IMPROVING FUEL EFFICIENCY OF MARINE SWIRL-CHAMBER DIESEL ENGINE BY INCREASED THERMAL RESISTANCE OF HEAT TRANSFER
Authors:
1.
Astrakhan State Technical University
(Doctor of Technical Sciences, Professor; Professor of the Department of Shipbuilding and Power Engineering Complexes)
Russian Federation
Russian Federation
2.
Astrakhan State Technical University
Type:
Article
Pages:
from 80
to 87
Status:
Published
Received:
20.08.2019
Accepted:
25.08.2019
Published:
25.08.2019
Subject area:
UDK 621.436.12
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
GRNTI 45.01 Общие вопросы электротехники
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 73.34 Водный транспорт
GRNTI 44.31 Теплоэнергетика. Теплотехника
Language:
Russian
Keywords:
swirl-chamber diesels, heat transfer and heat emission, thermal resistance to heat transfer, thermoinsulator, fuel efficiency
Abstract (English):
The article considers ship swirl-chamber diesel engines used in shipbuilding as the main and auxiliary engines. Two reasons for low profitability of the swirl chamber diesel engines are highlighted: large heat losses of the cooling working fluid due to the extended heat transfer surface of the chamber, and significant aerodynamic energy losses of compressed air during its passage through a relatively narrow channel connecting the piston chamber with the combustion chamber and the flow of gases from the swirl chamber on top the piston space. There have been proposed the methods for improving the operational performance of swirl-chamber diesels in production, in particular, their fuel efficiency. The scheme of the swirl-chamber and a section of the swirl-chamber cylinder head are presented. It has been stated that the total coefficient of thermal conductivity can be reduced if the wall of the swirl- chamber is made multi-layer. The layouts of a multi-layer cylinder-spherical wall of a swirl combustion chamber with a titanium cylinder-spherical insertion and thermal insulation of a vortex combustion chamber are given. The total thermal resistance of the spherical wall was calculated, heat loss through the multilayer spherical wall was determined, gas temperature in the vortex chamber was calculated, according to the average cycle temperature diagram. It was inferred that the amount of heat removed from the working fluid to cooling through the thermally insulated wall of the swirl-chamber will be 40% less than the amount of heat released to the cooling through the wall of the swirl-chamber of a commercial diesel engine. The difference in heat will be used to increase the indicator gas operation, which, with the same cyclic fuel supply, will lead to a decrease in the specific indicator fuel consumption, and at a constant level of internal engine losses - to a decrease in the specific effective fuel consumption.
The article considers ship swirl-chamber diesel engines used in shipbuilding as the main and auxiliary engines. Two reasons for low profitability of the swirl chamber diesel engines are highlighted: large heat losses of the cooling working fluid due to the extended heat transfer surface of the chamber, and significant aerodynamic energy losses of compressed air during its passage through a relatively narrow channel connecting the piston chamber with the combustion chamber and the flow of gases from the swirl chamber on top the piston space. There have been proposed the methods for improving the operational performance of swirl-chamber diesels in production, in particular, their fuel efficiency. The scheme of the swirl-chamber and a section of the swirl-chamber cylinder head are presented. It has been stated that the total coefficient of thermal conductivity can be reduced if the wall of the swirl- chamber is made multi-layer. The layouts of a multi-layer cylinder-spherical wall of a swirl combustion chamber with a titanium cylinder-spherical insertion and thermal insulation of a vortex combustion chamber are given. The total thermal resistance of the spherical wall was calculated, heat loss through the multilayer spherical wall was determined, gas temperature in the vortex chamber was calculated, according to the average cycle temperature diagram. It was inferred that the amount of heat removed from the working fluid to cooling through the thermally insulated wall of the swirl-chamber will be 40% less than the amount of heat released to the cooling through the wall of the swirl-chamber of a commercial diesel engine. The difference in heat will be used to increase the indicator gas operation, which, with the same cyclic fuel supply, will lead to a decrease in the specific indicator fuel consumption, and at a constant level of internal engine losses - to a decrease in the specific effective fuel consumption.
Keywords:
swirl-chamber diesels, heat transfer and heat emission, thermal resistance to heat transfer, thermoinsulator, fuel efficiency
swirl-chamber diesels, heat transfer and heat emission, thermal resistance to heat transfer, thermoinsulator, fuel efficiency
Введение Судовые вихрекамерные дизели типов Ч 8,5/11 и Ч 9,5/11 в двух-, четырёх- и шестицилиндровом исполнении являются достаточно распространённым классом дизелей, использующихся в качестве вспомогательных и главных двигателей в коммерческом, специальном и военном кораблестроении. Подобные двигатели являются единственным видом малоразмерных судовых дизелей, обеспеченных технологической и, в целом, производственной инфраструктурой на предприятии-изготовителе ОАО «Завод «Дагдизель» в г. Каспийске. Изготовление данных дизелей базируется на полном производственном цикле, начиная от получения заготовок и заканчивая испытанием машин. При этом технология механической обработки базируется на технологических линиях из агрегатных многопозиционных и многоинструментальных станков, предназначенных для обработки элементов остова и механизма преобразования движения только этих типов двигателей. Это является сдерживающим фактором, т. к. производить другие типы двигателей на данной технологической базе затруднительно, если не считать двух типоразмеров дизелей с непосредственным впрыском топлива в камеру сгорания в поршне. Завод совместно с разными контрагентами уже 30 лет работает над проектом двигателя с более высокими эксплуатационными характеристиками, который обозначен как ЭДП - 45 [1], но достичь заявленных показателей по данной машине пока не получается. Однако улучшить эксплуатационные показатели стоящих на производстве вихрекамерных дизелей, а именно - их топливную экономичность, представляется возможным. Анализ научно-технической задачи Традиционно высокие удельные расходы топлива вихрекамерных двигателей связывают, прежде всего, с большими потерям теплоты, отводимой в теплоноситель жидкостной системы охлаждения двигателя через относительно большую поверхность теплоотдачи сферической вихревой камеры сгорания. Помимо этого, на экономичность влияют значительные аэродинамические потери энергии при перетекании нагревающегося воздуха через относительно узкий соединительный канал между надпоршневым пространством и камерой сгорания и при истечении потока газов из вихревой камеры в надпоршневое пространство. Таким образом, два фактора являются первопричиной низкой экономичности судовых вихрекамерных дизелей: - большие потери теплоты от образовывающегося рабочего тела в охлаждение ввиду развёрнутой поверхности теплоотвода вихревой камеры; - существенные аэродинамические потери энергии сжимаемого заряда воздуха при его прохождении через относительно узкий канал, соединяющий надпоршневое пространство с камерой сгорания, и при истечении потока газов из вихревой камеры в надпоршневое пространство. Каждая из вышеперечисленных составляющих играет свою роль в обеспечении качественного протекания рабочего процесса данных типов двигателей, но основной, по мнению авторов и других исследователей [2-4], имеет первая составляющая. На рис. 1, 2 приведены схема и разрез вихревой камеры сгорания. Рис. 1. Схема вихрекамерной конструкции дизеля Рис. 2. Разрез вихрекамерной головки цилиндров В совместных работах авторов и В. В. Алексеева [5, 6] рассмотрены вопросы улучшения пусковых свойств вихрекамерных дизелей, которые частично зависят и от вышеперечисленных факторов. Количество воздуха, сосредоточенного в камере сгорания (КС) к концу сжатия, обозначим как Gв, кг, температуру воздуха - Тв, К, тогда общее количество теплоты, содержащееся в сжатом воздухе, Дж, определяется по формуле где с - удельная теплоёмкость воздуха, Дж/(кг·К). Температуру сжатого воздуха в вихревой КС можно определить по диаграмме цикловых температур двигателя типа Ч 9,5/11, полученной на основе действительной индикаторной диаграммы. Часовой расход воздуха при работе двигателя 4Ч 9,5/11 (при частоте вращения коленчатого вала n = 1 500 мин-1) составляет 105,6 м3. Следовательно, часовой расход воздуха одним цилиндром составит 26,4 м3. Удельная масса воздуха - 1,225 кг/м3. Общая масса воздуха - 32,34 кг. Тогда массовый заряд воздуха, поданный в цилиндр и сжатый в КС за один цикл, - 0,036 кг. Q = сGвТв, Дж; с = 640 Дж/(кг·К) (при р = 3 МПа); Gair = 0,036 кг; Тв = 520 К. Итого: Q = 11 981 Дж. Локальный тепловой поток в элементарном сферическом слое G = G / Fтenл, где Fтenл - площадь тепловоспринимающей поверхности сферической КС. Потери теплоты от рабочего тела, находящегося в вихревой камере, в систему охлаждения, кДж, можно рассчитать, зная располагаемое количество теплоты Qт, выделившееся при сгорании цикловой дозы топлива Gц, кг, по формуле Qт = GцQн, где Qн - низшая теплотворная способность дизельного топлива - 42 500 кДж/кг. Цикловая доза топлива дизеля 4Ч 9,5/11 (при Nе ном = 23 кВт и nном = 1 500 мин-1) составит 0,00014 кг (при удельном эффективном расходе топлива ge = 0,278 кг/(кВт·ч). Потери теплоты от рабочего тела через стенки вихревой камеры состоят из двух частей: потери теплоты через поверхность свободной теплоотдачи вихревой камеры в теплоноситель системы охлаждения - Qпот.1 и потери теплоты, идущей на разогрев неподвижных элементов остова, в основном головки цилиндров - Qпот.2. Однако большая масса и размеры неподвижных элементов предопределяют высокий уровень термических сопротивлений теплопередаче и априорно можно считать, что эта величина будет пренебрежимо мала по сравнению с Qпот.1. Поэтому условимся считать значение Qпот.1 определяющим фактором тепловых потерь в охлаждение с дальнейшим обозначением Qпот. Улучшение топливной экономичности Значение Qпот, кДж, может быть определено как произведение q · F, где q - удельный тепловой поток через стенку вихревой камеры в охлаждение, Вт/м2; F - площадь свободной теплоотдачи от вихревой камеры в охлаждение. Удельный тепловой поток q, Вт/м2, определяем по формуле [7] q = (Tг - Tв) / ΣRi, где Tг - температура газа в вихревой камере, К; Tв - температура воды, омывающей вихревую камеру, К; ΣRi - суммарное термическое сопротивление теплопередаче на пути «газ - стенка - вода», град/(Вт/м2). Величина ΣRi может быть представлена в виде [7] ΣRi = [1/αг + s/λ + 1/αв], (1) где αг - коэффициент теплоотдачи от газа к стенке вихревой камеры, Вт/(м2·град); s - толщина стенки вихревой камеры, м; λ - коэффициент теплопроводности материала стенки вихревой камеры, Вт/(м·град); αв - коэффициент теплоотдачи от стенки вихревой камеры в воду, Вт/(м2·град). Имеют место две гипотезы повышения энергетической эффективности двигателя на установившемся рабочем режиме, например на режиме номинальной мощности, при неизменной величине цикловой подачи топлива, что ведёт к снижению удельного индикаторного расхода топлива gi, кг/(кВт·ч). Гипотеза 1. Увеличение суммарного термического сопротивления теплопередаче приведёт к уменьшению удельных тепловых потоков через стенку вихревой камеры в охлаждающую среду и, соответственно, к уменьшению общего количества теплоты, отведённого в охлаждение. Разница двух теплот будет прибавкой к работе расширения газа при неизменной цикловой подаче топлива, что приведёт к снижению gi. Математически и физически это будет выглядеть следующим образом. Поскольку режим работы двигателя неизменен при неизменной цикловой подаче топлива, коэффициенты αг и αв также будут неизменны - const. Следовательно, увеличить суммарное термическое сопротивление теплопередаче можно за счёт увеличения термического сопротивления теплопередачи стенки вихревой камеры. Это можно сделать двумя способами: увеличить толщину стенки s или уменьшить коэффициент теплопроводности материала стенки λ. Материалом головки цилиндров является серый чугун марки СЧ 25 с коэффициентом теплопроводности λ = 50 Вт/(м·К). Конструкционно утолщение стенки (s = 6,5 мм) возможно на 2÷3 мм, что практически не даст существенного эффекта. Уменьшить суммарный коэффициент теплопроводности возможно при формировании многослойной конструкции стенки. Такой вариант конструкции был предложен авторами совместно с В. В. Алексеевым в работах [5, 6, 8] и представлен на рис. 3, 4. Рис. 3. Схема многослойной цилиндросферической стенки вихревой камеры сгорания: 1 - титановая цилиндросферическая вставка Рис. 4. Схема термоизоляции вихревой КС С целью ограничения уровня тепловых потерь через сферическую стенку участка свободной теплопередачи предполагается увеличить термическое сопротивление теплопередаче посредством формирования в стенке вихревой камеры многослойной конструкции. Подобные технические решения для вихревых камер сгорания имеют место [9], но в отличие от предлагаемого варианта термоизоляционная вставка делается съёмной. Вставка 1 изготавливается из титана марки ВТ 1-0, устанавливается в песчаную форму головки цилиндров перед заливкой, закрепляется фиксаторами, и форма заливается чугуном. Температура плавления титана выше, чем температура плавления чугуна, поэтому вставка сохраняет свою форму и размеры. Толщина вставки из конструкторских и технологических соображений ограничена 1 мм. Для обеспечения эффекта термического сопротивления выпуклая поверхность вставки покрывается термоизоляционным составом (Al2O3, ZrO2). Нанесение термоизолятора производится путём плазменного напыления, технология которого описана в специальной литературе. Толщина термоизолятора - 0,5 мм. Тогда общее термическое сопротивление сферической стенки, (м2·град)/Вт, может быть определено по формуле [7] RΣ = [1/(2πλчуг)](1/d1 - 1/d2) + [1/(2πλтит)] (1/d2 - 1/d3) + [1/(2πλти)](1/d3 - 1/d4) + + [1/(2πλчуг)](1/d4 - 1/d5), где λчуг - коэффициент теплопроводности чугуна, 50 Вт/(м·град); d1÷d5 - внутренний диаметр вихревой КС, 0,35 м; внутренний диаметр титановой вставки, 0,37 м; наружный диаметр титановой вставки и внутренний диаметр термоизолятора, 0,371 м; наружный диаметр термоизолятора и второй внутренний диаметр стенки, 0,3715 м; внешний диаметр КС, 0,413 м; λтит - коэффициент теплопроводности титана, 22,3 Вт/(м·град); λти - коэффициент теплопроводности теплоизолятора, 2,5 Вт/(м·град). Тогда RΣ = 0,001311, (м2·град)/Вт. Потери теплоты через многослойную сферическую стенку, Вт, определяются по формуле Qпотерь = (Тг - Тв) Fоткр / (1/αг + RΣ + 1/αв), где Fоткр - площадь открытой теплоотдачи ~ 0,0036 м2, определена прямым измерением на разрезе головки цилиндров (см. рис. 2). Коэффициент теплоотдачи αг примем по формуле Вошни - 3 300 Вт/(м2·К) (рис. 5). Рис. 5. Коэффициенты теплоотдачи от газа к стенке, определённые по различным методикам [10, 11] Температуру газа в вихревой камере определим по диаграмме среднецикловых температур, полученной на основе действительной индикаторной диаграммы вихрекамерного дизеля типа Ч 9,5/11 [12]; Тг составит 1 730 К. Температура воды может быть принята как средняя величина между температурой воды на входе в головку цилиндров (60 ºС) и температурой воды на выходе из головки цилиндров (76 ºС). Тогда температура воды у стенки вихревой камеры может быть принята равной 68 ºС, или 341 К. Следует иметь в виду, что данный тип дизелей имеет комбинированную систему охлаждения: термосифонную в блоке цилиндров и циркуляционную в головке цилиндров [10]. Коэффициент теплоотдачи от стенки вихревой камеры к воде, Вт/(м2·К), определим по формуле Зоннекена: αв = 1,163(300 + 1 800 (wв)0,5), где wв - скорость движения воды, м/с. По расчётам, с учётом особенностей контура охлаждения, значение скорости wв будет находиться в пределах ~ 0,03 м/с. Тогда αв = 704 Вт/(м2·град). Выполнив расчёты, получим величину тепловых потерь через термоизолированную стенку вихревой камеры - 1 667 Вт. Подобным образом определим величину тепловых потерь, Вт, в охлаждение через стенку вихревой камеры серийной головки цилиндров: Qпотерь = (Tг - Tв)Fоткр / ΣRi, где ΣRi вычисляется по формуле (1). Выполнив расчёт, получили Qпотерь = 2 778 Вт. Гипотеза 2 заключается в равенстве количества теплоты, отведённой в охлаждение головки цилиндров через стенку вихревой камеры как без дополнительной термоизоляции, так и с термоизоляцией. При этом значения αв и αг принимаются неизменными для обоих конструкционных вариантов. Но для того чтобы обеспечить передачу одного и того же количества теплоты при термоизолированном варианте конструкции, то есть когда RΣ термоизолированной стенки вихревой камеры будет много больше RΣ нетермоизолированной стенки, температурный напор (ΔТ = Tг - Tв) при термоизолированной стенке должен быть много больше аналогичного ΔТ при нетермоизолированной стенке. Поскольку Tв в обоих случаях постоянна, то увеличение температурного напора может быть обеспечено за счёт увеличения Tг при термоизолированном варианте конструкции. Заключение Таким образом, количество теплоты, отведённое от рабочего тела в охлаждение через термоизолированную стенку вихревой камеры (по гипотезе 1), будет на 40 % меньше, чем количество теплоты, отведённое в охлаждение через стенку вихревой камеры серийного дизеля. Разница теплот (Qпотерь, ΔQпотерь = 1 101 Вт) последует на увеличение индикаторной работы газа, что при одной и той же цикловой подаче топлива приведёт к снижению удельного индикаторного расхода топлива gi, а при неизменном уровне внутренних потерь двигателя - и к снижению удельного эффективного расхода топлива gе. Увеличение температуры газа за период теплопередачи от газа к воде в головке цилиндров влечёт за собой рост среднецикловой температуры газа (гипотеза 2), а следовательно, и увеличение среднего индикаторного давления в цилиндре с соответствующим увеличением индикаторной работы. При неизменной цикловой подаче топлива вышеизложенное приводит к снижению удельного индикаторного расхода топлива gi, а при неизменном уровне внутренних потерь двигателя - к снижению удельного эффективного расхода топлива gе. Здесь уместным будет отметить дополнительную тенденцию к снижению gi в силу уменьшения степени неполноты сгорания топлива при увеличении температуры газа в вихревой камере. При увеличении термического сопротивления теплопередаче по предлагаемому в исследовании варианту ожидается совместное действие обеих гипотез.
1. Dagdizel'. URL: www.dagdiezel.ru (data obrascheniya: 12.10.2018).
2. Zavlin M. Ya., Semenov B. N. Osnovnye napravleniya razvitiya otechestvennyh sudovyh i promyshlennyh malorazmernyh dizeley // Dvigatelestroenie. 1980. № 1. S. 7-11.
3. Alivagabov M. M. Dvigateli spasatel'nyh shlyupok i katerov. L.: Sudostroenie, 1980. 224 s.
4. Dizeli: sprav. / pod red. V. A. Vansheydta, N. N. Ivanchenko, L. K. Kollerova. L.: Mashinostroenie, 1977. 480 s.
5. Dorohov P. A., Alekseev V. V. Uvelichenie termicheskogo soprotivleniya stenki vihrevoy kamery sgoraniya // Tehnologiya uprochneniya, naneseniya pokrytiy i remonta: teoriya i praktika: materialy XVII Mezhdunar. nauch.-prakt. konf. (Sankt-Peterburg, 14-17 aprelya 2015 g.). SPb.: Izd-vo Politehn. un-ta, 2015. S. 185-189.
6. Alekseev V. V. Povyshenie nadezhnosti i funkcional'nyh harakteristik dvigateley sredstv kollektivnogo spaseniya ekipazhey morskih sudov: dis. kand. … tehn. nauk. N. Novgorod, 2015. 162 s.
7. Shorin S. N. Teploperedacha. M.: Vyssh. shk., 1963. 490 s.
8. Dorohov P. A., Alekseev V. V. Nekotorye voprosy modernizacii i povysheniya ekspluatacionnoy gotovnosti dvigateley spasatel'nyh shlyupok // Mor. vestn. 2014. № 4. S. 102-105.
9. Pat. RF № F02B19/08. Vihrevaya kamera sgoraniya dizelya / Novoselov A. L., Sinicyn V. A., Vel'skih S. V., Matievskiy D. D.; opubl. 28.02.1994.
10. Dizeli Ch8,5/11 i Ch9,5/11: ruk. po ekspluatacii. M.: Sudzagranpostavka, 1989. 287 s.
11. Koefficienty teplootdachi v dizelyah. URL: dick.ru/…/067593eb4dzb14fe599f1d3f08eepdf (data obrascheniya: 10.09.2018).
12. Isaev A. P. Rabochiy process sudovogo DVS s kombinirovannym smeseobrazovaniem i vosplameneniem ot szhatiya: dis. … kand. tehn. nauk. Astrahan', 2012. 170 s.
