Белоусов Е.В. Дизельные двигатели современных морских судов

Подождите немного. Документ загружается.

– 10 –

ратимых термодинамических процессов.

Сопоставление значений КПД теоретиче-

ского и действительного циклов позволит

выяснить степень совершенства использо-

вания теплоты в реальном двигателе.

При рассмотрении теоретических циклов

принимаются следующие допущения:

− в цикле двигателя постоянно использу-

ется одно и тоже рабочее тело количество

и состав которого не изменяется;

− рабочее тело – идеальный газ, теплоем-

кость которого не зависит от его темпера-

туры;

− процессы сжатия и расширения рабоче-

го тела считают адиабатными, т. е. пред-

полагают, что стенки цилиндра теплоне-

проницаемы;

− действительные процессы сгорания то-

плива и удаления продуктов сгорания

(которые происходят в реальном двигате-

ле) в теоретическом цикле условно заме-

няются подводом и отводом теплоты при

постоянных объеме (V=const) и давлении

(р=const).

Под идеальными (термодинамическими

или теоретическими) циклами следует по-

нимать упрощенную термодинамическую

модель рабочего процесса. Условно приня-

то считать что, кроме неизбежного отвода

теплоты к холодному источнику (согласно

второго закона термодинамики) все осталь-

ные виды потерь энергии в таких циклах

отсутствуют. По этому они являются об-

щими теоретическими циклами двигателя

для любого типа (четырех– или двухтакт-

ного), что упрощает задачу анализа дейст-

вительных циклов ДВС.

Как следует из положений и законов тех-

нической термодинамики ни одна предпо-

сылка теоретического цикла не реализуема

на практике. В то же время конкретный

идеальный цикл, обладающий наибольшим

термическим КПД, является эталоном при

оценке реальных рабочих циклов ДВС.

Различают три основных вида теорети-

ческих циклов поршневых ДВС:

− с подводом теплоты Q

, при посто-

янном объеме V = const, являющийся тео-

ретическим циклом бензинового двигате-

ля (цикл Отто) (рис. 2.5 а);

− с подводом теплоты Q

при посто-

янном давлении р = const, является теоре-

тическим циклом компрессорных ДВС

которые в настоящее время не строятся,

однако последнее время наблюдается воз-

врат к данному циклу в некоторых сред-

необоротных четырехтактных дизелях

работающих на тяжелых топливах (цикл

Дизеля) (рис. 2.5 б);

− с подводом теплоты Q

, и Q

при

V =const и р = const, называемый циклом

со смешанным подводом теплоты. Этот

цикл является теоретическим циклом

большинства современных ДВС с вос-

пламенением топлива от сжатия (цикл

Тринклера-Саботе) (рис. 2.5 в).

Традиционно циклы поршневых двига-

телей представляют в координатах рV ко-

торые не только наглядно отражают харак-

тер изменения давления как функцию из-

менения объема, но и дают наглядное пред-

ставление о работе совершаемой за цикл.

Учитывая, что элементарная работа поршня

цi

где F

; S

– сила действующая на поршень и

ход поршня на i-том участке цикла.

Сила давления газов равна произведе-

нию давления в цилиндре р

, на площадь

поршня b, F

= р

b. Подставив в выражение

для работы получим:

цi

= р

Учитывая, что bS

, то есть равно эле-

ментарному объему на i-том участке цикла,

окончательно формула работы для элемен-

тарного участка примет вид:

цi

= р

Полная работа цикла равна сумме работ

на элементарных участках. Таким образом,

площадь фигуры ограниченной процесса-

ми, составляющими цикл в координатах рV

будет эквивалентна работе цикла.

Цикл Тринклера-Саботе обедняет в себе

особенности циклов Отто и Дизеля, поэто-

му основные выводы для этого цикла в той

– 11 –

или иной степени справедливы и для двух

остальных. Далее рассмотрим эти законо-

мерности подробнее.

Рисунок 2.5 – Идеальные циклы поршневых

двигателей. а – цикл Отто; б – цикл Дизеля;

в – цикл Тринклера-Саботе

В цикле со смешанным подводом тепло-

ты ас – адиабатическое сжатие идеального

газа, czz’ – подвод теплоты при V=const и р

= const (в реальном двигателе это соответ-

ствует процессу сгорания топлива), z’b –

адиабатическое расширение газа, bа – от-

вод теплоты к холодному источнику при

V= const.

Термический КПД цикла со смешанным

подводом теплоты, при прочих равных ус-

ловиях, занимает промежуточное положе-

ние между первым и вторым циклами. В

общем виде его можно выразить как:

321

)(

QQQ

−=

−+

=η

Выразив Q

; Q

и Q

через температуры

в характерных точках цикла и теплоемко-

сти и сделав соответствующие преобразо-

вания, получим:

)1(1

−ρλ+−λ

−λρ

−=η

−

(2.1)

где ε – степень сжатия; λ = p

– степень

повышения давления; ρ = V

z’

– степень

предварительного расширения; k – показа-

тель адиабат сжатия и расширения газов.

Термический КПД цикла Дизеля можно

получить из выше приведенной формулы

если учесть что в этом цикле λ = 1. Тогда:

[]

)1(

−ρλ

−ρ

−=η

−

Термический КПД цикла Отто можно

получить из выше приведенной формулы

приняв ρ = 1. Тогда:

−

−=η

Приведенные выше зависимости пока-

зывают, что при увеличении степени сжа-

тия термический КПД цикла неизменно

возрастает.

Уравнение (2.1) позволяет проследить

аналитическую связь смешанного цикла с

его параметрами.

_________________________________________

Идеальный термодинамический цикл это упро-

щенная термодинамическая модель рабочего про-

цесса, в которой кроме неизбежного отвода теплоты

к холодному источнику всеми остальными видами

потерь пренебрегают.

– 12 –

Из теории технической термодинамики

следует, что для повышения экономично-

сти и эффективности газового цикла необ-

ходимо расширить пределы изменения па-

раметров рабочего тела в цикле. С увеличе-

нием разности параметров газа ∆T = Т

тах

–

min

, ∆р = р

mах

–р

min

; ∆V = V

max

–V

min

эконо-

мичность и эффективность цикла возрас-

тают. Это положение полностью относится

и к рабочим циклам двигателя, хотя имеют-

ся технические трудности их выполнения,

так как величины ∆T и ∆р ограничиваются

ростом тепловой и механической напря-

женности, а ∆V – увеличением размеров и

массы установки.

Как видно из уравнения (2.1), увеличе-

ние степени повышения давления λ приво-

дит к росту термического КПД и повыше-

нию экономичности рабочего процесса ре-

ального двигателя, а увеличение степени

предварительного расширения ρ – к сниже-

нию экономичности цикла. Следовательно,

влиять на термический КПД η

можно варь-

ированием подвода теплоты Q

и Q

. Это

позволяет изменять температурный пере-

пад ∆T и момент начала процесса расшире-

ния. При ρ = 1,2…1,4 термический КПД (η

)

меньше, чем при ρ = 1, однако максималь-

ное давление цикла р

, а следовательно, и

механическая напряженность двигателя

при этом значительно ниже. В реальном

двигателе, это приводит к снижению меха-

нических потерь и росту механического

КПД (η

). Поэтому эффективный КПД дви-

гателя (η

), при ρ = 1,4 может быть выше,

чем при ρ = 1. Нормальная эксплуатация

дизеля обеспечивается при ρ = 1,3…1,4.

Как уже ранее отмечалось, практически

все современные СДВС выполняют с над-

дувом. Это позволяет повысить массовый

заряд воздуха в цилиндрах, что дает воз-

можность увеличить цикловую подачу топ-

лива, а следовательно, получить большую

эффективную мощность на выходном

фланце двигателя.

Наибольшее распространение на судо-

вых дизелях получил газотурбинный над-

дув при котором компрессор, подающий

воздух под повышенным давлением в ци-

линдры двигателя, приводится от газовой

турбины совершающей работу за счет энер-

гии отработавших в цилиндрах двигателя

газов. Опыт проектирования и эксплуата-

ции комбинированных двигателей показал,

что объединение в одном

энергетическом

агрегате поршневого двигателя, компрессо-

ра и газовой турбины, а также промежу-

точное охлаждение наддувочного воздуха

после компрессора перед его подачей в ци-

линдры оказывают положительное влияние

на все тепловые и газодинамические про-

цессы, из которых состоит рабочий цикл

судового комбинированного двигателя.

Газотурбинный наддув современных

СДВС, выполняют по двум основным кон-

структивным схемам: с импульсным под-

водом газов к турбине (импульсный над-

дув) и с подводом газов к турбине при по-

стоянном давлении (изобарный наддув).

Схематически обе системы наддува приве-

дены на рис. 2.6. На этом же рисунке пред-

ставлены идеальные циклы комбинирован-

ных двигателей с импульсным и изобарным

наддувом представленные в рV координа-

тах.

Рабочий цикл комбинированного двига-

теля реализуется не только в поршневой

части, но и в турбокомпрессорном агрегате.

Рассмотрим подробнее способы реализации

и идеальные циклы для каждого конкретно-

го случая. Поскольку рабочий процесс в

поршневой части двигателя нами был рас-

смотрен ранее, остановимся подробнее

лишь на процессах происходящих вне ра-

бочего цилиндра двигателя.

При импульсном наддуве (рис. 2.6 а)

отработавшие в цилиндре газы после от-

крытия выпускного клапана (Кл) (окон),

что соответствует точке b на индикаторной

диаграмме, поступают в газовую турбину

(Т), по короткому соединительному пат-

рубку (П) малого сечения. Благодаря мало-

му объему подводящего патрубка, расши-

рение газов в нем практически не происхо-

дит, поэтому давление пред турбиной из-

меняется также как и в рабочем цилиндре,

то есть в виде импульса. Дальнейшее адиа-

батное расширение газов происходит уже в

проточной части газовой турбины, в ре-

зультате чего импульсная энергия газов

преобразуется в механическую работу. На

индикаторной диаграмме этому процессу

соответствует участок b-2. Далее отрабо-

тавшие газы при постоянном давлении

– 13 –

(р=const) отводятся в атмосферу или ути-

лизационную систему унося с собой часть

теплоты Q

(отвод теплоты к холодному

источнику согласно второму закону термо-

динамики). На индикаторной диаграмме

этому процессу соответствует участок 2-3.

Механическая энергия, получаемая в газо-

вой турбине, подводится к воздушному

компрессору (К) в котором происходит

предварительное адиабатное сжатие рабо-

чего тела (атмосферного воздуха) (процесс

3-4). В результате адиабатного сжатия тем-

пература рабочего тела на выходе компрес-

сора повышается до 150…200°С.

Для увеличения плотности рабочего тела

и снижения тепловых нагрузок на детали

двигателя воздух перед поступлением в ра-

бочий цилиндр предварительно охлаждают

в специальных теплообменных аппаратах

называемых воздухоохладителями (Во) до

температуры 40…50°С (отводится теплота

). Этот процесс происходит при постоян-

ном давлении (р=const), на индикаторной

диаграмме ему соответствует участок 4-а.

Далее предварительно сжатое и охлажден-

ное рабочее тело через обратный клапан

(Ок), поступает в рабочий цилиндр (точа а)

где далее происходят процессы аналогич-

ные процессам в безнаддувном поршневом

двигателе.

Рисунок 2.6 – Идеальные циклы комбинированного судового двигателя с импульсным (а) и изо-

барным (б) наддувом

При изобарном наддуве (рис. 2.6 б) от-

работавшие в цилиндре газы после откры-

тия выпускного клапана (Кл) (окон), что

соответствует точке b на индикаторной

диаграмме, поступают в газовый ресивер

(Рс), объем которого в 15…20 раз превы-

шает объем рабочего цилиндра. При попа-

дании газов в ресивер их давление резко

снижается при V = const (процесс b-1). При

этом часть кинетической энергии выпуск-

ных газов в выпускном ресивере переходит

в тепловую энергию, что повышает темпе-

ратуру газов перед газовой турбиной (пере-

ход энергии условно показан стрелкой).

Большой объем ресивера сглаживает от-

дельные импульсы давления в результате

чего в ресивере устанавливается постоян-

ное давление (р=const). На индикаторной

диаграмме этому процессу соответствует

участок 1-1’. Далее газы при постоянном

давлении поступают на газовую турбину

(Т), где расширяются по адиабате (участок

1’-2). Далее процессы подготовки рабочего

тела протекают так же, как и при импульс-

ном наддуве.

– 14 –

Двигатели с изобарным наддувом нахо-

дит все более широкое применение на фло-

те, поэтому далее подробнее рассмотрим

влияние основных факторов на эффектив-

ность термодинамического цикла такого

двигателя.

В дополнение к уже рассмотренным для

безнаддувного двигателя соотношениям (ε,

λ, ρ) следует добавить следующие зависи-

мости:

– степень сжатия в компрессо-

ре;

кд

= ε

ε – общая степень сжатия комби-

нированного двигателя;

ω = V

– степень уменьшения объема

при промежуточном охлаждении. При от-

сутствии промежуточного охлаждения

и ω=1;

– степень изменения объема га-

за (практически в четырехтактных дизелях

=1, в двухтактных φ

=0,9…0,8);

τ=p

= p

– степень уменьшения дав-

ления (в выпускном трубопроводе дизеля

перед турбиной);

= p

– степень повышения

давления (в компрессоре);

z – степень понижения давления (в тур-

бине); так как р

= р

1’

; р

= р

; р

= р

, то

z = π

/τ.

С учетом приведенных соотношений и

равенств, запишем термический КПД цикла

комбинированного двигателя в общем ви-

де:

−=η

Подставив в это уравнение значения те-

плоты, представленные через параметры

цикла, получим в развернутом виде выра-

жение для термического КПД, позволяю-

щее сделать выводы о влиянии отдельных

параметров на экономичность цикла ком-

бинированного двигателя:

[]

)1(1

)1(

/)1(

−ρλ+−λε

ω−

⎥

⎦

⎤

⎢

⎣

⎡

−

+λρ

+−ωε

−=η

−

кд

(2.2)

Проанализировав уравнение (2.2) можно

сделать следующие выводы:

– термический КПД цикла с промежу-

точным охлаждением воздуха ниже, чем в

цикле без охлаждения. При этом разность

между значениями КПД ∆η

=η

–η

tохл

возрас-

тает с увеличением степени повышения

давления в компрессоре π

. В реальном

двигателе понижение температуры надду-

вочного воздуха при его промежуточном

охлаждении меньше понижает эффектив-

ный КПД, чем термический КПД в теоре-

тическом цикле. Промежуточное охлажде-

ние воздуха позволяет увеличить удельную

работу цикла без повышения его макси-

мальной температуры;

– термический КПД цикла с постоянным

давлением газов перед турбиной примерно

на 4…8 % ниже термического КПД цикла с

импульсным наддувом. При увеличении

степени повышения давления (π

) разница

между значениями термического КПД цик-

лов уменьшается. Таким образом, исполь-

зование импульсных систем эффективно

только при невысоких давлениях наддува.

С увеличением степени повышения давле-

ния использование импульсных систем ут-

рачивает свою актуальность.

– увеличение пределов расширения ра-

бочего тела с использованием газовых тур-

бин и повышение общей степени сжатия

комбинированного двигателя (ε

кд

) за счет

предварительного сжатия в компрессоре,

позволяет повысить термический КПД

цикла. Так при степени сжатия в рабочем

цилиндре ε = 12…13 и степени повышения

давления в компрессоре π

=2…3 для ком-

бинированного двигателя η

= 0,7…0,72;

В отличие от термодинамического в ра-

бочем цикле возникают дополнительные

потери энергии, снижающие его экономич-

ность, которая оценивается индикаторным

КПД η

. Индикаторный КПД характеризует

степень совершенства превращения тепло-

вой энергии в механическую работу внутри

цилиндра двигателя; у современных судо-

вых дизелей он составляет более 50 %.

________________________________________

Индикаторный КПД учитывает не только отвод

тепла к холодному источнику, но и тепловые потери

в рабочем цилиндре. Он характеризует степень со-

вершенства превращения тепловой энергии в меха-

ническую работу внутри цилиндра двигателя.

– 15 –

2.4 – Реальные циклы судовых четы-

рехтактных дизелей

Четырехтактные двигатели, используе-

мые на флоте, имеют преимущественно

клапанное газораспределение с верхним

расположением клапанов установленных в

крышке цилиндра. При этом клапаны

удерживаются в закрытом состоянии пру-

жинами, а также, давлением газов в цилин-

дре. Открытие клапанов в нужные моменты

осуществляется с помощью газораспреде-

лительного механизма приводимого от ко-

ленчатого вала двигателя. Каждый клапан

открывается один раз за два оборота колен-

чатого вала.

Как для идеальных, так и для реальных

циклов, рабочий процесс двигателя тради-

ционно представляют в pV-координатах.

Для реального цикла на диаграмму допол-

нительно наносят вспомогательные процес-

сы, связанные с необходимостью осущест-

вления газообмена между рабочим цилин-

дром и окружающей средой. Схематиче-

ское изображение порядка работы четырех-

тактного дизеля совмещенное с индикатор-

ными диаграммами и диаграммами фаз га-

зораспределения представлено на рис. 2.7.

Рисунок 2.7 – Рабочий процесс четырехтактного дизеля, индикаторные диаграммы реального рабоче-

го цикла и диаграммы фаз газораспределения: а – первый такт – впуск; б – второй такт – сжатие; в –

третий такт – сгорание и расширение (рабочий ход); г – четвертый такт – выпуск.

– 16 –

Диаграммы фаз газораспределения –

отображают продолжительность процес-

сов, происходящих в реальном двигателе,

которые представляют в полярной системе

координат как функцию угла поворота ко-

ленчатого вала (п.к.в.). При этом условно

полюс диаграммы совмещают с осью вра-

щения кривошипа, а процессы изображают

в виде дуг окружности.

2.4.1 – Порядок работы четырехтакт-

ного дизельного двигателя

Первый такт – впуск (рис. 2.7, а). При

вращении коленчатого вала (в направле-

нии стрелки) поршень перемещается из

ВМТ к НМТ, а распределительный меха-

низм открывает впускной клапан 1, и со-

общает надпоршневое пространство ци-

линдра с впускным трубопроводом.

В реальном двигателе процесс впуска

состоит из трех стадий.

Первая стадия (I) – стадия динамиче-

ской продувки. Открытие впускного кла-

пана начинается за 50…80° до прихода

поршня в ВМТ (точка r на индикаторной

диаграмме), этот промежуток называется

углом опережения открытия впускного

клапана (ϕ

овп

). Это делается для обеспече-

ния максимального наполнения цилиндра

воздухом, чтобы к моменту начала движе-

ния поршня в НМТ обеспечить достаточ-

ное проходное сечение. При этом проис-

ходит динамическая продувка объема ка-

меры сгорания, за счет энергии отходящих

газов и давления воздуха во впускном ре-

сивере.

Вторая стадия (II) – стадия механиче-

ского всасывания. Поршень движется от

ВМТ к НМТ, освобождая рабочий объем

цилиндра. Через открытый впускной кла-

пан турбокомпрессор (ТК) подает в над-

поршневое пространство воздух под дав-

лением p

=0,13…0,39 МПа.

Третья стадия (III) – стадия динамиче-

ского дозаряда. После прихода поршня в

НМТ впускной клапан не закрывается сра-

зу, а остается открытым еще 30…50° п.к.в.

Этот угловой промежуток называется уг-

лом запаздывания закрытия впускного

клапана (ϕ

звп

). На этом промежутке цикла

происходит динамический дозаряд цилин-

дра воздухом за счет инерции газового по-

тока во впускном трубопроводе, скорость

которого к концу всасывания может дости-

гать 70 м/с.

На индикаторной диаграмме процессу

впуска соответствует линия rа. В конце

процесса наполнения воздух в цилиндре

имеет следующие параметры:

=0,130…0,39МПа; t

=40…130°С.

Второй такт – сжатие. Поршень пе-

ремещается из НМТ в ВМТ сжимая воз-

душный заряд (рис. 2.7, б).

В реальном двигателе сжатие начинает-

ся с момента закрытия впускного клапана

(точка а на индикаторной диаграмме) и

продолжается до прихода поршня в ВМТ.

К концу процесса сжатия температура за-

ряда должна обеспечивать устойчивое са-

мовоспламенение топлива, для этого она

должна превышать температуру самовос-

пламенения топлива на 160…200°С.

На процессы смесеобразования, вос-

пламенения и сгорания топлива требуется

некоторое время. Для эффективного ис-

пользования теплоты, выделяющейся при

сгорании, необходимо, чтобы сгорание то-

плива заканчивалось при положении

поршня близком к ВМТ. Поэтому впрыск

топлива в камеру сгорания производится с

помощью форсунки 3 под давлением

20…150 МПа за 5…30° до прихода порш-

ня в ВМТ (точка h на индикаторной диа-

грамме). Этот промежуток цикла называ-

ется углом опережения впрыска топлива

(ϕ

овпр

В современных четырехтактных СДВС

давление и температура в конце сжатия

находятся в пределах р

=4,5…8,0МПа,

=530…730°С.

Процесс сжатия на индикаторной диа-

грамме изображен линией ас.

Третий такт – сгорание и расшире-

ние (рабочий ход). Третий такт происхо-

дит при ходе поршня от ВМТ к НМТ (рис.

2.7, в). На протяжении этого такта в дизеле

совершается полезная работа – превраще-

ние тепловой энергии газа в механическую

работу поршня.

В начале такта интенсивно сгорает топ-

ливо, поступившее в цилиндр и подготов-

ленное к сгоранию в конце второго такта.

В результате выделения большого количе-

ства теплоты, температура и давление в

– 17 –

рабочем цилиндре резко повышаются, не-

смотря на некоторое увеличение объема

(участок cz на индикаторной диаграмме). К

концу сгорания давление в цилиндре дос-

тигает p

=6…14 МПа и температура газов

=1450…1730°С. Под действием давления

происходит дальнейшее перемещение

поршня к НМТ и расширение газов. Во

время расширения газы совершают полез-

ную работу. Процессу расширения газов

на диаграмме соответствует участок zb. В

конце процесса расширения (точка b) дав-

ление газов снижается до р

=3,5…8,0

МПа, а и температура t

= 630…930°С.

Четвертый такт – выпуск. Во время

четвертого такта происходит очистка ци-

линдра от выпускных газов (рис. 2.7, г).

Поршень, перемещаясь от НМТ к ВМТ,

вытесняет газы из цилиндра через откры-

тый выпускной клапан 2.

В реальном двигателе процесс впуска

состоит из трех стадий.

Первая стадия (I) – стадия свободного

выпуска. Выпускной клапан начинает от-

крываться в тот момент, когда поршень не

доходит до НМТ 40…60°. Этот участок

цикла получил название угла опережения

открытия выпускного клапана (ϕ

овып

). При

этом давление газов в цилиндре еще доста-

точно высокое и газы под избыточным

давлением выходят в выпускной коллек-

тор. Благодаря этому уменьшается сопро-

тивление движению поршня от НМТ к

ВМТ, улучшается очистка цилиндра, по-

вышается мощность газовой турбины тур-

бонагнетателя.

Вторая стадия (II) – стадия механиче-

ского вытеснения. Поршень движется от

НМТ к ВМТ, выталкивая газы из цилинд-

ра, через открытый выпускной клапан.

Третья стадия (III) – стадия динамиче-

ской продувки, перекрывается с I стадией

процесса впуска. Стадия начинается в

ВМТ и заканчивается после закрытия вы-

пускного клапана за 40…70° после ВМТ.

Этот участок цикла получил название угла

запаздывания закрытия выпускного клапа-

на (ϕ

звып

). Из диаграммы фаз газораспреде-

ления видно, что окончание такта выпуска

и начало такта впуска перекрываются ме-

жду собой. Участок цикла, на котором оба

клапана открыты называется углом пере-

крытия клапанов (ϕ

пк

=25…140°). В этот

промежуток цикла отходящие по выпуск-

ному коллектору газы, имея значительную

скорость, через открытый впускной клапан

создают дополнительную протяжку свеже-

го воздуха через надпоршневое простран-

ство. В результате этого улучшается очи-

стка камеры сгорания, снижается темпера-

тура ее стенок.

На индикаторной диаграмме четвертому

такту соответствует линия br’.

Четвертым тактом заканчивается рабо-

чий цикл. При дальнейшем движении

поршня все процессы цикла повторяются в

той же последовательности.

2.4.2 – Особенности рабочего процесса

судовых средне- и высокооборотных

двигателей работающих на тяжелых то-

пливах

В течение двух предыдущих десятиле-

тий большинство ведущих двигателе-

строительных фирм, успешно решили

комплекс проблем по переводу средне- и

высокооборотных двигателей для работы

на тяжелом топливе. Помимо существен-

ных изменений в конструкции таких дви-

гателей, которые будут рассмотрены далее

в соответствующих главах, кардинальным

изменениям подвергся их рабочий про-

цесс. В первую

очередь это связано с тем,

что тяжелые топлива отличаются доста-

точной высокой энергией активации, под

которой понимается количество теплоты,

которое нужно подвести к топливу, прежде

чем оно начнет реагировать с кислородом

воздуха. Учитывая, что время на сгорание

топлива в средне- и высокооборотных дви-

гателях на порядок меньше чем у мало-

оборотных (у МОД при 100 мин

-1

на про-

цесс сгорания отводится 80…100 мс, у

ВОД при 1000 мин

-1

5…8 мс), для качест-

венного сгорания топлива энергия актива-

ции должна быть подведена как можно

быстрее. Переход от подвода теплоты к

топливу к выделению теплоты в результа-

те реакций с кислородом воздуха называ-

ется порогом активации процесса сгора-

ния, а все процессы, предшествующие сго-

ранию, называются предпламенными.

Увеличить скорость подвода теплоты

к то-

пливу, для сокращения времени пред-

– 18 –

пламнных процессов можно увеличив тем-

пературу воздушного заряда, и уменьшив

размер капель топливного аэрозоля. На

практике первое достигается путем повы-

шения температуры в конце сжатия, а вто-

рое повышением давления распыливания

топлива. Для повышения температуры в

конце Т

сжатия до 900…1200 К, в такого

рода двигателях, повышают степень сжа-

тия и давление наддува. В результате этого

давление в конце сжатия р

, может дохо-

дить 12…17,5 МПа, что находится на гра-

нице близкой к предельно допустимым

давлениям исходя из пределов прочности

используемых материалов. В этой связи

сгорание в рабочем пространстве двигате-

ля должно происходить без значительного

повышения давления. Это достигается пу-

тем перенесения процесса сгорания из об-

ласти расположенной в непосредственной

близости от

ВМТ на линию расширения.

Теоретически такой цикл ближе к идеаль-

ному циклу Дизеля, чем к циклу Тринкле-

ра-Саботе. Смещение процесса сгорания

на линию расширения достигается умень-

шением угла опережения впрыска, а также

использованием специальных законов по-

дачи топлива, в том числе и ступенчатого

многоразового впрыска. В западной лите-

ратуре такой

цикл получил название цикла

Миллера. На рис. 2.8 представлено изме-

нение давление как функция угла поворота

в традиционном рабочем процессе дизеля

и при Миллер процессе. Степень повыше-

ния давления λ у таких двигателей обычно

лежит в пределах 1…1,3. Для достижения

заданных параметров рабочего тела к кон-

цу сжатия давление наддува повышают до

0,3…0,4 МПа, а степень сжатия до 13…16.

Высокая степень сжатия достигается за

счет сокращения стадии динамического

дозаряда путем более раннего закрытия

впускного клапана, в некоторых случаях

даже до прихода поршня в НМТ (рис. 2.8

в). Снижение эффективности дозарядки

цилиндра за счет динамического заполне-

ния компенсируется высоким давлением

наддува.

_____________________________________

Энергия активации процесса сгорания – коли-

чество теплоты, которое необходимо подвести к

топливу, чтобы начались реакции между молеку-

лами топлива и кислородом воздуха.

Снижение термического КПД поршне-

вой части двигателя связанное с увеличе-

нием степени предварительного расшире-

ния ρ, компенсируется применением тур-

бокомпрессоров с более высоким КПД

способных эффективно сработать более

высокий перепад температур.

Рисунок 2.8 – Изменение давления в рабо-

чем процессе как функция угла поворота кри-

вошипа. а – традиционный рабочий процесс; б

– Миллер-процесс. - - - линия сжатия; –––––

линия сгорания; в – диаграмма фаз газораспре-

деления при Мюллер процессе

2.5 – Порядок работы и реальный

цикл судового двухтактного дизеля

В двухтактных дизелях рабочий цикл

совершается за один оборот коленчатого

вала. При этом процесс газообмена, проис-

ходит при движении поршня вблизи НМТ.

Очистка цилиндра от отработавших газов

осуществляется путем вытеснения их воз-

духом, предварительно сжатым до давле-

ния 0,15…0,33 МПа, который поступает в

цилиндр через продувочные окна, разме-

щенные в нижней части цилиндра. Пред-

– 19 –

варительное сжатие воздуха производится

в специальном продувочном насосе или

компрессоре, выполняемых в виде отдель-

ного агрегата. Выпуск отработавших газов

происходит, через выпускные окна, проре-

занные к гильзе цилиндра (щелевая про-

дувка) или через выпускной клапан (кла-

панно-щелевая продувка).

На рис. 2.9 показана схема работы двух-

тактного судового двигателя с прямоточ-

ной, клапанно-щелевой схемой газообме-

на, которая на современных СДВС полу-

чила преимущественное распространение.

Рисунок 2.9 – Рабочий процесс двухтактного дизеля, индикаторные диаграммы реального рабоче-

го цикла и диаграммы фаз газораспределения: а – первый такт – продувка и сжатие; б – второй такт –

сгорание, расширение, выпуск и продувка