Федор Афанасьевич повышение эффективности эксплуатации главных судовых дизелей методами регулирования и диагностики топливной аппаратуры

Параметры наладки Gпр Gпр Рабочий цилиндр Форсунка Форсунка Трубопровод ТНВД pmi pmi Скоростной режим Форсунка ha Рис.2. Функциональная блок-схема расчета параметров состояния дизеля Для теоретического построения диагностических графиков дизеля на стадии его проектирования и постройки, когда экспериментальные данные отсутствуют, необходимо решить 2 задачи: - рассчитать цикловую подачу топлива одним из методов на основных режимах эксплуатации дизеля при заданных параметрах регулирования ТНВД и при разном техническом состоянии системы впрыска топлива; - оценить расчетом, какое значение среднего индикаторного давления может быть получено на каждом расчетном режиме, что позволит связать параметры регулирования с параметрами рабочего процесса и решить поставленную задачу. Для расчета цикловой подачи и оценки закона впрыска топлива на различных режимах необходимо выбрать метод теоретического анализа. Методы описания поведения топливной аппаратуры получили свое развитие в 50-х годах и непрерывно улучшались до 90-х годов прошлого века. Среди классических методов расчета гидродинамических процессов следует выделить работы И.В.Астахова, Ю.Я.Фомина, Т.Ф.Кузнецова, Б.П. Пугачева и более поздних работ И.С.Исаева, А.П.Перепелина, Л.В.Грехова, Л.Н.Голубкова. Несколько особо стоит спектральный или «частотный» метод расчета топливоподающих систем [40], [41], впервые примененный к расчету газотурбинных двигателей Ю.Н.Гризодубом [35]. Для судовых дизелей метод применен практически автором [36], [38], [39]. При выборе метода расчета топливоподачи принято во внимание: - процессы топливоподачи в судовом малооборотном дизеле при нормальных условиях происходят только в однофазной среде. Об этом свидетельствует скорость звуковой волны в форсуночном трубопроводе – по данным эксплуатационных исследований, скорость звука в топливе находится в пределах 1100-1300 м/сек в зависимости от физических характеристик топлива, что свидетельствует об отсутствии разрыва сплошности. Поэтому использование методов расчета 2-фазных сред в общих случаях расчетов топливоподачи судовых дизелей не имеет смысла; - использование спектрального метода расчета топливоподачи требует наличия частотных характеристик системы впрыска, которые могут быть найдены в процессе специальных исследований; в общем случае анализа работы произвольной системы топливоподачи такие характеристики отсутствуют, что исключает возможность применения метода для исследования закономерностей впрыска топлива в произвольной системе; - в малооборотном дизеле большая часть топливоподачи происходит при неизменных граничных условиях у насоса и у форсунки, когда нагнетательный клапан и игла форсунки находятся в своих крайних верхних положениях. У двигателя 6S80MCС эта фаза на полном ходу составляет 17.50пкв [31]. На начальную и конечную фазу впрыска, когда граничные условия изменяются, а давление топлива значительно меньше по сравнению с основной фазой впрыска, приходится около 30пкв. Очевидно, что влияние начальной и конечной фаз впрыска на величину цикловой подачи несоизмеримо мало; на эту фазу приходится менее 4-4.5% от всей подачи; - при подготовке исходных данных для расчета подачи основной труд приходится на определение параметров для начальной и конечной фазы впрыска (масса и геометрия нагнетательного клапана, иглы форсунки, т. д.). Учет этих факторов существенных уточнений в расчет не внесет, учитывая незначительную долю подачи в начале и в конце фазы впрыска. С учетом сказанного при разработке метода расчета топливоподачи судового малооборотного дизеля была сделана попытка исключить факторы, мало влияющие на процесс подачи в начале и в конце фазы впрыска, и тем упростить расчет [37]. В основу разработанного метода положено телеграфное уравнение. При расчете принимаются условия [11], [13]: - топливоподача осуществляется в 1, 2, 3, ...k форсуночных трубопровода постоянного проходного сечения; в каждом из форсуночных трубопроводов процессы идентичны; - дросселированием подачи в начале и в конце активного хода плунжера, объемом форсунки пренебрегаем; -остаточное давление в системе, время подъема и посадки нагнетательного клапана и иглы форсунки - принимаются по опытным данным на основе выполненных экспериментальных исследований; - моменты топливоподачи, скорость движения плунжера принимаются по данным статических регулировочных параметров ТНВД. При оговоренных допущениях уравнение расхода по насосу c учетом отраженной волны можно записать: aсжVн (dPн / dt) = fпл Спл - k(fтр F(t) + fтр W(t+lтр/а) е -blтр )/aρ . (1) Давление у насоса рассчитывается в конечных разностях с учетом отраженной от форсунки волны давления по формуле: Рнi+1=, (2) где PHi , PH(i +1) – давление у насоса на расчетных интервалах; Vн- объем полости нагнетания насоса; k – количество форсуночных трубопроводов; aсж – коэффициент сжимаемости топлива; r - плотность топлива; a – скорость звуковой волны; fпл , fтр – площади поперечного сечения плунжера и форсуночного трубопровода; VH(i+1) - текущий объем полости нагнетания насоса; Ссрпл i – средняя скорость плунжера на расчетном интервале; Р0 – остаточное давление в системе; u(i+1-1/2 t) – отраженная от форсунки волна скорости, подошедшая к насосу через время 1/2t ; t - период колебаний волнового процесса в трубопроводе; Dt - шаг по времени; обычно принимается равным Dt=0.001 с; e- blтр – фактор затухания волнового процесса; β – коэффициент затухания; lтр- длина форсуночного трубопровода; s0, s1, s2 - единичные функции: s0 = 0 при tнп > tI > tп; 1 при tнп £ tI £ tп; s1 = 0 при Рнi £ P0; 1 при Рнi > Р0; s2 = 0 при tI £ tнп + 1/2 t; 1 при tI > tнп + 1/2 t; tп - время от начала движения плунжера до конца подачи насоса; tнп - время от начала движения плунжера до начала подачи. Средняя скорость плунжера на расчетном интервале находится как полусумма скоростей в начале и в конце интервала: Ссрпл i = (Спл i + Спл (i +1)) / 2 . (3) Текущий объем полости нагнетания насоса определяется по формуле: VH(i+1) = VHi - fпл Ссрпл i Dt . (4) При сделанных допущениях уравнение расхода для камеры нагнетания форсунки запишется как: , (5) где прямая волна скорости у форсунки. Давление у форсунки рассчитывается методом последовательных приближений по формуле: , (6) где s - единичная функция: s = ; PH(i +1 –1/2 t) - давление у насоса с учетом разности фаз; Рфи - давление подъема (затяга) иглы форсунки; mсfc - эффективное сечение сопловых отверстий; Рц - давление в цилиндре при впрыске топлива. Задаваясь величиной Рф(i+1) , рассчитываем правую часть. Если результат расчета расходится с заданной величиной более допустимого (обычно ±2 бар), то принимаем новое значение Рф(i+1) , расчет повторяем до получения нужного расхождения. Расчетная величина скорости отраженной от форсунки волны равна: . (7) Элементарный объем впрыснутого топлива на расчетном интервале определяется зависимостью: Dqi+1 = mс fc Ö (2/r) (Pф (i +1) - Pц ) Dt . (8) Массовая цикловая подача в цилиндр двигателя с учетом плотности топлива r равна сумме элементарных подач на всех расчетных интервалах от i=1 до i=imax: . (9) Разработанная модель дает возможность учитывать ухудшение технического состояния топливной аппаратуры. Поскольку любое ухудшение технического состояния системы проявляется в увеличении протечек топлива у насоса или у форсунки, то это можно учесть в расчете путем изменения площади эквивалентной щели у насоса или у форсунки, определяющей те же протечки топлива, что и в реальной системе: Рнi+1=. (10) Здесь Dfтр – расчетная площадь щели у насоса; остальные обозначения аналогичны зависимости (2). Аналогично давление у форсунки рассчитывается методом последовательных приближений по формуле (6) с учетом дополнительной площади щели у форсунки Dmс fc , через которую имеют место протечки топлива: . (11) Проверка разработанного метода расчета топливоподачи выполнена тремя способами на основе экспериментальных исследований: 1) по критерию Фишера; 2) по среднеинтегральному отклонению расчетного и экспериментального импульсов давления при впрыске на 3 форсунки и 3) то же – при впрыске на 3 форсунки при наличии протечек топлива через щель фиксированного проходного сечения. Проверка по критерию Фишера выполнялась для главных дизелей нефтерудовозов «Капитан Димов» и «Маршал Захаров». Двигатель 6L80GF т/х «Капитан Димов» имеет ТНВД золотникового типа с регулированием по концу подачи, без нагнетательного клапана. Насос подает топливо на 2 форсунки. Осциллограмма топливоподачи, показанная на рис.3, снималась на скоростном режиме 87.85 об/мин. Итоги расчета топливоподачи у форсунки наложены на осциллограмму так, чтобы начало подъема иглы форсунки по данным расчета совпало с началом ее подъема в распределительной коробке. Как видно, импульсы по данным расчета и эксперимента по форме мало отличаются друг от друга. Расчетная величина цикловой подачи (gц=45.4 г/цикл) практически совпала с цикловой подачей, найденной по данным индицирования, при коэффициенте истечения распылителя, равном . Рис.3. Осциллограмма процессов в цилиндре (Pг) и в топливной аппаратуре (Рт) двигателя 6L80GF c итогами расчета давления топлива у форсунки При проверке адекватности результатов по критерию Фишера была подтверждена гипотеза нормальности закона распределения по соотношению среднего абсолютного отклонения замеров (см. Львовский Е.Н. Статистические методы построения эмпирических формул. М., Высшая школа, 1982, с. 28). Критерии Фишера вычислялись по стандартной программе системы Excel. Расчетные значения функции определялись по данным гидродинамического расчета топливоподачи. Величина критерия Фишера для дизеля 6L80GF оказалась равной F=2.798. Процентные точки распределения Фишера при 1% уровне значимости и n=32 имеют табличное значение . Это значит, что опытные и расчетные данные импульсов давления в форсуночном трубопроводе с ТНВД золотникового типа адекватны. Аналогичный вывод был сделан при анализе результатов расчета топливоподачи двигателя 8RND90 т/х «Маршал Захаров» с насосом клапанного типа, регулируемым по концу подачи, с нагнетательным клапаном, форсуночным трубопроводом длиной 7.6 м и одной форсункой. Среднеинтегральное отклонение итогов расчета от данных замеров было оценено по результатам исследований главного дизеля т/х «Капитан Станков». Нефтерудовоз «Капитан Станков» оснащен главным дизелем 5K90GFCA (5ДКРН 90/180) мощностью 11180 кВт (15200 элс) при 109 об/мин с наддувом при постоянном давлении. Топливная аппаратура дизеля включает в себя ТНВД золотникового типа с регулированием по концу подачи диаметром плунжера 58 мм, 3 форсунки с распылителями 4x1.1 мм, 3 форсуночных трубопровода диаметром 6.3 мм. Экспериментальные исследования выполнены в условиях обычных производственных рейсов. Для настройки расчетной модели использовались итоги испытаний дизеля на режиме полного хода (n=104.6 об/мин) при «эталонном» состоянии топливной аппаратуры (отсутствии протечек) при активном ходе плунжера 27.05 мм. Фрагменты осциллограммы приведены на рис.4А. Оказалось, что найденные экспериментально цикловая подача и среднее индикаторное давление (gц=59.7 г/цикл, pmi=0.963 МПа) совпадают с расчетными данными, если коэффициент расхода распылителя принять равным μс=0.95. Следует предположить, что несколько завышенное значение μс определялось разработанностью сопловых отверстий распылителей. Среднеинтегральное отклонение формы импульса давления по данным расчета и эксперимента составляет около 9%, что может быть признано вполне допустимым (в практике расчетов считается допустимым расхождение формы импульса менее 20%). Настроенная модель была использована для расчета импульса давления на скоростном режиме 85.3 об/мин при активном ходе плунжера 19.1 мм при отсутствии протечек (Рис.4В). Расчетные величины цикловой подачи были равны 36 г/цикл, среднего индикаторного давления – 0.566 МПа (данные индицирования дали величину pmi=0.594 МПа, или на 4.7% больше). Среднеинтегральное отклонение формы импульса по данным расчета и эксперимента оценено величиной 15%. Увеличение отклонения при снижении оборотов закономерно, но не выходит за допустимые границы. Особый интерес представляют исследования топливоподачи при наличии протечек через щель фиксированного проходного сечения, через которую часть топлива сбрасывалась из системы высокого давления в дренаж. Эта щель в виде центрального сверления диаметром 5 мм в датчике давления на системе топливоподачи дает фиксированную площадь, равную 0.196 см2. На рис.4С приведен фрагмент осциллограммы на скоростном режиме 104.2 об/мин с наложенными итогами расчета импульса давления у форсунки. Из-за сброса топлива в дренаж при активном ходе плунжера 32.2 мм максимальное давление впрыска снизилось почти на 100 бар, среднее – на 60 бар, среднее индикаторное давление в цилиндре находилось на уровне 9.8 бар. Как видно, расчетный и экспериментальный импульсы давления по форме различаются незначительно, среднеинтегральное отличие оценено величиной 8%. Такие же отличия получены на скоростном режиме 80.2 об/мин (рис.4D). Как видно из рисунка, расчетное значение максимального давления несколько выше экспериментального (соответственно 370 и 320 бар), средние давления практически равны. Таким образом, выполненная проверка разработанного метода расчета топливоподачи позволила установить: 1) адекватность теоретической модели для насосов клапанного и золотникового типов по критерию Фишера; 2) вполне допустимую погрешность расчета по среднеинтегральному отклонению формы импульса при расчете топливоподачи на 3 форсунки; 3) адекватность модели расчета по среднеинтегральному отклонению формы импульса при наличии протечек топлива через щель фиксированного проходного сечения. В разработанной модели учитываются потери на трение в форсуночном трубопроводе. В основных работах, описывающих моделирование процессов впрыска, реализуется 2 подхода к учету потерь на трение. Согласно 1-го подхода, реализуемого в высокооборотных дизелях, потери на трение учитываются по сложным соотношениям изменения динамики потока, полученным экспериментально. При 2-м подходе, реализуемом в средне и малооборотных дизелях, применяется комбинация зависимостей, полученных для стационарных течений на стабилизированном участке трубопровода. Эти зависимости для коэффициента затухания k имеют вид: - при условии ламинарного течения (Re=ud/ν<2300) , (12) - при условии турбулентного течения (Re >2300): . (13) Использование стационарных зависимостей для моделирования нестационарных процессов объясняется только отсутствием иных зависимостей. Прежде всего это замечание относится к турбулентному закону течения, поскольку для развития турбулентного течения требуется время, но длительность топливоподачи в судовом малооборотном дизеле даже на полном ходу не превышает 0.016-0.025 сек. В связи с этим были выполнены исследования влияния вязкости топлива на степень затухания волнового процесса в широком диапазоне изменения вязкости [58], [60]]. Варьирование вязкости топлива обеспечивалось смешиванием в различной пропорции дизельного топлива ГОСТ 305-82 и смазочного масла МС-20 ГОСТ 1013-73. Удалось обеспечить изменение вязкости от 2.4 сСт до 85.25 сСт [59]. Итоги осциллографирования топливоподачи у насоса и в середине форсуночного трубопровода с наложенными расчетными импульсами давления приведены на рис.5. Как видно, прямые неискаженные импульсы у насоса имели максимальное значение давления от 30 до 41 МПа. Давление у насоса возрастало по мере увеличения вязкости топлива, поскольку с ростом вязкости хоть и незначительно, но увеличивалась плотность и остаточное давление в трубопроводе. Приведенные осциллограммы позволяют оценить степень влияния вязкости на потери импульса давления (долю рассеивания импульса Δ) с помощью соотношения: ( 14) где Pн (φ) - давление прямого неискаженного импульса у насоса; Ps(φ) –давление импульса в середине трубопровода; P0 – остаточное давление в системе; φн, φк - угол начала и конца подачи . Рис.5. Процесс затухания импульса давления в форсуночном трубопроводе при разной вязкости топлива: _____ экспериментальные кривые; _ _ _ расчетные кривые при учете трения по ламинарным законам; ..... – расчетные кривые при допущении турбулентного течения Итоги оценки показателя Δ по экспериментальным данным приведены на рис.6 в виде кривой 1. Рассеивание энергии волны при прохождении по трубопроводу при изменении вязкости от 2.4 до 85.25 сСт возросло примерно в 5 раз (с 7.5 до 38%). Рассеивание при допущении изменения потерь на трение по ламинарному закону приведены в виде кривой 2, при турбулентном течении – в виде кривой 3. Как видно, при использовании в расчете турбулентного закона в области малых и средних вязкостей получается рассеивание энергии много выше экспериментальных данных. Допущение ламинарного течения дает заниженный результат, но ближе к реальному. Такие результаты дают основание к применению расчетной зависимости коэффициента затухания на основе допущения ламинарного течения, но с корректирующим коэффициентом на характерное время нестационарности потока в системе. Эта зависимость предложена в виде: . (15) Рис.6. Доля рассеивания энергии импульса давления в форсуночном трубопроводе в зависимости от вязкости топлива: 1– экспериментальная кривая; 2 – расчет по формуле ламинарного течения; 3 – расчет по формуле турбулентного течения; 4 – расчет по зависимости ламинарного течения с учетом нестационарности потока Расчеты по этой формуле приведены на рис.6 в виде кривой 4. Как видно, потери давления при расчете по этой формуле во всем диапазоне исследования вязкости значительно лучше отображают практические результаты, чем расчеты по исходным формулам потерь ламинарного и турбулентного течения. Поэтому приведенная зависимость использовалась в данной работе при моделировании процессов в топливной аппаратуре в случае форсуночных трубопроводов, «соосных» с ТНВД. Поскольку все современные малооборотные дизели имеют форсуночные трубопроводы, выходящие из ТНВД под углом 900 , для учета потерь на трение при развороте потока в исходную формулу вводится коэффициент корреляции m/L: (16) Введение коэффициента корреляции позволяет решить и вторую известную задачу математического моделирования – возможность корректировки конечного результата с целью настройки модели на параметры экспериментальной кривой, характерной для данного типоразмера двигателя. Коэффициенты m в первом приближении могут быть приняты по справочнику гидравлических сопротивлений. На следующем этапе исследований решался вопрос связи закона впрыска топлива с параметрами рабочего процесса в цилиндре дизеля [28]. Признано целесообразным использовать для решения задач настоящего исследования расчетную модель рабочего процесса, разработанную на кафедре Двигателей внутреннего сгорания ГМА им. адмирала С.О.Макарова А.С.Пундой [11]. Модель ГМА им. адм. С.О.Макарова не является абсолютно универсальной. Один из вариантов модели настроен на анализ процессов в современном высокофорсированном малооборотном двигателе типа 8L60MC. Положительный опыт использования этой модели, наличие варианта программы расчета и возможность его перенастройки для двигателей других размеров и типов определили наш выбор. Особенностью выбранной расчетной модели рабочего процесса является введение корректирующей функции в уравнение для относительной скорости подготовки топлива к сгоранию: . (17) Корректирующая функция y=f() получена на основе анализа экспериментальных характеристик сгорания судовых дизелей различных типов. Она имеет вид: . (18) Первый компонент этой формулы отражает влияние параметров рабочего тела в цилиндре на скорость взаимодиффузии паров топлива и воздуха в объеме камеры сгорания. По ходу сгорания комплекс численно растет. Второй комплекс отражает снижение скорости подготовки топлива к сгоранию по мере роста концентрации подготовленного топлива и снижения массы «чистого» воздуха. Динамика развития факела (вовлечение в процесс нового более удаленного воздушного заряда) учитывается экспоненциальной зависимостью (19) где угол начала подачи топлива по форсунке; условная продолжительность развития факела в камере сгорания. Коэффициент B учитывает физические свойства топлива, газодинамические условия в камере сгорания, мелкость распыливания топлива, другие эксплуатационные факторы. Коэффициент подбирается по экспериментальным данным конкретного дизеля. С увеличением В скорость сгорания возрастает. В общем виде выражение для относительной скорости сгорания представляется в виде: (20) где корректирующая функция. Расчет скорости сгорания ведется по формуле Вибе с учетом корректирующей функции, включенной в параметр Wi : , (21) где - кинетическая составляющая скорости сгорания; - условная продолжительность сгорания топлива по кинетическому механизму; m – показатель характера сгорания; - относительный угол от начала сгорания. Для настройки математической модели процесса горения в индивидуальном цилиндре дизелей разных конструкций необходимо определить вид кривой динамики тепловыделения, характерной для данной конструкции двигателя. С помощью наложения кривых тепловыделения нами подбирались настроечные коэффициенты кривой тепловыделения модели сгорания А.С.Пунды. При подборе коэффициентов к ее показательной (экспоненциальной) функции тепловыделения был использован известный принцип дифференцирования индикаторной кривой на базе уравнений сохранения, а коэффициенты подбирались таким образом, чтобы они сохранялись постоянными во всем рабочем диапазоне исходных индикаторных кривых. Полученные коэффициенты для кривой тепловыделения подставляются в исходную модель сгорания, где и проводится их финальное тестирование. Для реализации описанного выше подхода создана вспомогательная программа, в которой реализуется следующий известный принцип дифференцирования считанной индикаторной кривой. В результате расчетов определяются: характер изменения температуры, интегральная и дифференциальная характеристики тепловыделения, количество выгоревшего топлива, тепловые потери в стенки, среднее индикаторное давление. Характеристика активного тепловыделения χ рассчитывается на основе баланса теплоты: , (22) где U + L - количество теплоты, идущей на повышение внутренней энергии U рабочего тела и совершение полезной работы L, qц - цикловая подача, Qн - низшая теплота сгорания топлива, Qx - количество теплоты, выделившейся к текущему моменту, Qпот - количество теплоты, идущей в стенки камеры сгорания и на диссоциацию продуктов сгорания топлива. Дифференциальную характеристику тепловыделения или относительную скорость сгорания d χ / dφ = f(φ) определяет производная интегральной характеристики. Здесь φ- угол поворота коленчатого вала. Методика, принятая для анализа индикаторных диаграмм, базируется на следующих положениях: 1. Смесь газов в произвольный момент времени состоит из G' кг воздуха с истинной изохорной теплоемкостью C'v и G'' кг чистых продуктов сгорания с истинной изохорной теплоемкостью C''v. Текущие значения G', G'' и G определяются из соотношений: G' = G'a - L0 qц χ,   G'' = Ga - G' + qц χ,   G = G' + G'', (23) где Ga – масса смеси в камере в начале сжатия, G'a– масса воздуха в камере в начале сжатия, qц χ – текущее количество выгоревшего топлива, L0 – теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива. Истинная изохорная теплоемкость смеси газов в камере определяется по правилу смешения как: Cv=, (24 ) 2. Полный дифференциал внутренней энергии смеси газов в камере определяется как: dU = (C'vG' + C''vG') dT + [(L0 + 1) u'' + L0 u'] qц χ, (25) где u' — внутренняя энергия воздуха, u'' — внутренняя энергия чистых продуктов сгорания. 3. Работа газов в элементарном процессе: dL = k4 Pb dφ, (26) где b = sin φ + λ /2·sin φ cos φ,  k4 = , φ - угол поворота коленчатого вала, λ — отношение длины шатуна к радиусу кривошипа, P - давление в цилиндре, Dц - диаметр цилиндра, S - ход поршня. 4. Потери тепла теплопередачей в окружающую среду в элементарном процессе: dQw = (k2 + k3ex)(Tw - T), (27) где k2 = 0,98297·10-4, k3 = 0,98297·10-4 - коэффициенты, учитывающие условия передачи тепла стенкам камеры, n - частота вращения, e0 - начальная степень сжатия. 5. Т.к. для настройки модели используются индикаторные диаграммы, полученные в нормальных эксплутационных условиях, то потерями теплоты на недогорание топлива пренебрегают вследствие их малости. 6. Уравнение состояния T = PV / RG; учитывая, что объем цилиндра равен: V = Vhex = ex , и обозначив k1 = , получим равенство для давления в виде: , (28 ) где ex = 1 + - текущая степень сжатия. Индикаторная диаграмма может быть описана системой из уравнения состояния и дифференциального уравнения первого закона термодинамики, отнесенных к содержимому камеры сгорания: . (29) Система уравнений решается методом Рунге-Кутта. Суммирование площадей индикаторной диаграммы производится в процессе расчета, среднее индикаторное давление определяется в конце как: Pmi = *(Pn+1 +Pn) + (30) где n2 — средний показатель политропы расширения, равный: n2 = . (31) По мере развития процесса сгорания разброс точек относительной скорости сгорания возрастает. На участке расширения к концу процесса сгорания разброс расчетных точек кривой d χ / d φ = f(φ) столь значителен, что они располагаются по обе стороны оси абсцисс. Этот факт установлен путем анализа индикаторных диаграмм двигателей. Разброс точек провоцируется субъективными ошибками при замере ординат индикаторной диаграммы. Поэтому методикой расчета предусмотрено сглаживание данных, которое уменьшает разброс точек расчетных кривых, не искажая вида кривой давления. Для выполнения целей настоящего исследования расчетная модель рабочего процесса малооборотного двигателя была настроена на оценку показателей работы цилиндра двигателя MAN-B&W 6S70MC. При настройке модели были использованы индикаторные диаграммы (рис.7) на режимах 84.9 и 64.7 об/мин и параметры регулирования двигателя. Хорошие совпадения расчетных и экспериментальных данных (расхождения по pmi менее 0.5%) имели место при величинах настроечных параметров модели: , B=0.32, =0.9, zk=200пкв. Положительные итоги сравнения расчетных и экспериментальных данных позволили сделать обоснованный вывод о возможности использования метода расчета ГМА им. адм. С.О.Макарова для связи закона впрыска топлива с параметрами рабочего процесса после настройки модели для конкретного дизеля [12]. Рис.7. Индикаторные диаграммы двигателя 6S70MC, использованные для настройки расчетной модели рабочего процесса Объединение двух методов теоретического анализа – моделей топливоподачи и процесса сгорания в цилиндре – позволило получить качественно новую теоретическую модель для решения важных вопросов оценки и прогнозирования технического состояния топливной аппаратуры с помощью диагностических графиков. Разработанная модель позволяет решать эту задачу на стадии создания дизеля без дорогостоящих экспериментальных исследований. В главе 3 изложен метод регулировки двигателя по статическим параметрам. Анализ показал, что для решения проблемы обеспечения паспортных показателей экономичности, надежности и безопасности при длительной работе главного судового дизеля на основных режимах эксплуатации необходимо учесть и при необходимости выполнить коррекцию параметров состояния: 1) верхней мертвой точки кривошипа; 2) верхней мертвой точки индикаторного привода; 3) параметров регулирования топливного насоса высокого давления (ТНВД); 4) параметров регулирования выхлопного клапана. Решение этих вопросов предлагается выполнять частично на основе известных ранее методов и процедур после их уточнения, частично на основе вновь предложенных приемов [4], [9], [12]. Как показали исследования, идеальной заклинки кривошипов коленчатого вала главных судовых малооборотных дизелей не бывает. Все двигатели имеют в большей или меньшей степени отличия верхних мертвых точек кривошипов от их “геометрических” значений, указанных на маховике двигателя. Численная величина этих отклонений определяется прежде всего технологической культурой дизелестроительного завода. Однако ни один завод не указывает погрешность изготовления коленчатого вала и не дает процедуры для оценки этой погрешности. Очевидно, что эти погрешности необходимо учитывать при регулировке топливной аппаратуры и индикаторного привода. В основу процедуры определения верхней мертвой точки кривошипа положен известный прием – замеряется угол положения маховика перед (j1) и после (j2 ) ВМТ, когда поршень находится на одном и том же уровне. Угол φ1 устанавливается примерно равным 1/2 от угла заклинки кривошипов. Верхняя мертвая точка кривошипа определится как: jВМТ = (j1 + j2 ) / 2 . (32) По окончании замеров может быть найдена погрешность изготовления коленчатого вала - путем сравнения найденного “истинного” значения ВМТ кривошипа каждого цилиндра jВМТ с его “геометрическим” значением jГВМТ: D jВМТ = jВМТ - jГ ВМТ . (33) При регулировании индикаторного привода должны быть совмещены его верхняя мертвая точка и аналогичная точка кривошипа. Ведущие производители главных судовых дизелей предусматривают единственный метод регулировки индикаторного привода – по совпадению линий сжатия-расширения при отключенной топливоподачи на цилиндр. Большие затраты времени и чисто технические трудности исполнения такой процедуры замеров на современном дизеле усугубляются недостаточной точностью метода из-за возможного неудовлетворительного состояния плотности цилиндра или некачественной работы форсунок. К примеру, если форсунка «льет» - поршень перегревается, что сказывается на характере линий сжатия-расширения при кратковременном отключении топливоподачи. Исследования на судах Новороссийского морского пароходства показали, что при регулировке индикаторного привода по совпадению линий сжатия-расширения в соответствии с инструкцией по эксплуатации расхождение между ВМТ индикаторного привода и кривошипа может достигать угла Djквмт=jквмт- jвмт=0.8 - 1.1 градусов поворота коленчатого вала (опкв) [25], [26], [27]. Как видно из рис.8, смещение точки отсчета индикаторной диаграммы приводит к погрешности определения давления на линии сжатия (Pk1 ) и расширения (Pk11 ). При этом если индикаторная шайба опережает кривошип (угол Djквмт в этом случае отрицательный) - индикаторная диаграмма становится «полнее», среднее индикаторное давление оказывается завышенным [5]. Рис.8. Изменение ординат индикаторной диаграммы при смещении точки отсчета на угол Δφ Для оценки погрешности индицирования из-за отклонения угла заклинки индикаторной кулачной шайбы были проведены специальные исследования. Оценка погрешности дана на основе численного моделирования по реальным индикаторным диаграммам дизеля 7ДКРН 80/160-4. Расчеты позволили установить, что для режимов полного хода погрешность индицирования двигателя возрастает практически прямо пропорционально углу смещения индикаторной шайбы на распределительном валу. При этом каждому смещению шайбы на 10 пкв как в сторону опережения, так и в сторону запаздывания соответствует ~5% погрешности индицирования (рис.9). Такое соотношение между углом смещения и погрешностью сохраняется и для двигателей иных классов. Обработка индикаторных диаграмм того же двигателя на частичных режимах работы (91.1 и 80.0 об/мин) позволила установить, что при смещении шайбы на 10пкв погрешность возрастает до 5.37 и 6.46% (рис.10). Рис.9. Погрешность индицирования Рис.10. Погрешность оценки

Похожие:

	Механотестер топливной аппаратуры Механотестер топливной аппаратуры дизелей предназначен для диагностирования системы топливоподачи высокого давления, в т ч нагнетательных...		第一章 柴油机使用说明 Глава 1 Описание эксплуатации дизелей В период первых 60 часов (или 3000 км) эксплуатации новых дизелей следует ограничивать нагрузку, которая не должна превышать 75%...
	Техническое описание и инструкция по эксплуатации. Введение Техническое описание и инструкция по эксплуатации (ТО) предназначено для изучения и правильной эксплуатации стендов для испытания...		Руководство по монтажу, эксплуатации и хранению комплекта аппаратуры... Руководство по эксплуатации предназначено для изучения и правильной эксплуатации аппаратуры. Надёжность работы аппаратуры и срок...
	Инструкция по эксплуатации дизелей 工程机械及拖拉机用柴油机,在最初使用的60h 内,柴油机应在部分负荷(油门在3/4 位置以下)工作｡ Эксплуатация дизелей для инженерных машин и тракторов должна быть осуществлена под частичной нагрузкой (дроссельная заслонка находится...		Правила госкомрыболовства РФ от 05. 05. 1999 n 107 правила технической...
	Международная школа Главных инженеров (Главных архитекторов) проектов И даже успешно работающие гипы ощущают недостаточность своих знаний по этим вопросам, пытаются самостоятельно компенсировать пробелы...		Инструкция участникам конкурса на право заключения договора на поставку... Заказчик намерен провести конкурс по выбору поставщика на поставку продукции по следующему предмету: поставка судовых дизелей-генераторов...
	Оборудование для оснащения участков по ремонту дизельной топливной аппаратуры Коммерческий отдел: тел/факс: (48431) 2-68-90, 249096, Калужская обл., г. Малоярославец		Курсовой проект На тему «Проектирование участка по то и ремонту топливной аппаратуры на атп» Рекомендации по применению горюче-смазочных материалов и специальных жидкостей зарубежного производства 19
	Согласовано Настоящая инструкция регламентирует основные требования по охране труда, которые слесарь по ремонту топливной аппаратуры должен знать...		Руководство по эксплуатации (РЭ) предназначено для работников автомобильного... И, принципа действия и технического обслуживания шестисекционных и восьмисекционных топливных насосов высокого давления (тнвд) типа...
	Исследование функциональной и принципиальной схем Целью работы является: изучение характеристик и принципа построения аппаратуры курс мп-2; изучение функциональных схем блоков кпр-200П,...		Стенд для испытания дизельной топливной аппаратуры сдм-8 Тнвд, числа циклов, подачи топлива, измерения указанных параметров, а также цикловой подачи, угла нагнетания и начала впрыскивания...
	Требования Бюджетной отчетности главных распорядителей средств федерального бюджета, главных администраторов доходов, главных администраторов...		Федор Михайлович Достоевский : Преступление и наказание Федор Михайлович... В начале июля, в чрезвычайно жаркое время, под вечер, один молодой человек вышел из своей каморки, которую нанимал от жильцов в с-м...