Обращенная циркуляция охлаждающей жидкости как фактор повышения экономичности дизеля

В настоящей диссертации под системой охлаждения (СО) понимается насосная система жидкостного охлаждения, т. е. система охлаждения, использующая в качестве теплоносителя капельную (текучую) среду (жидкость), в которой отсутствуют фазовые переходы. Перемещение теплоносителя в такой системе осуществляется насосом. Системы охлаждения этого типа наиболее широко представлены на двигателях небольшой мощности транспортного и общепромышленного применения. Кроме этого, они широко и всесторонне исследованы.

Функциональное назначение всякой системы охлаждения ДВС состоит в поддержании максимально допустимого температурного состояния деталей 1(илиндро-поршневой группы (ЦПГ) (крышки цилиндра, втулки, поршня). В большинстве реализованных систем охлаждения эти функции достигаются только отчасти и только на режимах номинальной (максимальной) мощности и (или) максимального (номинального) крутящего момента. Как правило, выполненные системы охлаждения гарантируют отвод теплоты с «запасом», обеспечивая заведомо большее снижение температуры на частичных нагрузках и, даже, на полной нагрузке, чем это необходимо по условиям эксплуатации ДВС. В создании подобного запаса есть определенный резон, продиктованный унификацией ДВС в пределах размерного ряда.

Например, дизель 64 12/14 был форсирован по мощности почти вдвое (с 65 кВт до 120 кВт) применением свободного газотурбинного наддува без переделок контура охлаждения и даже без изменения производительности насоса пресного контура. Подобная унификация позволяет решать производственные задачи. Но, очевидно, что исходный ([базовый) вариант двигателя имел заведомо «избыточную» систему охлаждения.

Мерой интенсивности охлаждения, достаточно репрезентативной с # точки зрения внешнего теплового баланса, служит удельный расход охлаждающей жидкости. Из условия внешнего теплового баланса (первого начала для потока) следует:

Qcoo/ = beHuNeT! COOI = bcoolNeC (T" - т) НА=—,.

Ле ьС001с (т" -т) где: rjcooi, Г|е — коэффициенты трансформации теплоты топлива в теплоту, отводимую в СО и превращенную в механическую работу, Нитеплотворная способность топлива, С — удельная теплоемкость теплоносителя, bcooi — удельный расход теплоносителя (на единицу механической работы двигателя), Т, Т — температуры теплоносителя на входе в рубашку охлаждения и на выходе из нее соответственно. Следовательно: и Л cool 1.

0001 т) е С (ТТ).

Анализ этой формулы приводит к очевидным результатам. Их нет необходимости перечислять. Важно только, что величина удельного расхода теплоносителя прямо пропорциональна количеству теплоты, отводимой в СО, в долях теплоты, превращенной в механическую работу. Для двигателей небольшой мощности, без наддува, rie = Лсооь поэтому, приближенно:

3600 3600 ,.

001 = C^F^-T7]^ 4,187 • (5.Л5) = КГ/(КВТ-Ч)'.

Если в качестве теплоносителя использовать воду. Числовые значения rjcooi приводятся в таблице (данные профессора А.К. Костина).

Таблица 1.

Двигатель D, мм S, мм n, мин" 1 pe, МПа acoob%.

MAN K9Z780/140C 480 1400 115 0,762 14,6.

Зульцер бр., RS76 760 1550 115 0,49 17,5.

Доксфорд 7619 760 520+1680 120 0,96 15,6.

5ДКРН 74/180 740 1800 115 0,70 13,6.

Веркспур 680 1250 125 0,65 15,9.

Фиат 688S 680 1200 125 0,66 18.

Доксфорд 651 LBD 650 920+1400 115 0,87 14,3.

Зульцер Т56 560 1000 155 0,47 17,6.

Мицубиши UET 520 650 333 0,97 9,7.

6 ЧН 36/45 360 450 375 0,77 22,6.

12 ЧН 26/26 260 260 1000 1,41 15,2.

MAN V8V24/30 240 300 900 1,57 15,2.

MAN V6V23/23TL 230 230 1500 1,28 13,3.

MAN W6V22/30 220 300 900 1,02 20,5.

DB V16/1 190 230 1500 1,15 19.

MTUMD-538 185 200 1790 1,71 18.

SEMT12PA-3 175 210 1500 1,14 18,1.

SAM M60 V16BSHR 175 180 1500 1,17 18,5.

Мицубиши 24WZ 150 200 1650 1,11 18.

MAN D8550M1U 128 150 1900 0,89 28.

49,5/10 95 110 1500 0,57 31.

Использование жидкостей, содержащих метиловый спирт (тосолы, антифризы), снижает теплоемкость С в 2.2,5 раза. При неизменной величине ba)()| применение низкозамерзающих сред приводит к увеличению перепада температуры теплоносителя Т — Т, что чревато короблением блока s цилиндров [Ливепцев Ф. Л. Силовые установки с ДВС. —Л.: Судостроение. 19 691. Поэтому «в пересчете на тосол» удельный расход теплоносителя доводится до 120.200 кг/(кВт-ч).

В условиях ДВС небольшой мощности, без наддува, уже не существует сколько-нибудь заметных способов воздействия на экономичность через рабочий процесс, через индикаторные показатели двигателя. По-видимому, на этом направлении ресурсы усовершенствования двигателя исчерпаны или близки к исчерпанию. Об этом убедительно свидетельствует опыт ЦИИДИ по повышению топливной экономичности дизелей промышленного применения [Двигателестроение. -1982. -№ 10. -1986.-№ 1.].

Остается единственный и эффективный параметр управления — механический КПД. Его роль в повышении экономичности двигателя, как показывает практика доводки серийных и новых ДВС, трудно недооценить. 11аряду с обширным комплексом технологических мероприятий, связанных, в частности, с применением новых типов уилотнительных и скребковых колец, с управлением эпюрой давления колец, с созданием новых профилей головки и тронка поршня, резервом экономичности остается система охлаждения двигателя.

Совершенствование системы охлаждения производится, в основном, по двум направлениям. Первое направление совершенствования системы охлаждения связано с увеличением температуры охлаждающей жидкости. 11ри этом многими авторами отмечается рост топливной экономичности двигателя. Снижение расхода топлива связано с уменьшением мощности механических потерь, со снижением мощности сил трения в ЦПГ.

Однако, перевод двигателя на работу с повышенной температурой теплоносителя чреват, во-первых, существенной переделкой контура охлаждения, связанной с ростом давления в контуре охлаждения, с увеличением плотности арматуры, с изменением компоновки дренажно-компенсационной линии и.т.п. Резко повышаются требования к насосу СО в части увеличения кавитационного коэффициента быстроходности (иногда на 100.200 об/мип).

Во-вторых, ужесточаются требования к тепловым зазорам в сопряжении поршень-втулка. Увеличение температуры теплоносителя приводит к росту температуры поршня и втулки цилиндра. Рисунок BI иллюстрирует сказанное на примере 2 двигателей, малой мощности и дизель-генератора с небольшим наддувом [P.M. Петриченко. Диссертация. —JI., 1967. -с.85|. Совершенно очевидно, что изменение (увеличение) температуры поршня и втулки изменяют температурный режим теплопередачи в сопряжении поршень-зеркало втулки. Сохранение подвижности и нормальной работы сопряжения неизбежно связано с изменением тепловых зазоров на головке поршня, на его коленном поясе и на тронке поршня. Это, по существу, означает разработку новой конструкции поршня.

В-третьих, изменение температурного режима ЦП Г требует применение новых смазочных материалов. Современный автор указывает, что «Повышение температуры охлаждающей воды при переводе двигателя на ВТО в известных пределах благоприятно сказывается на износе деталей ЦП Г. Гак, повышение средней температуры охлаждающей воды на 10 °C, с 80 °C до 90 °C, по данным фирмы „Инжиниринг Контрол“, США, вызывает уменьшение изиосов втрое. Это объясняется более равномерным прогревом блока и втулки, уменьшением коробления и снижением коррозионного износа втулки. Однако если температура втулки превышает 145. 160 °C, то может наблюдаться, при использовании отечественных минеральных масел, повышенный износ втулки, колец и поршня» [Ставицкий В. Г. Результаты сравнительных испытаний дизеля ЗД-6 при различных температурах охлаждающей воды. Судостроение. -1960.2.]. ограничении по ////// пакаобразованию ограничении по // / температурному зазору Т.

100 110 120 410.5/Типа 13 t С.

260 л.

250 -240 -230 -220 -210 -200 -190 180 170 160 150 151 168 -120 -110 100 t кольцо ограничении по / / / / / лакаобразованию ограничении по температурному зазору рабочая зона i coon.

— 1 I. I .I .I 1 |—.

70 80 90 100 110 120 Типа 12 ЧН 18 / 20 в агрегате AC-802 I.

Рис.

Введение

1−1 Характер зависимости температур днища поршня в зоне верхнего поршневого кольца 11пк, втулки t вт от температуры охлаждающей воды при номинальной нагрузке двигателей Типа 410.5/13 и Типа 12 ЧН 18 / 20 в агрегате АС-802.

Наконец, в-четвертых, перевод на ВТО связан с изменением системы контроля и управления потоками теплоносителя в СО. В частности, изменяются требования к терморегулятору, изменяющему движение потоков в контуре и, что особенно важно и неприятно, к теплообменным аппаратам системы охлаждения. Как правило, для моторостроительных заводов и регуляторы и теплообменные аппараты являются комплектующими изделиями.

Сказанное позволяет констатировать, что перевод ДВС на охлаждение теплоносителем с повышенной температурой требует создания новой модификации двигателя и его систем, в том числе, с иными температурными зазорами, с иным контуром охлаждения, иным насосом и с иной системой смазки.

Второе направление совершенствования СО связано с воздействием на механический КПД двигателя изменением вектора потока охлаждающей жидкости без специального изменения температурного режима охлаждения. Речь идет, прежде всего, об изменении направления движения охлаждающей жидкости в контуре охлаждения при сохранении неизменной конструкции охлаждающего контура — арматуры, полостей охлаждения, насоса, системы автоматического контроля и теплообменных аппаратов.

Конечно, для двигателей с высокими технико-экономическими показателями, такими, как Д-49, B&W, MTU, система охлаждения не является избыточной и величина Г|соо| не превосходит 12. 17%. В то же время для ДВС малой агрегатной мощности, с невысокой степенью форсирования, величина относительного отвода теплоты в СО не мала. 11оэтому такие двигатели, грубо говоря, имеют избыточную систему охлаждения. Для малоразмерных дизелей существуют резервы подогрева втулки и поршня без перевода двигателя на охлаждение при повышенных температурах теплоносителя.

Существует несколько решений задачи об изменении направления потоков. Например, в [Большаков В.Ф., Фомин Ю. Я., Павленно В. И. Эксплуатация судовых среднеоборотных дизелей. -М.: Транспорт. -1983. — 160с.] предложен контур охлаждения ДВС, в котором подвод охлаждающей жидкости производится через несколько параллельно соединенных приточных коллекторов. При работе двигателя на малых нагрузках ограниченный расход жидкости подается только в верхний приточный коллектор, обеспечивая охлаждение только фланцевой части втулки и горячего стыка. Этот коллектор выполнен гак, что часть расхода теплоносителя перепускается на всасывающую линию насоса, см. рис. В2. При увеличении нагрузки подвод жидкости переключается на нижний приточный коллектор, выполненный тупиковым и в котором весь расход теплоносителя проходит через всю рубашку охлаждения.

В [Кригер A.M., Дискин М. Е., Новенников АЛ., Пикус В. И. Жидкостное охлаждение автомобильных двигателей. -М.: Машиностроение. -1985. —176с.] предложен комбинированный реверс потока в контуре охлаждения двигателя с внешним парообразованием. На низких нагрузках расход теплоносителя перепускается мимо блока. 11ри увеличении нагрузки регулятор расхода направляет поток в крышки цилиндров. Дальнейшее увеличение нагрузки сопровождается переключением на прямую схему циркуляции. Управляющим воздействием для регулятора расхода ф (трехходового крана) служит давление пара в расширительном баке.

Как видно, эти решения связаны с коренной переделкой контура охлаждения, с его усложнением.

Наиболее простой и естественный способ — реверс потока, при котором «холодный» теплоноситель вначале подается в крышку цилиндра, а затем переливается в рубашку блока. Такое охлаждение использовалось на дизелях 64 12/14, Ч 9,5/10, Ч 10,5/13, 8ЧН 26/26 и др. в 1981.1993.

Баталова. В. А. Температурные и гидродинамические режимы работы ф системы охлаждения головок цилиндров быстроходных дизелей.

Диссертация соиск. учен. степ, к.т.н. —Я., ЛГ1И, 1986.] и показало неплохие результаты при натурных испытаниях на заводах — изготовителях.

В связи с этим цель настоящего диссертационного исследования ставится как применение и внедрение простейшего реверса охлаждении или обращении циркуляции охлаждающей жидкости, на дизелях небольшой мощности, со средним эффективным давлением не выше 0,5.0,6 МПа, без парообразования в контуре охлаждения, дли улучшении эффективных показателей двигателя.

Обьекг исследования. Дизельный двигатель широкого народнохозяйственного назначения 24 95/110, номинальная мощность 17,5 кВт, максимальная частота вращения 2000 об/мин, производства машиностроительного завода г. Тайюань, КНР.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие общие задачи:

— практически реализовать обращенную циркуляцию охлаждающей воды в контуре охлаждения серийного двигателя и произвести сравнительные испытания на характерных режимах внешней и нагрузочной характеристики. Изучить интегральные характеристики отвода ген лоты в натурных условиях заводских стендовых испытаний;

— оцепим" интегральные характеристики теплоотдачи в рубашке цилиндров при штатной и при обращенной циркуляции в условиях однофазной конвекции.

Методы исследования настоящей диссертации представлены следующие:

1. Сравнительное изучение характеристик двигателя при работе со штатной системой охлаждения и при обращении циркуляции в контуре охлаждения, на испытательном стенде и по требованиям завода-изготовителя.

2. Гидравлическое моделирование обтекания втулки цилиндра.

3. Численное моделирование режимов течения и теплоотдачи в контуре охлаждения.

Новизна результатов.

1. Доказательство возможности заметно!-о (на 10. 15%) снижения удельного расхода топлива при изменении направления движения охлаждающей воды в контуре охлаждения на режимах внешней и нагрузочной характеристик. При этом максимальное снижение удельного расхода топлива наблюдается на дробных режимах работы.

2. Доказательства снижения теплоотдачи и отвода теплоты от втулки цилиндра при обращении направления движения охлаждающей воды в рубашке цилиндра.

На защиту выносится следующие положении:

— в традиционной схеме охлаждения температура поверхности втулки возрастает вдоль направления движения воды, а при обращении направления движения, по меньшей мере, не увеличивается. Поэтому теплоотдача от поверхности охлаждения втулки в воду снижается при обращении направления движения воды в рубашке охлаждения;

— обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке охлаждения не приводит к увеличению потерь напора в рубашке;

— обращение направления движения охлаждающей воды в рубашке увеличивает экономичность дизеля в среднем па 10. 15%. Максимальное снижение расхода топлива (до 20.30%) достигается на дробных нагрузках и снижается на нафузках, близких к номинальным значениям. О О 9 P 9 9.

Рис. 13−2 Схема системы охлаждения с двухуровневым подводом охлаждающей жидкости.

1—дизель (64 120/140).

2—вытяжной коллектор

3—приточный коллектор верхний с перепуском на насос.

4—при точный коллектор нижний, тупиковый.

5—циркуляционный насос.

6—термостат нижнего коллектора.

7—термостат верхнего коллектора.

В показанной конфигурации термостаты обеспечивает работу верхнего коллектора (прогрев, частичные режимы).

ВЫВОДЫ ПО РАЗДЕЛУ 2.

I. Обращение направления движения теплоносителя в рубашке охлаждения цилиндра способствует снижению отвода теплоты от втулки и температурного напора между поверхностью охлаждения втулки и теплоносителем. Величина температурного напора приближается к оптимальному значению, составляющему Т примерно) •—-. 4.

1. Обращение направления движения теплоносителя в рубашке способствует снижению перепада температуры теплоносителя, но длине рубашки.

2. В то же время, при изменении направления движения теплоносителя в вертикальных и в наклонных блоках цилиндров несколько возрастает величина потерь напора. Абсолютное увеличение потерь напора составляет величину hcx=[3(Tt)l. В абсолютном исчислении увеличение потерь напора составляет величину порядка (3.5) Lp. Например, для воды на линии насыщения изменение потерь напора составит примерно 0,003 L, что нисколько не влияет' на увеличение механических потерь двигателя даже при больших вертикальных размерах рубашки.

3. ПРОГРАММА, МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ.

ИССЛЕДОВАНИЙ И ПРИМЕНЯЕМОЕ ОБОРУДОВАНИЕ 3.1 Объект исследований.

В задачу экспериментальных исследований входит изучение и оценка влияния направления движения теплоносителя в рубашке охлаждения цилиндров на интегральные характеристики рабочего процесса двигателя и па его теплообмен, т. е. на технико-экономические и экологические параметры дизеля.

Объектом исследований является дизельный двигатель широкого народно-хозяйственного назначения 24 95/110 со штатной системой охлаждения и при изменении направления движения охлаждающего воды в контуре охлаждения ДВС.

Ниже приведена техническая характеристика исследуемого дизельного двигателя-прототипа в таблице 2 в соответствии с ГОСТ [Инструкция, но эксплуатации автомобиля 495/100J.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

.

По результатам проведенной работы можно сделать следующие основные выводы:

1. Анализ конструкций и схемных решений по системам охлаждения ДВС указывает на значительные резервы низкотемпературных замкнутых систем охлаждения. В особенности это справедливо для дизелей с невысоким номинальным значением среднего эффективного давления, рс<1,0 MI 1а и для частичных режимов дизелей средней и высокой форсировки;

2. Пользование традиционной модернизации системы охлаждения дизеля 2495/110, в частности, перевод дизеля на ВТО без парообразования в контуре охлаждения, экономически нецелесообразно. Перевод на ВТО дизеля 2495/110 потребует создания новой модификации двигателя. Поэтому оказывается оправданной модернизация системы охлаждения дизеля 2495/110 без радикальной переделки конструкции двигателя и его системы охлаждения;

3. Оценки интенсивности теплопередачи в рубашки цилиндров показывают, что изменение направления движения охлаждающей воды приводит к снижению коэффициента теплоотдачи и перепада температуры охлаждающей воды по рубашке цилиндра. При обращении направления движения воды в рубашке удается приблизить величину средней температуры охлаждающей воды к значению, отвечающему минимуму теплопередачи от втулки цилиндров в охлаждающую воду;

4. Применение численного моделирования полей скорости и спектров течения на поверхности охлаждения втулки в реальных масштабах размеров и скоростей движения воды обнаруживает наличие двух областей с повышенными скоростями течения — вблизи приточного отверстия и вытяжных отверстий. Остальная часть поверхности охлаждения втулки находится в застойной зоне. По этой причине крайне выгодно снизить температуру теплоносителя в верхней части рубашки и повысить ее внизу;

Обращение движения охлаждающей воды в контуре охлаждения дизеля 2495/110 приводит к результатам, прогнозировавшимся раньше, в экспериментах на дизелях Ч и ЧН 120/140, ЧП 140/140, Ч и ЧН110/130 и др. Отмечаем заметный рост экономичности (до 30.50 г/кВт-ч на частичных режимах и до 10. 15 г/кВт-ч на режимах номинальной мощности и номинального крутящего момента). Отмечается некоторое увеличение величины максимального крутящего момента при работе по внешней характеристике. Это увеличение достигает3.3,5 П-м;

Переоборудование системы охлаждения дизеля 2495/110 не потребовало значительных затрат времени и средств. Не обнаружено никаких нештатных ситуаций в работе системы охлаждения и дизеля, связанных с нарушениями термического режима охлаждения, разгерметизацией системы охлаждения и прочими коллизиями.