т - т

7т _ /т' II

1 ="

ln

(т Y t h

T

V n J

Для оценки статей теплового баланса потока газов нужны теплоемкости. Средняя мольная теплоемкость газа при свободном истечении при использовании «стандартного» топлива может быть найдена с учетом результатов расчета рабочего процесса в цилиндре:

Cpd =

20,47 +19,26 • (а -1)

а

36 + 25,1-(а -1)

• T, +8,314.

а -10000

Аналогично может быть найдена теплоемкость газа при принужденном выпуске:

20,47 +19,26 - (а -1)

C =:

C pn

а

36 + 25,1- (а -1) а -10000

Tn +8,314.

Средняя мольная изобарная теплоемкость воздуха, уходящего из цилиндра за фазу принуж-

денного выпуска при допущении равенства его температуры величине Та, может быть найдена из известного равенства:

Ср=27,575+0,00251хТа.

Тепловой баланс потока газов выражается зависимостью:

GlCpdTd +G2lCpnTn +G22CpsTa =GзСptTt , где Ср1 — средняя мольная теплоемкость смеси газов перед газовой турбиной; ^ — температура смеси газов перед турбиной.

Расчетная температура газов перед турбиной зависит от количественного соотношения компонентов различного температурного уровня ^1, G21 и G22), определяемого величиной коэффициента продувки. Эта температура может быть найдена из уравнения:

аст, + о^ст + о^ст

T =

1CpdT d G21CpnTn + G22CpsTa G1Cpd + G21Cpn + G22Cps

Расчетная температура газов перед турбиной должна совпадать с замеренной температурой (tr+273). Если этого нет - необходимо изменить в нужную сторону принятое значение коэффициента продувки фа, повторить расчет до получения допустимого расхождения расчетной и опытной величины температуры газов [9]. Совпадение результатов будет при одной вполне определенной величине фа.

Результаты

Результаты такого счета для различных режимов работы двигателя 6S60MC танкера «NS Concept» по данным замеров при приемных испытаниях [10] судна приведены на рис. 1. Как видно, при максимальной нагрузке дизеля (110 %) коэффициент фа оказался равным фа=1,33, при снижении нагрузки коэффициент продувки растет и достигает значения фа=1,57 при нагрузке 25 %.

фа

1,60

1,50

1,40 1,30

1,0 1,5 2,0 pi, МПа

Рис. 1. Зависимость коэффициента продувки дизеля 6S60MC от нагрузки / Fig. 1. The dependence of the ratio of diesel purge 6S60MC load

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.

TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 4

Если иметь «эталонную» зависимость Фа=Лрд, построенную для нового двигателя, то величины фа, найденные в эксплуатационных условиях, в принципе могут быть использованы для диагностики технического состояния системы газообмена и наддува.

Обсуждение

Можно попытаться решить задачу диагностики и другим путем - через величины коэффициента полезного действия агрегатов наддува. Найденные соотношения количества и параметров газа позволяют рассчитать энергоэкономические показатели агрегатов наддува. Для этого определим:

- секундный расход воздуха через компрессор

14,3фа а N / 3600;

- секундный расход газа через турбину

gt =gs + §е N / 3600;

- степень повышения давления в компрес-

соре

к = pk po);

прессоре

lk =(k/(k - l))RTo (Kk(k-l)/k - 1);

бине

КПД, которые обеспечивают мощности Ыкш = агрегатов: ц = Мш / gt I {, Цк = gs 1к/Ш. По нашему мнению, величина этих КПД совместно с численной величиной коэффициента продувки является тем диагностическим параметром, который характеризует общее техническое состояние турбокомпрессора для наддува. В качестве эталона для сравнения данных индицирования целесообразно принимать параметры, полученные в процессе испытаний двигателя при приемке судна в эксплуатацию.

Для двигателя 6Б60ЫС по данным заводских испытаний на режиме максимальной нагрузки (рг=2,024 МПа) при температуре газов перед ТК, равной 71=676 К, и КПД турбины ^=0,82, параметры системы наддува по результатам численного моделирования оказались равными: - коэффициент продувки фа=1,33; расчетная мощность компрессора

- степень снижения давления на рабочем колесе турбины

Щ =Р1 /(Р0 /&) = ^р* /(Р0 /^г);

- удельную работу сжатия воздуха в ком-

- удельную работу расширения газа в тури =(к1/(к1 - 1)^ Гг (1 - щ(1- к1)/к1);

- расчетную мощность компрессора

N = gs 1к /цк ;

- расчетную мощность газовой турбины

N1 = gt 11 ц.

При расчетах мощности турбины и компрессора необходимо иметь значения КПД этих агрегатов. Очевидно, что в условиях эксплуатации эти значения определить невозможно. Поэтому в первом приближении КПД рекомендуется принять по паспортным зависимостям ц =А(рг) и Цк = Арг) с перспективой использования этих параметров после уточнения их величин в качестве диагностических. При работе мощность турбины равна мощности компрессора, поскольку они сидят на одном валу. Если в расчете этого равенства нет N1), рекомендуется принять 'Мкш = Мш = Уг(Ык +N1) и рассчитать те значения

N=5531 кВт;

- расчетная мощность турбины N1=5240 кВт.

Как видно, по данным испытаний на этом

режиме получено - мощность газовой турбины меньше потребной мощности компрессора. При допущении равенства их мощностей (Мы = Мш) такое положение может быть обеспечено двумя путями:

- за счет импульса давления выпускных газов, увеличивающих мощность турбины при той же мощности компрессора (в системе постоянного наддува это происходит в преобразователях импульсов, установленных в выпускном ресивере); коэффициент импульсности при этом определится равенством: ке=Мк/М{,

- за счет изменения расчетных значений КПД; в приведенном примере КПД агрегатов должен быть больше принятого в расчете. Оказалось, что при Мш= (5240+5531)/2=5385,5 кВт КПД турбины должен быть равным ц = 0,843. Такой уровень КПД может быть только при хорошем техническом состоянии агрегатов наддува, что реально наблюдалось при испытании.

Заключение

Разработанный метод и программа расчета дают возможность по данным натурных испытаний главного судового дизеля путем численного анализа массового и энергетического баланса системы газообмена и наддува обеспечить совпадение расчетного и опытного значений температуры газов перед газовой турбиной системы наддува, что однозначно определяет численно величину коэффициента продувки фа.

ISSN 0321-2653 IZVESTIYA VUZOV. SEVERO-KAVKAZSKIYREGION.

Эта величина параметра фа повышает достоверность результатов теоретического анализа, дает возможность оценить мощности турбины и компрессора ТК при некоторых условных значениях КПД агрегатов; расчетные величины найденных КПД могут быть использованы для оценки текущего технического состояния агрегатов.

Литература

1. Камкин С.В. Процессы газообмена и характеристики

наддува судовых дизелей: дис..... д-ра техн. наук:

05.08.05. Л., 1981. 452 с.

2. Камкин С.В. Возницкий И.В. Шмелев В.П. Эксплуатация судовых дизелей. М.: Транспорт, 1990. 344 с.

3. Instructions for K/L-GFCA/GA/GBE Engines. Vol.1 Operation, Edition 31. MAN B&W Diesel A/S. Copenhagen, p. 701.02-31.

TECHNICAL SCIENCE. 2018. No 4

4. Man-DOOSAN 6S70ME-C8 Instruction book. Vol. 1 Operation. Р. 624.

5. Wartsila Manual Electronic Instruction. Engine Type: 7RTflex84T-D. Vol.1 - Operation. Doosan Engine. 2009. 577 p.

6. Танатар Д.Б. Судовые дизели. Теория рабочего процесса. М.; Л.: Транспорт, 1962, 306 с.

7. Васькевич Ф.А. Расчеты судовых дизелей: учебно-методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию: 2-е изд. Новороссийск: МГА им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2011. 100 с.

8. Васькевич Ф.А. Конева И.Н. Анализ параметров индици-рования главного судового дизеля методом численного моделирования: учеб.-метод. пособие. Новороссийск: МГА им. адм. Ф.Ф. Ушакова, 2017. 20 с.

9. Васькевич Ф.А. Зубко С.С. Исследование моментов газораспределения современных двухтактных судовых дизелей // Эксплуатация морского транспорта: сб. статей / МГА им. адм. Ф.Ф. Ушакова, № 4 (81). 2016. С. 74 - 79.

10. Shop test result for Main Engine 6S60MC No. AA1912. Hyundai-MAN B&W, 2004, 19 p.

References

1. Kamkin S.V. Protsessy gazoobmena i kharakteristiki nadduva sudovykh dizelei. Diss dokt. tekhn. nauk [Marine diesel engines gas exchanger and turbocharging system characteristics. Dr. tekhn. sci. diss.]. Leningrad, 1981, 452 p.

2. Kamkin S.V. Voznitskii I.V. Shmelev V.P. Ekspluatatsiya sudovykh dizelei [Marine diesel engines operation]. Moscow: Transport, 1990, 344 p.

3. Instructions for K/L-GFCA/GA/GBE Engines. Vol.1 Operation, Edition 31. MAN B&W Diesel A/S. Copenhagen, p. 701.02-31.

4. Man-DOOSAN 6S70ME-C8 Instruction book. Vol. 1 Operation, p. 624.

5. Wartsila Manual Electronic Instruction. Engine Type: 7RTflex84T-D. Vol. 1 Operation. Doosan Engine. 2009, p. 577.

6. Tanatar D.B. Sudovye dizeli. Teoriya rabochegoprotsessa [Ship's Diesel Engines. Working process theory]. Leningrad: Morskoi Transport, 1962, 306 p.

7. Vas'kevich F.A. Raschety sudovykh dizelei. Uchebno-metodicheskoe posobie po kursovomu i diplomnomu proektirovaniyu [Ship diesel engines account. Study-methodical manual for course and diploma designing]. Novorossiisk: MGA im. adm. F.F. Ushakova, 2011, 100 p.

8. Vas'kevich F.A. Koneva I.N. Analizparametrov inditsirovaniya glavnogo sudovogo dizelya metodom chislennogo modelirovaniya [Main ship Diesel engine indicating parameters research with the digital simulation]. Novorossiisk: MGA im.adm.F.F.Ushakova, 2017, 20 p.

9. Vas'kevich F.A. Zubko S.S. Issledovanie momentov gazoraspredeleniya sovremennykh 2-taktnykh sudovykh dizelei [Research of exhaust gas timing for modern two-stroke marine engines]. Ekspluatatsiya morskogo transporta, 2016, no. 4(81), pp. 74 - 79 (In Russ)

10. Shop test result for Main Engine 6S60MC No. AA1912. Hyundai-MAN B&W, 2004, p. 19.

Поступила в редакцию /Received 1S апреля 2Q1S г. /April 1S, 2Q1S