Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Проблема утилизации теплоты отработавших газов силовых и теплогенерирующих установок мобильной техники (состояние вопроса) 12
1.1. Источники тепловых потерь на объектах мобильной техники 12
1.1.1. Силовые установки 12
1.1.2. Теплогенерирующие установки: отопители и предпусковые подогреватели 17
1.2. Системы утилизации тепловых потерь силовых и теплогенерирующих установок мобильной техники 20
1.2.1. Паросиловые установки с внешним парообразованием 21
1.2.2. Термоэлектрические генераторы 24
1.2.3. Двигатели Стирлинга 26
1.2.4. Воздушные расширительные машины 31
1.2.5. Поршневые двигатели с внутренним парообразованием 36
1.2.5.1. Двигатели с поверхностным парообразованием 36
1.2.5.2. Двигатели с объемным парообразованием 37
1.3. Цель и задачи исследования 40
Глава 2. Физическая природа и математическая модель индикаторного процесса утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием 42
2.1. Физическое представление о процессах, протекающих в цилиндре утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием 42
Глава 3. Экспериментальная установка и методика экспериментального исследования 64
3.1. Экспериментальная установка 64
3.1.1. Силовая установка 64
3.1.2. Оборудование экспериментальной установки 73
3.2. Оценка погрешности измерений 76
3.3. Методика экспериментального исследования 82
Глава 4. Результаты экспериментального исследования 97
4.1. Влияние регулировочных и эксплуатационных характеристик утилизационного двигателя на частоту вращения коленчатого вала и на характер процесса сжатия в нем отработавших газов дизеля 97
4.2. Оценка адекватности математической модели рабочего процесса утилизационного двигателя 103
4.3. Исследование рабочего процесса утилизационного двигателя с помощью математической модели 105
4.4. Оптимизация параметров впрыскивания воды в цилиндр утилизационного двигателя с помощью математической модели 118
Заключение 123
Список использованной литературы 128
- Теплогенерирующие установки: отопители и предпусковые подогреватели
- Поршневые двигатели с внутренним парообразованием
- Оборудование экспериментальной установки
- Оценка адекватности математической модели рабочего процесса утилизационного двигателя
Введение к работе
Наиболее широкое применение в качестве силовых установок мобильной техники нашли двигатели внутреннего сгорания (ДВС) и, прежде всего, поршневые и комбинированные двигатели. Они представляют собой энергетические системы, вырабатывающие механическую энергию, которая частично передается к входному валу трансмиссии и агрегатам, обеспечивающим работу силовой установки и самого транспортного средства в целом. Широкое их распространение обусловлено тем, что в результате многолетнего развития, ставшего возможным благодаря общему научно-техническому прогрессу, успехам металлургии и машиностроения, они достигли весьма высоких энергетических показателей и экономичности, обладают достаточной надежностью и хорошо освоены в технологическом отношении.
Совершенство рабочего процесса поршневых ДВС, согласно теории двигателей, оценивается величиной индикаторного КПД (т. е. эффективностью преобразования термохимической энергии топлива в работу расширения) или величиной тепловых «потерь». Принципиально выделившаяся при сгорании теплота «теряется» либо с поверхности двигателя и его систем, либо с уходящими из него отработавшими газами (ОГ). Значительную часть составляют «потери» именно с ОГ. В дизелях они составляют 85-110 % по отношению к эффективной мощности, в бензиновых двигателях превосходят ее на 25-45 %.
Особо остро встает вопрос о «потерях» теплоты с уходящими газами в связи с существующей тенденцией адиабатизации двигателей внутреннего сгорания, позволяющей повысить топливную экономичность, уменьшить размеры и массу двигателя. Для адиабатных двигателей характерно снижение «потерь» теплоты внутри цилиндра, повышающее индикаторные показатели. Однако, снижение «потерь» теплоты внутри цилиндра сопровождается заметным увеличением «потерь» с ОГ, ростом их температуры. Таким образом,
перспективные адиабатные двигатели «теряют» с уходящими газами значительно больше теплоты, чем обычные двигатели внутреннего сгорания.
Значительные «потери» теплоты (особенно в двигателях с искровым воспламенением) вызваны неполным сгоранием топлива. Выбрасываемые в атмосферу с отработавшими газами углеводороды существенно загрязняют окружающую среду. Для их нейтрализации используют устройства, позволяющие дожигать несгоревшее в цилиндрах топливо с помощью так называемых термореакторов или дожигателей. Наряду с основным эффектом -снижением выхода токсичных веществ с ОГ, применение дожигателей приводит к значительному повышению температуры газов, выбрасываемых в атмосферу. Это дополнительно увеличивает «потери» теплоты двигателей с ОГ
Для обеспечения эксплуатации мобильной техники при низких температурах окружающего воздуха используются предпусковые подогреватели. Их использование значительно сокращает время подготовки двигателя к работе. Вместе с тем, продукты сгорания, выбрасываемые из подогревателей и отопителей в окружающую среду, обладают значительным запасом высокопотенциальной энергии. Например, полезная тепловая производительность подогревателя ПЖБ-400 составляет 45,4 кВт, при этом с продуктами сгорания выбрасывается в атмосферу около 25 кВт энергии.
Приведенные материалы убедительно свидетельствуют о больших «потерях» энергии, которыми сопровождается работа силовых и теплогенери-рующих установок мобильной техники и, следовательно, о значительных резервах повышения экономичности силовых установок и возможности получения дополнительной полезной работы в случае утилизации этой энергии.
Весьма важным направлением при утилизации «потерь» энергии является использование ее для выработки дополнительной работы. Однако анализ литературы показывает, что на объектах мобильной техники сейчас нет доведенных до серийной зрелости систем, обеспечивающих использование энергии уходящих из ДВС газов. Существует целый ряд технических систем, кото-
рые могут быть использованы в указанных целях. Сравнительный анализ этих систем, проведенный в настоящей работе, показал перспективность применения утилизационных поршневых двигателей с внутренним объемным парообразованием. Разработка и исследование такого двигателя ведется на кафедре двигателей Челябинского военного автомобильного института. Однако среди выполненных работ нет исследований, посвященных особенностям протекания рабочего процесса такого двигателя.
Таким образом, можно предположить, что существующая научная проблема, связанная с относительно низкой эффективностью использования энергии сгорания топлива в силовых и теплогенерирующих установках мобильной техники, частично разрешается при утилизации теплоты их ОГ при помощи поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием. При этом для более эффективного преобразования «отбросной» теплоты в работу необходимо провести исследование рабочего процесса утилизационного двигателя.
Цель настоящего исследования - изучить рабочий процесс утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием и оптимизировать параметры системы подачи воды в его цилиндр.
Для достижения указанной цели было необходимо решить следующие задачи:
Разработать и изготовить опытный образец утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием.
Разработать математическую модель рабочего процесса утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием.
3. Создать экспериментальную установку, включающую поршневой
двигатель внутреннего сгорания и утилизационный поршневой двигатель с
внутренним объемным парообразованием.
Оценить адекватность разработанной математической модели.
Экспериментально и теоретически (с помощью разработанной математической модели) установить характер и объяснить природу влияния температуры отработавших газов поршневого двигателя внутреннего сгорания, тем-
пературы стенок цилиндра утилизационного двигателя и регулировочных параметров его системы подачи воды на индикаторные показатели последнего.
6. С помощью разработанной математической модели провести оптимизацию параметров впрыскивания воды в утилизационный поршневой двигатель.
Объектом исследования являлась техническая система, включающая в себя поршневой двигатель внутреннего сгорания и поршневой утилизационный двигатель с внутренним объемным парообразованием.
Предметом исследования служили процессы, протекающие в цилиндре поршневого утилизационного двигателя с внутренним объемным парообразованием.
Методика исследования базировалась на использовании основных положений системного подхода, метода математического планирования многофакторного эксперимента и компьютерного моделирования, а также статистической обработки результатов на ПК.
Работа носит теоретико-экспериментальный характер. В опытах была использована современная измерительная и вычислительная аппаратура.
Выводы и рекомендации сформулированы на основе результатов натурного и модельного экспериментальных исследований технической системы, включающей в себя дизель КамАЗ-740 и поршневой утилизационный двигатель с внутренним объемным парообразованием.
Обоснованность и достоверность результатов исследования подтверждается применением комплекса современных информативных и объективных методов исследования, подбором измерительной аппаратуры, систематической ее поверкой и контролем погрешностей, выполнением рекомендаций соответствующих стандартов и руководящих технических материалов на испытания и корректной статистической обработкой экспериментальных данных с использованием ЭВМ. Научные положения и выводы проверены результатами, полученными в ходе экспериментов.
Научная новизна работы заключается в следующих положениях, выносимых автором на защиту:
- создана математическая модель, позволяющая исследовать влияние
температуры отработавших газов дизеля на входе в утилизационный двига
тель, температуры стенок цилиндра последнего, давления, продолжительно
сти и момента начала впрыскивания воды в цилиндр утилизатора на его ин
дикаторные показатели;
установлена зависимость между температурой отработавших газов дизеля на входе в утилизационный двигатель, температурой стенок цилиндра последнего, давлением, продолжительностью и моментом начала впрыскивания воды в цилиндр утилизатора и его индикаторными показателями, а также объяснена природа влияния указанных выше факторов на рабочий процесс утилизационного двигателя;
впервые экспериментально подтверждена возможность утилизации теплоты отработавших газов силовых и теплогенерирующих установок наземной мобильной техники с помощью поршневого утилизационного двигателя с внутренним объемным парообразованием;
выявлены оптимальные значения параметров системы подачи воды в цилиндр, обеспечивающие получение наилучших индикаторных показателей утилизационного двигателя.
Практическая ценность работы состоит в том, что использование полученной математической модели позволяет расчетным путем оценить влияние температуры ОГ дизеля на входе в утилизационный двигатель, температуры стенок цилиндра последнего, давления, продолжительности и момента начала впрыскивания воды в цилиндр утилизатора на его индикаторные показатели на стадии разработки системы утилизации, а также позволяет рассчитать оптимальные значения параметров системы подачи воды в цилиндр утилизатора.
Представленные в диссертации материалы могут найти применение в научно-исследовательских, проектно-конструкторских организациях и на за-
водах, занимающихся созданием теплосиловых установок на базе двигателей внутреннего сгорания.
Реализация результатов работы. Материалы диссертационного исследования используются в НЛП «Агродизель» г. Москва; включены в Типовую программу развития малой энергетики АО «Энерго» и программу НИОКР на 2002-2004 гг. РАО «ЕЭС России»; используются и внедрены при выполнении курсовых и дипломных работ, а также при чтении отдельных разделов лекций по дисциплинам «Двигатели военной автомобильной техники» и «Теплотехника» в Челябинском военном автомобильном институте.
Апробация работы. Основные положения диссертации были доложены и одобрены на втором Международном Форуме по проблемам науки, техники и образования (Москва, 2000 г.); третьем Международном Форуме по проблемам науки, техники и образования (Москва, 2001 г.); Всероссийской научно-технической конференции «Проблемы проектирования, строительства и эксплуатации автомобильных дорог» (Челябинск, 2001г.); Всероссийской научно-технической конференции «Инженерная защита окружающей среды в транспортном строительстве» (Челябинск, 2002 г.); Международной научно-технической конференции «Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения» (Челябинск, 2003 г.); Международной научно-технической конференции «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей тракторов и автомобилей» (Пушкин, 2003); научно-методическом семинаре с участием сотрудников кафедр «Двигатели», «Эксплуатация военной автомобильной техники» и «Автомобильная техника» Челябинского военного автомобильного института (Челябинск, 2003 г.); научно-методическом семинаре кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Южно-Уральского государственного университета; в ГСКБД ОАО «ЧТЗ» (Челябинск, 2003 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано девять печатных работ, получено одно свидетельство на полезную модель. Диссертация содержит 139 страниц машинописного текста, 46 рисунков, 13 таблиц и состоит из
введения, четырех глав, заключения, списка основной использованной литературы, включающего 118 наименований, и приложений.
Теплогенерирующие установки: отопители и предпусковые подогреватели
Результаты оценки "потерь" энергии с ОГ, выбрасываемыми в атмосферу из силовых и теплогенерирующих установок мобильной техники, свидетельствуют о значительных резервах повышения экономичности и возможности получения дополнительной полезной работы в случае утилизации этой энергии [25, 39,47,50,74,78,95, 101, 113].
Возможны два направления использования термического потенциала отработавших газов - для обеспечения теплотой нуждающихся в ней тех или иных потребителей на мобильном средстве и для получения дополнительной полезной работы. Последняя или передается (добавляется) непосредственно на коленчатый вал поршневого ДВС, или используется для привода каких-либо агрегатов и систем силовой установки.
Примером реализации первого направления может служить вариант утилизации теплоты отработавших газов с помощью теплообменника-змеевика, расположенного в глушителе [22]. Прокачиваемая через змеевик и нагреваемая жидкость может быть использована в холодное время года для обогрева кабины, аккумуляторных батарей, ускоренного прогрева двигателя и т. п. При этом количество теплоты, получаемое циркулирующей жидкостью, весьма существенно - на автомобиле ГАЗ-52, например, оно составляет 24,1 кДж/ч [22].
В плане второго направления, которому и посвящена данная работа, системы утилизации теплоты ОГ поршневых ДВС можно разделить на следующие группы: - паросиловые установки с внешним парообразованием; - термоэлектрические генераторы; - двигатели Стерлинга; - воздушные расширительные машины; - поршневые двигатели с внутренним парообразованием.
На рис. 1.3 показана схема комбинированного дизеля корпорации Термоэлектрон (США) [1]. Характерной особенностью ее является то, что во вторичном контуре использования теплоты циркулирует свое рабочее тело. Подкачивающим насосом 2 оно в жидком состоянии направляется в подогреватель 6 и затем в парогенератор 5. Здесь, благодаря теплоте, полученной от ОГ, жидкость испаряется. Пар приводит в действие расширительную машину 4, связанную редуктором с коленчатым валом дизеля. Затем пар через подогреватель (где от него нагревается жидкость, направляющаяся в парогенератор) поступает в конденсатор 7 и оттуда в жидком состоянии рабочее тело возвращается в подкачивающий насос 2.
По данным [1] испытания автомобиля с комбинированным двигателем, выполненным по рассмотренной схеме, позволили повысить мощность на 15 %.
Известны силовые установки, в которых рабочим телом вторичного контура использования теплоты является вода из системы охлаждения ДВС [114] (рис. 1.4). Согласно расчетам [114] повышение КПД в результате реализации такой схемы может достигать 18 %.
Близкие данные по повышению КПД установок при использовании в качестве вторичного контура паросиловой установки приводятся для дизеля 6 ЧН 26/34 - 12,7 % [78, 117] и для карбюраторного двигателя ЗИЛ-130 - 22,2 % [117]. В последней работе оценен и эффект использования дожигателя ОГ поршневого ДВС. Он позволяет дополнительно повысить КПД силовой установки на 5,7 %.
Мощность, вырабатываемая во вторичном контуре, может не передаваться непосредственно на коленчатый вал поршневого двигателя, а использоваться для привода устройств, обеспечивающих работу системы охлаждения ДВС [36] (рис. 1.5).
Схема включает в себя поршневой ДВС (с газотурбинным наддувом или без него), ОГ которого, проходя через парогенератор 2, превращают в пар охлаждающую жидкость, подаваемую сюда насосом 6. Пар поступает в турбину 5, где совершает полезную работу. Мощность, развиваемая турбиной, используется для привода насоса системы охлаждения 6 и вентилятора 4. После турбины пар проходит через конденсатор 3, превращается в жидкость, охлаждается и направляется в рубашку охлаждения ДВС.
Учитывая, что затраты мощности на осуществление охлаждения составляют около 10 % [36], эту цифру можно считать выигрышем, который позволит получить рассмотренный вариант утилизации теплоты отработавших газов.
Достоинством рассмотренной схемы автор считает возможность ликвидации традиционных устройств, регулирующих интенсивность охлаждения: муфты (или реле) отключения вентилятора и клапана (термостата), регламентирующего циркуляцию жидкости в системе охлаждения. Обусловлено это тем, что в данном случае интенсивность охлаждения прямо связана с нагрузкой ДВС, а не с частотой вращения его коленчатого вала, как в традиционных схемах систем охлаждения.
Одним из возможных направлений в утилизации теплоты отработавших газов является ее трансформация в электрическую энергию с помощью термоэлектрических преобразователей (модулей) [39, 42]. На рис. 1.6 показана соответствующая принципиальная схема утилизационной установки на базе термоэлектрического генератора.
Испытания [40, 41] показали, что материалы различных модулей работают в оптимальном режиме при разности температур "холодного" и "горячего" спаев термоэлемента AT - 220 К (модуль УГМ-80) и AT = 600 К (модуль УГМ-200) (рис. 1.7 [40]).
На рис. 1.8 [40] показаны значения КПД модулей УГМ-80 и УГМ-200 в зависимости от разности температур AT. При этом оптимальные значения КПД равны: для УГМ-80 х\ = 6 % при AT = 220 К, для УГМ-200 г, = 12 % при AT = 600 К. Из рис. 1.8 видно, что модуль УГМ-80 в своем диапазоне температур работает эффективнее.
Для объектов мобильной техники более приемлемым является модуль УГМ-80, так как необходимая для его эффективной работы разность температур (AT = 220 К) может быть получена без специального охлаждения «холодного» спая термоэлемента.
Поршневые двигатели с внутренним парообразованием
Повысить мощность рассмотренной выше утилизационной системы можно за счет использования в качестве рабочего тела водяного пара [107]. В работах [64, 65, 73] предлагается схема в которой мелкораспыленная вода впрыскивается на нагретую стенку цилиндра паровой машины (рис. 1.14).
Принцип работы данной силовой установки, в основном, аналогичен рассмотренному выше, принципиальное отличие состоит в том, что в момент приближения поршня к ВМТ через форсунку происходит впрыск воды на горячие стенки цилиндра, омываемые отработавшими газами ДВС, вследствие чего происходит интенсивное парообразование, пар расширяется, производя работу.
Проведенные расчеты [107] подтвердили, что процесс внутреннего испарения воды осуществим в достаточно быстроходных паровых машинах с внешним обогревом цилиндров отработавшими газами силовых и теплогенерирующих установок.
Двигатель с объемным парообразованием предложен в работе [70]. Принципиальная схема его представлена на рис. 1.15. Двигатель работает следующим образом.
Воздух, поступающий в картер 3 двигателя через впускной патрубок 2, нагнетается при помощи кривошипного механизма 1 в патрубок подачи сжатого воздуха 14 в котел. В котле 10, воздух обеспечивает сгорание топлива, впрыскиваемого через форсунку 13, при этом его температура и давление повышается. Воспламенение топлива в котле 10 производится при помощи искровой свечи 12. Продукты сгорания при открытии продувочного окна 8 во впускном коллекторе 9 заполняют цилиндр 5. При движении поршня вверх, поступившие в цилиндр 5 продукты сгорания сжимаются, и их температура значительно воз растает. В момент подхода поршня 6 к ВМТ в цилиндр через форсунку 7 впрыскивается вода, предварительно подогретая при прохождении через змеевик 11, расположенный в котле 10.
Впрыснутая в цилиндр 5 вода превращается в пар за счет высокой температуры сжатого газа и совершает рабочий ход. Отработавшие газы выбрасываются в атмосферу через выпускной коллектор 4.
Данная идея была использована нами для создания утилизационного поршневого двигателя с внутренним объемным парообразованием (УД), использующего в качестве генератора продуктов сгорания не специальный котел, а двигатель внутреннего сгорания, ОГ которого перед выбросом в атмосферу направляются в цилиндр УД, где в последующем реализуется описанный выше процесс парообразования [67]. Конструкция такого двигателя подробно описана в главе 3.
Эффективность применения той или иной системы утилизации можно оценить различными способами. В настоящее время утилизационные установки сравниваются по отдельным технико-экономическим показателям, но каждая такая установка представляет собой сложный технический комплекс узлов и механизмов, поэтому необходимо учитывать большое количество показателей, которые имеют различный физический смысл, а также довольно сложные взаимосвязи. Формализовать эти связи и учесть одновременно все показатели - чрезвычайно трудная задача.
Поэтому определение эффективности утилизационных систем в работе проведено с помощью анализа значимости [41]. С помощью этого метода можно осуществить сравнительный анализ и оценку различных утилизационных установок. При этом оценочные понятия (или оцениваемые характеристики, положенные в основу оценки) обозначаются цифрами (баллами) от 1 до 10, а затем располагаются в порядке их значимости с помощью оценочных коэффициентов от 1,0 до 0,1.
После определения технической оценки вычисляется значимость данного показателя с учетом оценочного коэффициента. Далее суммируют полученные баллы и сравнивают варианты в процентном отношении, принимая наибольшую сумму за 100 %.
Оборудование экспериментальной установки
Дизель КамАЗ-740 с помощью карданного вала соединен с валом ротора балансирного динамометра постоянного тока 4 испытательного стенда DS-1036-4/N 7 (см. рис. 3.1, 3.4). Испытательный стенд типа DS имеет возможность работать с плавным переходом от двигательного режима к генераторному. Имеющееся оборудование позволяет автоматически поддерживать частоту вращения коленчатого вала двигателя в широком диапазоне нагрузки при работе в режиме генератора и двигателя, а также автоматически управлять величиной крутящего момента.
Испытательный стенд DS-1036-4/N имеет следующие основные характеристики: тормозная мощность потребляемая - 245 кВт; мощность в режиме генератора - 230 кВт; мощность в режиме двигателя - 216 кВт; напряжение якорей - 660 В; ток в цепи якорей - 248 А; частота вращения вала ротора - до 3000 мин" ; напряжение возбуждения - 220 В.
Настройка требуемого значения частоты вращения и крутящего момента может осуществляться ручным потенциометрическим регулятором 5, либо автоматически. Нагрузочный режим работы двигателя регулировался путем изменения подачи топлива и частотой вращения вала тормоза, мощность поглощалась за счет рекуперации электрической энергии. В ходе предварительных экспериментов была установлена зависимость температуры отработавших газов дизеля от его режима работы.
В системе охлаждения дизеля отсутствовали радиатор и вентилятор. Охлаждение двигателя производилось проточной водопроводной водой, причем поддержание нормального теплового режима двигателя обеспечивалось соответствующим положением рукояток кранов и термостатами. Контроль температуры охлаждающей жидкости осуществлялся по магнитоэлектрическому термометру марки TUE - 48-1. В смазочную систему изменения не вносились. Контроль давления масла осуществлялся по указателю давления масла, а температура масла - по термометру TUE - 48-1. В систему питания дизеля включен автоматический измеритель расхода топлива 27 типа АИР-50, позволяющий определять часовой расход топлива. Расход воздуха определялся с помощью ротационного газового счетчика 3 типа РГ-600-1-1.5.
Для снижения противодавления в системе выпуска испытательного стенда использовали вытяжной вентилятор ВВД-6. Часть ОГ из выпускной системы дизеля направлялась через патрубок в цилиндр УД.
Утилизационный двигатель с помощью клиноременной передачи (см. рис. 3.4) был связан с собственной тормозной установкой 27. С помощью этой же тормозной установки производили пуск УД.
Контроль температуры ОГ дизеля на входе в УД и уходящих из него в атмосферу газов производился с помощью хромель-алюмелевых термопар 18 и 20 (см. рис. 3.4) типа Т-80-Т и потенциометра 25 марки КСП-4. Для определения расхода ОГ дизеля, поступающих в УД, использовался ротационный газовый счетчик 23 типа РГ-40-1. Давление газов на входе в УД контролировали с помощью U-образного водяного пьезометра 24. Температуру впрыскиваемой воды и температуру стенок цилиндра измеряли термопарами ХК (22) и регистрировали потенциометром 26.
Измерение частоты вращения коленчатого УД производилось частотомером PC 01-0745 с выводом на цифровую индикацию.
Контроль температуры окружающего воздуха производился по показаниям термометра ТЛ-18, а атмосферного давления - по барометру типа М-98.
Для исследования рабочего процесса УД использовался пьезоэлектрический двухлучевой индикатор давления типа 2780-S «Орион» [98].
Для непосредственной регистрации давления в цилиндре УД использовался пьезоэлектрический датчик типа №1 (рис. 3.8)
Высокая собственная частота датчика (20 кГц) в сочетании с линейной характеристикой усилителя, определяющей рабочий диапазон частот до 60-100 кГц, обеспечили регистрацию без искажений рассматриваемых высокочастотных процессов.
Для регистрации момента начала подъема иглы и продолжительности впрыска на головке УД был установлен контактный узел 5 (см. рис. 3.7), который при начале движения коромысла 4 замыкал цепь от источника питания напряжением 0,1 вольта до левой розетки усилителя дополнительных сигналов пьезоэлектрического двухлучевого индикатора давления. При этом на луче диаграммы появлялось просветление, которое исчезало при размыкании контактов 5.
Сигналы «мертвых точек» генерировались фотоэлементом датчика угла поворота датчика хода, который был соединен с валом УД, и передава лись к правой розетке усилителя дополнительных сигналов пьезоэлектрического двухлучевого индикатора давления. При прохождении поршнем мертвой точки на луче диаграммы появлялся сигнал в виде направленного вниз зубца.
Предметом настоящего исследования являлись индикаторные показатели поршневого утилизационного двигателя с внутренним объемным парообразованием.
В ходе проведения экспериментов часть необходимых параметров определялась путем прямых измерений (табл. 3.3), часть - косвенным путем по показаниям прямых измерений, функционально связанных с ними (табл. 3.5).
Проведенные измерения не могут быть выполнены абсолютно точно и содержат некоторые погрешности. Все погрешности разделяют на объективные и субъективные [16, 38, 44].
Объективные погрешности возникают в процессе измерения вследствие несовершенства принятого метода измерения, влияния внешних условий на процесс измерения и особенностей устройства приборов.
Объективные погрешности подразделяются на систематические, включающие в себя статические и динамические погрешности, и случайные.
Систематические погрешности могут возникать закономерно в связи с ограниченной точностью приборов, ухудшением их технического состояния, неправильно выбранного метода измерения или установки прибора. Для снижения влияния погрешностей на результаты измерений в процессе исследований принимались следующие меры: использовались приборы с классом точности не ниже 0,5 с действующими сроками метрологического контроля, вводились поправки к приборам по результатам сравнения показателей эталонных приборов с рабочими.
Оценка адекватности математической модели рабочего процесса утилизационного двигателя
Приведенные цифры свидетельствуют о том, что частота вращения коленчатого вала УД больше всего зависит от продолжительности впрыскивания воды. Чем больше фвпр, тем больше цикловая подача; следовательно, большее количество пара получится при испарении воды, и больший объем потребуется полученному пару при перегреве. А так как в районе ВМТ объем цилиндра изменяется мало, то это приведет к большему росту давления и увеличению времени поддержания высокого давления в процессе расширения (т. е. повысится среднее индикаторное давление) и, следовательно, больше будет крутящий момент на коленчатом валу и частота его вращения.
Весьма существенное влияние на частоту вращения коленчатого вала УД давления впрыскивания тоже хорошо объяснимо. Чем выше это давление, тем больше цикловая подача и тем выше давление в цилиндре и, в конечном счете, тангенциальная сила на кривошипе, формирующая крутящий момент. Кроме того, давление впрыскивания существенно влияет на качество распыливания воды, то есть на диаметр получаемых капель. Соответственно, чем больше давление, тем меньше диаметр капель, и тем быстрее и полнее испарится впрыснутая порция воды. Следовательно, быстрее и выше поднимется давление в цилиндре УД со всеми вытекающими отсюда последствиями (при условии оптимальных значений начала и продолжительности впрыскивания).
Все вышесказанное подтверждает коэффициент перед произведением факторов Х3 и Х4. Он показывает, что эффект совместного положительного влияния давления и продолжительности впрыскивания воды в цилиндр УД составляет 27,5 %.
Кроме того, наличие квадратичных членов Х3 , Хд и Х5 говорит о том, что при изменении каждого из названных факторов от минимального уровня до максимального, при зафиксированных значениях остальных факторов, функция имеет экстремум, в частности - максимум, так как знаки пе ред всеми квадратичными факторами полученного полиномиального уравнения - отрицательные.
Квадратичные эффекты для давления и продолжительности впрыскивания проявляются в следующем. Так как данные факторы определяют цикловую подачу, то после достижения оптимальных значений (когда частота вращения в функции от них имеет максимум), дальнейшее их увеличение ведет к впрыскиванию такого количества воды, которое при существующей температуре в цилиндре УД не успевает испариться и перегреться при минимальном объеме цилиндра, то есть среднее индикаторное давление начинает снижаться, и, следовательно, снижается частота вращения коленчатого вала УД.
Влияние момента начала впрыскивания (Х5) не столь ощутимо (в сравнении с характеристиками впрыскивания, определяющими величину цикловой подачи), хотя и вполне заметно. Учитывая то, что максимальное кодовое значение Х5 соответствует впрыскиванию в ВМТ, а минимальное -за 30 град ПКВ до ВМТ, можно констатировать, что чем ближе к ВМТ начинается впрыскивание, тем большее давление в цилиндре развивается после ВМТ - в процессе расширения, с вытекающими отсюда последствиями: большей тангенциальной силой на кривошипе и, соответственно, большим крутящим моментом. Но нельзя забывать о том, что данный фактор дает функции максимум, следовательно, после какого-то значения 60птималь1Юе дальнейшее приближение момента начала впрыскивания к ВМТ начинает оказывать негативное влияние на частоту вращения. Причина данного явления в том, что окончание впрыскивания в этом случае оказывается за ВМТ, и увеличение объема цилиндра с каждым градусом поворота коленчатого вала УД становится больше, следовательно, перегрев пара происходит в большем объеме, что ведет к снижению среднего индикаторного давления и, как следствие, частоты вращения вала УД. Поиск оптимальных параметров впрыскивания воды произведен на третьем этапе экспериментального исследования.
Неожиданно небольшим, на первый взгляд, оказалось влияние на частоту вращения коленчатого вала температуры ОГ дизеля на входе в УД. Однако, это вполне объяснимо. Дело в том, что даже при относительно невысокой начальной температуре ОГ после их сжатия температура становится вполне достаточной для интенсивного испарения и перегрева пара и ее дальнейшее увеличение мало отражается на величине давления в цилиндре.
Совсем слабо зависит частота вращения коленчатого вала УД от температуры стенок цилиндра (в испытанном диапазоне). Изменение её от 80 до 150 С практически не оказало никакого влияния, хотя из формулы (4.1) видно, что увеличение температуры все-таки ведет к некоторому росту частоты вращения. Причина этого заключается в несколько меньшем теплоотводе от рабочего тела в стенки внутрицилиндрового пространства.
Анализируя уравнение (4.2) следует иметь в виду, что три фактора (рвпр, фвпр и 0) и, соответственно, их кодовые значения Хз Х4 и Х5, в формуле отражают влияние частоты вращения коленчатого вала УД на величину показателя политропы сжатия. Как оказалось, именно от частоты вращения больше всего зависит псж. Самый большой эффект воздействия принадлежит продолжительности подачи воды (100 %), весьма существенно влияние давления впрыскивания ее в цилиндр - 58,0 %, свой вклад вносит и момент начала впрыскивания (14,0 %), т. е. те факторы, которые в соответствии с уравнением (4.1) в основном определяют частоту вращения коленчатого вала двигателя. Как видно из уравнения (4.2), увеличение частоты вращения проводит к росту величины показателя политропы.
