автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Исследование и улучшение динамических качеств переходных режимов работы комбинированных двигателей внутреннего сгорания

Тимошенко Денис Владимирович

ИССЛЕДОВАНИЕ И УЛУЧШЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ КОМБИНИРОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Специальность 05.04.02 - "Тепловые двигатели"

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Хабаровск 2004

Работа выполнена в Хабаровском государственном техническом университете

Научный руководитель - доктор технических наук,

профессор Лашко Василий Александрович

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор Кича Г.П.

кандидат технических наук, доцент Коньков А.Ю.

Ведущая организация - ОАО «завод Дальдизель» (г. Хабаровск)

Защита состоится <•(.■??.„.» .....т^.гг.... 2004 г. в час. на заседании

диссертационного совета Д 212.294.01 при Хабаровском государственном техническом университете по адресу: 680035, г. Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136, ауд. 315л.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Хабаровского государственного технического университета.

Автореферат разослан 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

\.В. Лещинский

2004-4 27036

fff&ff

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В настоящее время основным средством повышения мощности и экономичности двигателя внутреннего сгорания является газотурбинный наддув. При форсировании дизелей по среднему эффективному давлению возникает целый комплекс специфических проблем. Одной из них является ухудшение качества переходных режимов работы. Практика создания комбинированных двигателей внутреннего сгорания (КДВС) показывает что, чем выше степень форсирования дизеля, тем ниже показатели переходных режимов.

Использование дизелей с низкими показателями динамики переходных режимов в транспортных и энергетических установках существенно ухудшает эксплуатационные характеристики последних. Очень остро эта проблема стоит перед дизельными двигателями, работающими в составе дизель-генераторов переменного тока.

Решая задачу повышения динамических показателей переходных режимов, основные усилия направляют на совершенствование системы автоматического регулирования частоты вращения, снижение момента инерции ротора турбокомпрессора. Существенно меньшее внимание уделяется системе газотурбинного наддува и поршневому двигателю. Необходимо отметить, что именно термогазодинамическая система двигателя с ростом среднего эффективного давления оказывает существенное влияние на показатели переходных режимов. Вышеизложенное позволяет констатировать, что остаются не использованными значительные резервы повышения качества переходных режимов работы КДВС, особенно с высоким наддувом.

Цель работы. Создание комплекса математических моделей для исследования влияния конструктивных параметров поршневой части двигателя и геометрии проточной части турбокомпрессора на показатели переходных режимов среднеоборотного дизеля с газотурбинным наддувом.

Научная новизна:

1. Предложен комплексный подход, основанный на математическом моделировании рабочих процессов КДВС в переходных режимах работы, учитывающий нестационарную природу термогазодинамических процессов, протекающих в цилиндре двигателя и смежных с ним системах.

2. Отработан метод поиска оптимальных, с точки зрения показателей качества переходных режимов, параметров двигателя и проточной части турбокомпрессора.

3. Получены новые данные о механизме взаимодействия поршневой части КДВС и турбины в переходном процессе.

4. Выполненная оценка влияния на показатели переходного процесса геометрии проточной части компрессора, турбины, момента инерции ротора ТК, угла опережения впрыска топлива, конструкции крышки цилиндра позволяет внести существенные дополнения в процесс проектирования современных комбинированных двигателей

Практическая ценность. Компьютерная реализация комплекса математических моделей для численного исследования переходных режимов и предложенного метода оптимизации позволяет на стадии проектирования и доводки проводить поиск наилучших с точки зрения показателей переходных режимов конструктивных и настроечных параметров двигателя и его систем.

При выполнении работы для дизель-генератора ДГРА 200/750 с дизелем 6 ЧН 18/22, использованного в качестве объекта исследования, получен ряд практических результатов, которые в виде рекомендаций переданы ОАО «завод Дальдизель».

Апробация работы. Основные положения работы и результаты исследований докладывались на заседании кафедры Э-2 Ml ТУ им. Баумана (г. Москва, сентябрь 2000 г.), региональном научно-техническом семинаре по проблемам в области двигателей внутреннего сгорания (г.- Хабаровск, ХГТУГ

2002 г., 2003 г.), Международной научно-технической конференции «Двигатели 2002» (г. Хабаровск, сентябрь 2002 г.), Международной конференции «Фундаментальные и прикладные вопросы механики» (г. Хабаровск, октябрь

2003 г.), заседании кафедры «Двигатели внутреннего сгорания и установки» ДВГТУ (г. Владивосток, 2003 г.), заседании кафедры «Судовые двигатели внутреннего сгорания» МГУ им. адмирала Г.И. Невельского (г. Владивосток, 2003 г.), заседании кафедры «Судовые энергетические установки» Дальневосточного государственного технического рыбохозяйственного университета (г. Владивосток, 2003 г.), а также заседаниях кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» (г. Хабаровск, 1999 г., 2000 г., 2003 г.)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 6 печатных работ.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 133 наименований и приложений. Она содержит 156 страниц основного текста, 60 рисунков, 9 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность выбранной темы.

В первой главе анализируется современное состояние вопроса исследования переходных режимов дизелей с газотурбинным наддувом. Отмечено, что в данной области накоплен значительный экспериментальный материал. Хорошо известны исследования, выполненные ЦНИДИ, МВТУ, Харьковским заводом транспортного машиностроения, а также работы Крутова В.И., Леонова О.Б., Леонова И.В., Ковалевского Е.С., Толшина В.И., Добровольского В.В., Мурашева О.Д., Zinner К., Boy P. и их сотрудников.

Анализ выполненных экспериментальных работ показал, что удалось выявить характер протекания переходных режимов, основные причины ухудшения их показателей, ряд особенностей рабочего процесса двигателя на этих режимах. Было установлено, что система газотурбинного наддува очень чувствительна ко всем изменениям режимов работы двигателя, однако ее

влияние на показатели переходных процессов оказалось исследованным в недостаточной степени.

Предложенные способы повышения показателей переходных режимов носят «частный» характер, чаще всего авторы привязывают их к конкретному двигателю, что не позволяет предложить кардинальное решение этой проблемы.

На основе анализа экспериментальных работ был сделан вывод, что переходный режим является сложным процессом нелинейного взаимодействий всех систем КДВС углубленное исследование, которого возможно только с привлечением математических методов.

Анализ математических моделей предложенных для численного исследования переходных режимов показал, что, в зависимости от подходов использованных авторами, данные модели можно разделить на три группы:

1) математические модели, разработанные с помощью методов, используемых в теории автоматического регулирования;

2) квазистатические математические модели, в которых переходный процесс рассматривается как ряд квазиустановившихся состояний и совокупность рабочих циклов, идентичных циклам установившихся режимов, к которым применимы общие уравнения, разработанные в теории ДВС и лопаточных машин;

3) математические модели, основанные на численном моделировании нестационарных процессов в цилиндрах двигателя и смежных с ним системах.

Математические модели первой и второй групп предложены в работах Крутова В.И., Шатрова В.И., Дьяченко Н.Х., Белостоцкого A.M., Эпштейна А.С., Севрука И.В. и других. Эти модели обладают ограниченными возможностями в плане исследования переходных режимов, так как требуют проведения обширных экспериментальных исследований конкретного дизеля или его ближайшего прототипа, не позволяют моделировать работу дизеля на исходном установившемся режиме и дают, в основном, качественную картину переходного режима.

В математических моделях третьей группы общая термогазодинамическая система КДВС рассматривается как совокупность определенных подсистем в соответствие с физическим представлением процессов протекающих в ней. Это работы Матвеева В.В., Горб СИ., Касьянова В.А., Boy P., Watson N., Winterbone D.E., Takeschi M., Winkler G. и других. Анализ данных моделей показал, что они лучше всего подходят для описания переходного режима, но требуют существенной доработки. Для переходных режимов остались не до конца решенными проблемы описания процесса сгорания, расчета характеристик турбины и компрессора, расчета параметров газа в выпускном и впускном трубопроводах с учетом волновых явлений.

Анализ выполненного цикла исследований продемонстрировал, что при проектировании двигателя и в исследовательской практике до настоящего времени не ставилась задача комплексного решения проблемы поиска опта-

мольных, по показателям переходных режимов; параметров двигателя и его систем.

Поставленная цель работы и анализ состояния вопроса позволили сформулировать следующие задачи исследования:

1. Создать комплекс математических моделей для численного исследования переходных режимов комбинированного дизеля, учитывающий нестационарную природу термогазодинамических процессов в цилиндре двигателя и смежных с ним системах.

2. Опробовать на дизель-генераторе ДГРА 200/750 с дизелем 6 ЧН 18/22 предложенный комплекс математических моделей, подтвердив их адекватность.

3. Используя дизель-генератор ДГРА 200/750, как объект исследования, выполнить цикл расчетных исследований по оценке влияния на показатели переходных режимов геометрии и конструктивных параметров:

- поршневой части КДВС;

— проточной части турбины и компрессора.

4. Предложить метод выбора оптимальных конструктивных параметров системы газотурбинного наддува, учитывающий специфику переходных режимов форсированного дизеля.

Во второй главе изложены математическая модель переходных режимов дизеля с газотурбинным наддувом и метод поиска оптимальных по показателям переходных режимов конструктивных параметров двигателя и турбокомпрессора.

Теоретическая часть работы базируется на методе численного моделирования рабочего процесса КДВС, разработанном на кафедре «Двигатели внутреннего сгорания» Хабаровского государственного технического университета Васильевым Л.А., Лашко ВА, Каминским А.И.

Исходными уравнениями математической модели являются уравнения динамики двигателя и турбокомпрессора:

где Удд, Зц, Упс - моменты инерции двигателя, внешней нагрузки и ротора турбокомпрессора соответственно.

Момент внешней нагрузки представлен в виде функции Мн — /(г ), задаваемой по данным экспериментального исследования. Индикаторный момент двигателя М„ мощность турбины N и компрессора определялись в ходе моделирования рабочего процесса двигателя. При этом рассматривалась следующая термогазодинамическая система - цилиндр двигателя и сложные подсистемы: выпускной трубопровод, турбина, компрессор, охладитель наддувочного воздуха.

В основе моделирования рабочего процесса лежит решение смешанной задачи Коши в выпускном неразветвленном трубопроводе с постоянной

площадью поперечного сечения. Рассматривается одномерное энергоизолированное течение вязкого газа. В качестве модели среды принята модель идеального газа. С учетом принятых допущения движение газа описывается следующей системой дифференциальных уравнений неразрывности, движения и энергии:

др др ди . - — + и — + р— = 0, (3|

Ы дх Идх V '

ди си 1 др Ям|м]

— + и — + —- +--— = 0, (4)

д( дх рдх Б 2 к

& дБ .

¥+"аГ0' • (5->

где р, Т, р,и - давление, температура, плотность, скорость потока; 5 - удельная энтропия; х, г — координата и время; Я - коэффициент трения; Б — гидравлический диаметр канала.

При выборе метода решения данной системы предпочтение было отдано методу характеристик. Его использование позволяет существенно упростить исходные уравнения. Так система дифференциальных уравнений гиперболического типа (3), (4), (5) преобразуется в систему обыкновенных дифференциальных уравнений для решения которой разработаны достаточно эффективные методы. В работе для численного интегрирования полученной системы используется метод Эйлера.

При построении численного решения в плоскости х, г использовалась фиксированная сетка, узловые точки которой заранее заданны в пространстве и времени. Расчет ведется по слоям, параметры потока известны на предыдущем временном слое в каждой узловой точке, и определяются параметры на следующем временном слое в /-ом сечении трубопровода.

Для течения потока с постоянной энтропией используется явная разностная схема как наиболее удобная.

Для определения граничных условий у цилиндра используется модель эквивалентного сопла с одномерным, квазистационарным и изоэнтропиче-ским течением. Связь между параметрами газа в цилиндре и трубопроводе устанавливают уравнения энергии, неразрывности и адиабатического изменения состояния, которые решаются совместно с уравнениями прямой и отраженной волн в граничных сечениях. При этом принимается допущение о равенстве давлений на участке минимальное сечение - входное сечение выпускного трубопровода. Отличие модели от реальной картины течения учитывается коэффициентом расхода канала , что позволяет учесть потери в клапанной щели и на участке восстановления давления.

При установлении граничных условий у турбины принималось во внимание, что поставленная цель исследования требует оценки эффективности срабатывания импульса в турбине, определения ее мощности и КПД. В работе использовался следующий тип граничных условий - модель эквивалентного сопла для описания всей турбины, пропускная способность которого определялась через расчет характеристик турбины. Течение через сопло при-

нималось одномерным и изоэнтропическим, что позволило использовать для участка трубопровод - выходное сечение сопла уравнения неразрывности, энергии и адиабатического изменения состояния. В качестве дополнительных использовались уравнения прямой и отраженной волн в граничном сечении на выходе из трубопровода. Система уравнений решалась методом Ньютона одновременно с расчетом характеристик турбины.

В основу определения параметров рабочего тела в цилиндре положены уравнения первого закона термодинамики для открытых систем, уравнения массового баланса и состояния идеального газа. Было принято, что рабочее тело в цилиндре - смесь, состоящая из «чистого» воздуха и «чистых» продуктов сгорания. В общем случае описание процессов в цилиндре можно представить:

{с¥ ву + с; (7Р ут=1ВП(ЮВП - //л1В - рм++ ~(в)

<ю=асвп-<1св (7)

рУ = СЯТ (8)

Во время расчета процесса газообмена расход через впускные и выпускные клапаны определялся с учетом режима и направления течения. Это позволяет учесть все особенности взаимодействия потоков в цилиндре и трубопроводах, в том числе заброс продуктов сгорания во впускной трубопровод и обратное истечение отработанных газов в цилиндр.

При определении количества теплоты, участвующего в теплообмене, коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам цилиндра рассчитывался по уравнению Г. Эйхельберга.

В основе расчета характеристик тепловыделения лежит метод, предложенный Алексеевым В.А. и Петровым В.А., предназначенный для умеренно форсированных дизелей с открытой камерой сгорания. Данный подход был использован авторами при моделировании переходного режима и показал удовлетворительные результаты.

Дифференциальная характеристика тепловыделения имеет следующий

вид:

й<р

2,5 х, 2.5 —ТТ<Рехр

«V ■

-0,714

3.5

0,5 Xf пд + - .. <Р expl

<Pi

-0,33

(9)

Периоды от начала сгорания до первого и второго максимумов кривой тепловыделения а также доли тепла, выделившиеся в первой и вто-

рой фазах сгорания определяются в зависимости от относительной

длительности периода задержки воспламенения

продолжитель-

где ^ - период задержки воспламенения, град. п.к.в.; <рцпр ность впрыска топлива, град, п.к.в.

В основу расчета характеристик радиально-осевой турбины положена методика газодинамического расчета параметров потока на среднем диаметре меридиального сечения в одномерном квазистационарном приближении. В ходе расчета по известной геометрии проточной части определялись пара-

метры газового потока в характерных сечениях, расход через турбину, эффективное проходное сечение, мощность и КПД турбины. Для этого использовались уравнения энергии, неразрывности, моментов количества движения и адиабатического изменения состояния, а также ряд эмпирических зависимостей для определения потерь в проточной части.

При расчете неизвестное давление на выходе из соплового аппарата находилось методом последовательных приближений из условия равенства расходов через сопловой аппарат и рабочее колесо.

Коэффициент скорости в сопловом аппарате (рсд с учетом профильных и концевых потерь определялся в зависимости от режима течения газа и конструктивных параметров решетки. Коэффициент скорости в рабочем колесе на произвольном режиме с учетом потерь при нерасчетных углах входа определялся по уравнению Степанова Г.Ю. Учитывались потери с выходной скоростью, потери от утечек, трения и раздельного подвода газа.

Расчет характеристик центробежного компрессора сводился к определению параметров газа в характерных элементах проточной части при заданной их геометрии. Рассматривалось одномерное установившееся течение на среднем диаметре меридиального сечения. Это позволило использовать для расчета уравнения неразрывности, энергии и политропного изменения состояния. Для учета реальной картины течения эти уравнения были дополнены эмпирическими зависимостями, позволяющими учесть потери в элементах проточной части и неоднородность потока в поперечных сечениях каналов.

Коэффициент мощности на произвольном режиме работы определялся по уравнению, предложенному Левковичем С.А.. Для определения потерь в рабочем колесе, диффузоре и улитке использовались зависимости представленные в работах Локшина И.Л., Риса В.Ф., Дена Г.Н. и Степанова Г.Ю.

В основу программного комплекса, использованного для численного моделирования, положен модульный принцип. При этом каждый расчетный модуль включал в себя один из элементов термогазодинамической системы. Перед расчетом переходного процесса, с целью определения его начальных параметров, осуществлялось замкнутое моделирование исходного установившегося режима двигателя.

На базе разработанной математической модели переходных режимов была проведена оптимизация фаз газораспределения исследуемого двигателя и ряда геометрических параметров проточной части турбины (угол лопатки соплового аппарата на выходе ширина соплового аппарата , угол

лопатки рабочего колеса на выходе (на среднем диаметре) ß2PK , диаметр колеса турбины на выходе втулочный диаметр колеса турбины

В качестве критерия оптимальности была принята длительность переходного процесса т. Чтобы не допустить ухудшения показателей двигателя при работе на установившихся режимах, было наложено дополнительное ограничение на диапазон изменения параметров оптимизации. Так как учесть изменения всех показателей по всем возможным рабочим характеристикам

дизеля не представляется возможным, в работе это было сделано только для удельного эффективного расхода топлива и только на номинальном режиме:

где ДЬе - уменьшение удельного эффективного расхода топлива на номинальном режиме в сравнении с номинальным режимом при начальном значении варьируемых параметров; - заданное предельное ухудшение экономичности.

Математическая задача оптимизации была сформулирована как задача нелинейного программирования с наложенными ограничениями: Минимизировать^ функцию^ели

Уравнения регрессии для т и ДЬ, были представлены в виде полиномов второй степени, коэффициенты которых определялись с использование математической теории планирования расчетного эксперимента. При этом использовались некомпозиционные планы второго порядка для четырех и пяти факторов соответственно. Поиск минимума целевой функции осуществлялся методом Хука-Дживса.

В третьей главе изложена методика и результаты экспериментальных исследований переходных режимов дизелей 6 ЧН 18/22 и 6 ЧН 15/18, выполненных с целью проверки адекватности разработанной математической модели.

В ходе экспериментов осуществлялся наброс нагрузки различной величины, и производилось осциллографирование частоты вращения вала двигателя и ротора ТК, давления наддува, перемещения рейки ТНВД, напряжения и силы тока генератора, колебаний давления в выпускном трубопроводе. С целью более полной проверки адекватности кроме сравнения показателей переходных процессов сравнивались: экспериментальные и расчетные характеристики турбины и компрессора, импульсы давления в выпускном трубопроводе перед турбиной, нагрузочные характеристики при номинальной частоте вращения.

Сравнение экспериментальных и расчетных данных показало удовлетворительное их совпадение и подтвердило адекватность разработанной математической модели.

В четвертой главе представлены результаты расчетного исследования переходных режимов дизеля ЧН 18/22 по выбору рациональных параметров турбокомпрессора и двигателя.

Весь цикл расчетных исследований был проведен для одного режима -моделировался переходный процесс, вызванный набросом полной нагрузки на ненагруженный дизель.

В начале исследований была проведена оценка изменения цикловой подачи в переходном процессе с целью более точного определения закона ее изменения дц = /(г), используемого в расчетах.

По экспериментальным данным изменения частоты вращения и перемещения рейки ТНВД, с помощью математической модели топливной аппаратуры (ТА), разработанной в Хабаровском государственном техническом университете профессором Гореликом Г.Б., было рассчитано изменение остаточного давления и цикловой подачи в переходном процессе.

Результаты показали, что изменение цикловой подачи имеет две составляющие. Основная определяется перемещение рейки ТНВД, дополнительная - колебаниями остаточного давления (последняя ярко выражена на исходном режиме - холостом ходу и первые 7-8 циклов впрыска при изменении положения рейки). Сравнение цикловых подач, определенных по математической модели ТА и ее статической характеристике показало, что использование статических характеристик ТА дает значительную погрешность в первом периоде переходного процесса. По этой причине в работе закон изменения цикловой подачи определялся по математической модели ТА.

При исследовании влияния геометрии проточной части компрессора проводилось сравнение эффективности компрессоров с лопаточным и безлопаточным диффузорами, а также рассматривалось влияние геометрических параметров самой проточной части.

Сравнение переходных процессов дизелей с различными диффузорами компрессоров показало, что, при практически одинаковом забросе частоты врагцения, компрессор с лопаточным диффузором обеспечивает сокращение длительности переходного процесса (г) на 6,5 %. Кроме того, лопаточный диффузор обеспечивает более высокие значения КПД компрессора в течение процесса и более интенсивный рост давления наддува при практически одинаковом ускорении роторов ТК.

Исследование влияние геометрических параметров рабочего колеса компрессора показало следующее (рис. 1): любые изменения угла установки лопатки на входе (¡¡к и наружного диаметра колеса на входе Бщ не приводят к снижению переходного процесса, изменение втулочного диаметра оказывает наиболее сильное влияние на динамику процесса, но в этом случае снижение г не велико и не превышает 3,8 % ; хорошо заметно, что степень влияния геометрии рабочего колеса на длительность переходного процесса обуславливается характером изменения КПД компрессора

Исследование влияния геометрии лопаточного диффузора на длительность переходного процесса показало, что изменение углов установки лопаток на входе и выходе не приводит к снижению длительности процесса. Из всех параметров положительное влияние на динамику процесса оказывает только ширина диффузора, однако максимальное снижение длительности составляет не более 4,2 %. В этом случае влияние перечисленных параметров также определяется характером изменения в переходном процессе.

Результаты исследования проточной части компрессора в целом позволяют констатировать следующее. Во-первых, для дизеля, работающего в составе дизель-генератора, более предпочтительным является использование компрессора с лопаточным диффузором. Во-вторых, положительное влияние на динамику переходного процесса геометрии проточной части компрессора не очень значительно и, в целом, не превышает 4 %. В-третьих, степень и характер воздействия проточной части компрессора на динамику переходного процесса определяется только характером изменения КПД компрессора в течение переходного процесса.

При изменении угла опережения впрыска от паспортного значения для данного двигателя (0впр — 24°) наблюдается точка абсолютного минимума длительности переходного процесса при 0е„р = 20° (снижение на 10,5 %). Изменение давления наддува и индикаторного КПД в переходном процессе при различных значениях показывает, что уменьшение вызывает стабильное повышение давления наддува. Максимальные значения tj, в переходном процессе наблюдаются при 0тр = 20°, однако на номинальном режиме максимальное значение rj, соответствует 0елр = 24°. Можно отметить, что отрицательное влияние уменьшения 0„„р в определенной степени компенсируется повышением давления наддува. Рассматривая зависимость располагаемой энергии газов перед турбиной Lad от давления наддува при постоянной цикловой подаче, можно видеть, что она возрастает с уменьшением 0шр .

Данные результаты показали, что изменением можно, в определенных пределах, перераспределять энергию топлива между поршневой частью и турбиной, повышая, тем самым, интенсивность разгона ротора ТК. При этом положительный эффект действует пока не произойдет значительного ухудшения рабочего процесса в переходном режиме из-за уменьшения 0епр .

Для длительности переходного процесса характерна практически линейная зависимость от величины момента инерции ротора. Снижение момента инерции на 30 % (что возможно выполнить для исследуемого ТК) приводит к снижению длительности процесса на 12 %. Рассматривая изменение располагаемой газов перед турбиной Lad в переходном процессе в зависимости от эффективной мощности двигателя, а также изменение по нагрузочной характеристике, можно отметить, что в большей части переходного процесса наблюдается значительное снижение в сравнении со сходственными циклами установившихся режимов по причине недостаточного воздухоснабже-ния.

Полученный результат показывает, что ухудшение динамики переходного процесса обусловлено не только инерционностью ротора ТК, но и, в значительной степени, недостатком располагаемой энергией газов перед турбиной.

Результаты моделирования переходных процессов дизелей с четырех-клапанными и двухклапанными крышками цилиндров показали,- что использование четырехклапанных крышек цилиндров снижает потери в работоспособности газа в выпускной системе, повышает располагаемую энергию газов

перед турбиной и, в конечном итоге, интенсифицирует разгон ТК. Повышение располагаемой энергии газов на 24 % снизило длительность переходного процесса только на 7,5 %, что говорит о недостаточности подобного увеличения.

Результаты исследования по сопловому аппарату турбины позволяют отметить, что рассмотренные геометрические параметры соплового аппарата оказывают значительное воздействие на длительность переходного процесса. Кроме того, характер воздействия угла лопатки соплового аппарата и его ширины ba в целом одинаков, максимальное снижение длительности составляет 13,5 % в обоих случаях.

Представляет интерес изменение КПД турбины цт, располагаемой энергии газов перед турбиной и индикаторного КПД в переходном процессе при различных значениях Ьсл (рис. 2). Можно отметить, что уменьшение Ьсл приводит к повышению tjt и L,a в переходном процессе. Индикаторный КПД в переходном процессе первоначально возрастает, а затем, в следствие ухудшения наполнения, продувки и увеличения насосных потерь, снижается. Наибольшие значения ц, в переходном процессе соответствует значению Ьсл при котором длительность переходного процесса минимальна.

Исследование влияния геометрии рабочего колеса турбины показало, что из всех параметров заметное положительное влияние оказывает только изменение втулочного диаметра колеса (однако снижение длительности не превышает 3,5 %). Изменения наружного диаметра колеса на выходе и угла лопатки на выходе не приводят к снижению длительности процесса.

Для геометрических параметров рабочего колеса характерно, что определяющее влияние на динамику переходного процесса оказывает характер изменения в переходном процессе.

В целом по результатам проведенных исследований проточной части турбины можно отметить следующее. Характер изменения длительности переходного процесса при изменении геометрии проточной части турбины определяется суммарным воздействием изменений КПД турбины и располагаемой энергии газов перед турбиной в переходном процессе. Сопловой аппарат и рабочее колесо имеют разные механизмы воздействия на переходной процесс. Сопловой аппарат оказывает влияние в основном через изменение а рабочее колесо через изменение цт . При этом положительное воздействие на динамику переходного процесса геометрии рабочего колеса не велико и не превышает 3,5 %, а соплового аппарата достаточно существенно (до 13,5 %).

После решения поставленных оптимизационных задач были получены оптимальные значения фаз газораспределения двигателя и основных геометрических параметров проточной части турбины.

Сравнение показателей переходного процесса при исходном и оптимальном значениях фаз газораспределения (рис. 3,а) показывает, что произошло ощутимое снижение длительности переходного процесса (на 17 %), а сам процесс протекает при более высоких значениях индикаторного КПД. Характер изменения коэффициента наполнения говорит об улучшении на-

полнения и снижении заброса отработанных газов в начальной стадии переходного процесса.

Сравнивая переходные процессы при исходной и оптимальной геометрии проточной части турбины (рис. 3,6), можно отметить, что длительность переходного процесса сократилась на 11,7 %, возросли значения Ь^ и г\т , повысилось значение во всех точках переходного процесса.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ:

1. Разработан комплекс математических моделей для численного исследования переходных режимов дизелей с газотурбинным наддувом, учитывающий нестационарную природу термогазогидродинамических процессов в цилиндре двигателя и смежных с ним системах.

2. Установлены степень и характер влияния на динамику переходного процесса ряда параметров выпускной системы, проточной части турбины и компрессора. Выявлены параметры, оказывающие наибольшее влияние.

3. Результаты исследований, выполненных на дизель-генераторе ДГРА 200/750 с дизелем 6 ЧН 18/22, позволяют предложить основные направления и наметить пути улучшения динамики переходного процесса:

а) Проточная часть компрессора оказывает незначительное положительное воздействие на динамику переходного процесса. Для дизеля, работающего в составе дизель-генератора, более предпочтительным является использование компрессора с лопаточным диффузором;

б) Недостаток располагаемой энергии газов перед турбиной на переходных режимах — одна из основных причин ухудшения динамических качеств двигателя с наддувом. При повышении показателей динамики переходного процесса направление повышения располагаемой энергии является основным;

в) Уменьшение момента инерции ротора ТК в пределах конструктивных возможностей при неизменной размерности турбокомпрессора не позволяет кардинально повысить динамические показатели переходных процессов;

г) Существует угол опережения впрыска топлива, оптимальный с точки зрения динамических качеств двигателя. Для исследуемого двигателя он составляет 20° п.к.в. до В.М.Т;

д) Использование четырехклапанных крышек цилиндров дизеля оказывает положительное влияние на динамические показатели двигателя;

е) Сопловой аппарат является наиболее эффективным элементом турбокомпрессора с точки зрения повышения динамических качеств двигателя.

4. Предложен метод оптимизации, позволяющий определять наилучшие, с точки зрения динамических качеств двигателя, конструктивные параметры самого двигателя и турбокомпрессора.

По материалам диссертации опубликованы следующие работы:

1. Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Математическая модель переходных режимов комбинированного дизеля // Актуальные проблемы создания, проектирования и эксплуатации современных двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. трудов. Хабаровск: Изд.-во ХГТУ, 2001, Вып. 2. С. 94-102.

2. Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Моделирование процесса тепловыделения в дизеле на различных режимах его работы // Актуальные проблемы создания, проектирования и эксплуатации современных двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. трудов. Хабаровск: Изд.-во ХГТУ, 2001, Вып. 2. С. 103-109.

3. Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Улучшение динамических качеств и топливной экономичности переходных режимов дизелей с турбонаддувом // Роль науки, новой техники и технологий в экономическом развитии регионов: Материалы межрегиональной научно - практической конференции. Хабаровск: Изд.-во ХГТУ, 2001. С. 158-162.

4. Лашко В.А., Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Сравнение различных методов расчета параметров в выпускном трубопроводе при моделировании переходных режимов дизелей с турбонаддувом // Повышение эффективности работы железнодорожного транспорта Сибири и Дальнего Востока: Труды Всероссийской научно - практической конференции. Том 1. Хабаровск: Изд.-во ДВГУПС, 2001. С. 47-54.

5. Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Влияние параметров турбокомпрессора на динамику переходного процесса // Актуальные проблемы создания и эксплуатации комбинированных двигателей внутреннего сгорания: Материалы международной научно - технической конференции «Двигатели -2002». Хабаровск: Изд.-во ХГТУ, 2002. С. 34-38.

6. Васильев Л.А., Тимошенко Д.В. Улучшение динамики турбокомпрессора за счет повышения его КПД // Актуальные проблемы создания и эксплуатации комбинированных двигателей внутреннего сгорания: Материалы международной научно - технической конференции «Двигатели - 2002». Хабаровск: Изд.-во ХГТУ, 2002. С. 49-53.

а)

б)

в)

1к

071

0,7 ОМ ОМ

1 1 „1 1 ---

—1

¡\\\ \з(г = 17,3 с/Г"4"^

\2 (г = 11,3 с)

\ \4(т= 11,4с)

1 — \1 (т = 11,6 с)

1 1 1 ~ ^ 1 . То = 11,3'с

1 ! 1 1 I

о г * б ■& ю ^ с

1~Р,К = 202-0,к = 24", 3 -р,к = 34\ 4 ~Р,к = 55°

<° Г, С

I ~ 75мм, 2-йш = 82мм, 3-01к ~ 87мм, 4 -¿)/л- = 95мм 1«

& £ С

1 -Вон = 20мм, 2-Аи' = 25мм, 3-й0к = 30мм, 4-йок = 40мм то - длительность переходного процесса исходного варианта

Рис. 1. Изменение КПД компрессора в переходном режиме при различных значениях геометрических параметров рабочего колеса

(т= 16,3 с)

\1 \2 (т = 13,7 с)

\ кз (т=10с)

4 (т= 13,8 с) _!_ --гтгг—.

"" !

|

; 1 •

О I 4 <5 £ /О /г (гС

1-Ьса- 7 мм, 2 - Ьсл = 8 мм, З-Ьсл- 10 мм, 4-Ьсл~ 14 мм

Рис. 2. Изменения КПД турбины, индикаторного КПД и располагаемой энергии газов перед турбиной в переходном процессе при различных значениях ширины соплового аппарата

I - оптимальные фазы газораспределения 1 - оптимальная геометрия проточной части турбины

(фов™. = 60° <р]в„„. = 40°, <ров„ = 30рзв„ = 50°); (а,СЙ = 17°, ЬСЛ = ¡1 лш, р2ГК = ¿5°, 0,г - /00 .ни, 0„г - 40мм);

2 - исходные фазы газораспределения 2 - исходная геометрия проточной части турбины

Гро - 50°, = 50°, уо.ь,. = 50°, <р)в„ = 30°) (аКА = /5,5°, - ¡2,5 лш, р2рк = 55,5°, Л/г = 102 мм, Р„Т = -/0 лиг;

Рис. 3. Результаты оптимизации

Тимошенко Денис Владимирович

ИССЛЕДОВАНИЕ И УЛУЧШЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ КОМБИНИРОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Подписано в печать 26.01.04 г. Формат 60x84 1/16 Бумага писчая. Гарнитура «Тайме». Печать офсетная. Усл. печ. л. 1,04. Уч. - изд. л. 0,9. Тираж 100 экз. Заказ 4.

Отдел оперативной полиграфии издательства Хабаровского государственного технического университета 680035, Хабаровск, ул. Тихоокеанская, 136

И . 18 3 4

РНБ Русский фонд

2004-4 27036

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.:.

1. ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ДИЗЕЛЕЙ С ГАЗОТУРБИННЫМ НАДДУВОМ.

1.1. Экспериментальное исследование переходных режимов комбинированного двигателя.

1.2. Особенности рабочего процесса дизелей с турбонадцувом в переходных режимах.

1.3. Основные направления и мероприятия по улучшения динамических показателей переходных режимов дизелей с газотурбинным наддувом.

1.4. Математические методы исследования переходных режимов.

Выводы.

Постановка задачи исследования.

2. МЕТОД РАСЧЕТА ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ДИЗЕЛЕЙ С ГАЗОТУРБИННЫИ НАДДУВОМ.

2.1. Постановка задачи математического моделирования переходных режимов комбинированного двигателя внутреннего сгорания.

2.2. Математическое моделирование нестационарных процессов в цилиндре двигателя и смежных с ним системах.

2.2.1. Уравнения одномерного нестационарного движения газа в неразветвленном трубопроводе.

2.2.2. Численная реализация метода характеристик.

2.2.3. Граничные условия у цилиндра.

2.2.4. Граничные условия у турбины.

2.2.5. Особенности моделирования термодинамических процессов в цилиндре двигателя.

2.2.5.1. Расчет параметров рабочего процесса во время газообмена.'.

2.2.5.2. Расчет параметров процессов сжатия и расширения.

2.2.5.3. Расчет параметров процесса сгорания.

2.3. Определение параметров потока в центростремительной турбине комбинированного двигателя.

2.4. Определение параметров потока в проточной части центробежного компрессора.

2.5. Расчет параметров потока после охладителя наддувочного воздуха в двигателе с газотурбинным наддувом.

2.6. Моделирование переходных режимов дизелей с газотурбинным наддувом.

2.7. Оптимизация конструктивных параметров двигателя и турбокомпрессора.

2.7.1. Использование математической теории планирования эксперимента и методов поиска экстремума функции нескольких переменных при решении оптимизационных задач.

2.7.2. Выбор оптимизируемых параметров и постановка задачи оптимизации.:.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ КОМБИНИРОВАННЫХ ДИЗЕЛЕЙ.

3.1. Объекты исследования и экспериментальные установки.

3.2. Осциллографирование колебаний давлений.

3.3. Измерение напряжения и силы тока генератора. Определение момента внешней нагрузки.

3.4. Измерение частоты вращения ротора турбокомпрессора и двигателя.

3.5. Измерение перемещений рейки ТНВД.

3.6. Определение величин погрешности измерений.

3.7. Проверка адекватности математической модели.

4. РАСЧЕТНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ РАБОТЫ ДИЗЕЛЯ 6 ЧН 18/22 ПО ВЫБОРУ РАЦИОНАЛЬНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ТУРБОКОМПРЕССОРА И ДВИГАТЕЛЯ.

4.1. Оценка величины цикловой подачи в переходном процессе.

4.2. Исследование влияния проточной части компрессора на протекание переходного процесса.

4.3. Влияние поршневой части двигателя и момента инерции ротора ТК на качество переходного процесса.

4.4. Влияние проточной части турбины.

4.5. Выбор оптимальных параметров двигателя и турбокомпрессора.

4.5.1. Выбор оптимальных фаз газораспределения двигателя.

4.5.2. Выбор оптимальных геометрических параметров проточной части турбины.

При форсировании дизелей по среднему эффективному давлению путем применения газотурбинного наддува возникает ряд серьезных проблем. К их числу относится обеспечение требуемых динамических показателей и топливной экономичности в переходных режимах.

Известно, что в условиях эксплуатации двигатель внутреннего сгорания большую часть времени работает на неустановившихся режимах. Выделяют три вида неустановившихся режимов.

1. Наброс (прием) нагрузки — режим, сопровождающийся увеличением крутящего момента при малом изменении частоты вращения вала двигателя. Он характерен для дизель-генераторов переменного тока, установок с ВРШ.

2. Разгон - режим, сопровождающийся увеличением крутящего момента и частоты вращения вала двигателя. Он характерен для дизель-электрических агрегатов тепловозов, судовых и автомобильных двигателей.

3. Циклический режим - режим с периодическим изменением момента сопротивления. Этот режим характерен для двигателей строительно-дорожных машин и тракторов, при выполнении некоторых технологических операций, судов при волнении и т.д.

Наброс (прием) нагрузки и разгон также называют переходными режимами, то есть режимами, сопровождающимися переходом от одного установившегося режима к другому.

Показатели переходных режимов дизелей регламентирует ГОСТ 10511-83 «Системы автоматического регулирования скорости дизелей стационарных, судовых, тепловозных и промышленного назначения». Значения параметров, оценивающих динамические показатели САРС, представлены в табл. П1.1.

В комбинированных двигателях внутреннего сгорания со свободным турбокомпрессором происходит ухудшение показателей переходных процессов. Это ухудшение тем значительнее, чем выше степень форсирования дизеля. Данное положение зафиксировано в отечественном и международном стандартах, согласно которым максимально допустимая величина мгновенного наброса нагрузки принимается как функция от среднего эффективного давления (рис. П1.1).

Таким образом, проблема качественного переходного процесса особенно остро встает при создании современных высокофорсированных дизельных агрегатов со средним эффективным давлением от 2 до 2,5 МПа и выше.

Прием нагрузки дизель-генератором с двигателем, форсированным по среднему эффективному давлению сопровождается ухудшение качества рабочего процесса, связанным с резким снижением коэффициента избытка воздуха а. При переводе регулятором рейки топливного насоса в положение увеличенной подачи топлива, подача воздуха, из-за значительной инерционности турбокомпрессора, изменяется крайне незначительно. Следствием этого является несоответствие крутящего момента двигателя моменту нагрузки, причем момент двигателя не соответствует величине цикловой подачи топлива. Возникающий при этом заброс частоты вращения и длительность переходного процесса определяется, в значительной мере, величиной набрасываемой нагрузки и темпом роста давления наддува рь. Недостаток воздуха в начальный период переходного процесса приводит к интенсивному сажеобразованию и повышенной дымно-сти отработанных газов, снижению топливной экономичности двигателя.

При высоких значениях среднего эффективного давления приводного двигателя необходимо осуществлять ступенчатое нагружение дизель-генератора. Ориентировочные величины ступеней повышения мощности в зависимости от рте двигателя (по стандарту ISO 8528) приведены на рис. П1.2.

Таким образом, низкие динамические качества приводят к ряду нежелательных последствий:

- ухудшается качество вырабатываемой дизель-генератором электроэнергии;

- затрудняется прием нагрузки агрегатом, находящимся в состоянии горячего резерва;

- происходящее в процессе эксплуатации загрязнение газового тракта, соплового аппарата и лопаток турбины сажевыми частицами приводит к ухудшению статических характеристик и дальнейшему падению динамических показателей;

- в условиях эксплуатации нагруженный дизель-генератор должен иметь резервную мощность, так как пуски очередных потребителей могут вызвать отключение второстепенных из-за большого падения напряжения и частоты тока в сети. Чем хуже качество переходного процесса, тем большую мощность необходимо держать в резерве, что невыгодно с экономической точки зрения.

На основании выше изложенного можно сделать вывод, что улучшение динамических качеств и топливной экономичности дизель-генераторов представляет собой весьма актуальную задачу. Решение данной проблемы позволит удовлетворить все возрастающие требования к качеству вырабатываемой электроэнергии; будет иметь четкий экономический аспект, так как позволит уменьшить резервную мощность приводного агрегата, а также использовать высокофорсированные дизели с высокими удельными параметрами; позволит уменьшить расход топлива в эксплуатации.

Автор считает своим долгом выразить глубочайшую признательность кандидату технических наук Васильеву Льву Анатольевичу, оказавшему неоценимую помощь при работе над диссертацией и, к великому сожалению, не увидевшему ее окончания из-за безвременной кончины.

1. ОСНОВННЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ДИЗЕЛЕЙ С ГАЗОТУРБИННЫМ НАДДУВОМ

Результаты исследования по сопловому аппарату, представленные на рис. 4.13, позволяют отметить следующее:

- рассмотренные геометрические параметры соплового аппарата оказывают значительное воздействие на продолжительность переходного процесса;

- уменьшение а]са от значения, принятого для данного ТК (а!са = 18,4°), приводит к интенсивному снижению длительности переходного процесса, достигая минимальной длительности при сс/Сл = 15° (снижение на 13,5 %). При аюл < 15°, а также при ajcA > 18,5° длительность процесса возрастает;

- изменение Ьса оказывает подобное воздействие. Так, уменьшение Ьса от принятого значения (Ьса = 12 мм) приводит к снижению длительности процесса достигая минимального значения при Ьса ~ Ю мм (снижение на 13,5 %). Дальнейшее уменьшение Ьса » а также увеличение Ьса выше 12 мм вызывает рост длительности процесса.

Рассмотрим изменение КПД турбины rjT, располагаемой энергии газов перед турбиной Ьад и индикаторного КПД /// в переходном процессе при различных значениях геометрических параметров соплового аппарата (рис. П4.5 и П4.6).

Для ajcA можно отметить следующее (см. рис. П4.5,а и 4.6,а):

- изменение а1са в сторону уменьшения вначале приводит к повышению КПД турбины, а затем цт начинает снижаться (наибольшие значения rjT наблюдаются при ajcA = 14°). При этом величина г\т в начале переходного процесса практически не зависит от <xjca (максимальное отличие не более 1 %), но к концу переходного процесса разница между значениями tjr возрастает до 7 %;

- располагаемая энергия газов перед турбиной Lad стабильно повышается при уменьшении cljca , что является результатом изменения проходного сечения соплового аппарата в сторону меньших значений. Максимальные значения Lad в переходном процессе имеют место при а^а =12°;

- индикаторный КПД в переходном процессе в начале повышается при снижении ajcA > а затем уменьшается. При ajcA > 18,5° низкие значения rj{ обусловлены недостаточным давлением наддува, а при <х/са < 15° r\i снижается вследствие ухудшения наполнения, продувки, увеличения насосных потерь обусловленных значительным повышением давления в выпускном трубопроводе. Наибольшие значения rjt в переходном процессе (при ajcA = 15°) соответствуют его минимальной длительности.

Рис. 4.13. Влияние геометрических параметров соплового аппарата турбины на длительность переходного процесса

Влияние ширины соплового аппарата Ьса можно охарактеризовать следующим образом (см. рис. П4.5,б и П4.6,б):

- необходимо отметить характерную особенность повышения tjr в переходном процессе при уменьшении Ьса • При этом самый значительный рост rjr имеет место в конце переходного процесса (до 5,8 %). Наибольшие значения цт в течение процесса наблюдаются при Ьса = 8 мм;

- располагаемая энергия газов перед турбиной возрастает при снижении Ьса - Наибольшие значения Lad в переходном процессе наблюдаются при ЪСа — 8 мм;

- снижение Ьса в начале приводит к повышению rji в переходном процессе, а затем к уменьшению. Наибольшие значения ту,- в переходном процессе соответствуют его минимальной длительности и наблюдаются при Ьса = Ю мм. При Ьса > 12,5 мм низкие значения //,- обусловлены недостаточным давлением наддува, а при Ьса < Ю мм rj( снижается вследствие ухудшения наполнения, продувки, увеличения насосных потерь обусловленных значительным повышением давления в выпускном трубопроводе.

Хорошо заметно, что для oljca и Ьса характерен одинаковый механизм воздействия на длительность переходного процесса. Повышение Ьад, обусловленное уменьшением проходного сечения соплового аппарата, обеспечивает интенсивный рост и повышенные значения давления наддува в переходном процессе. Длительность процесса уменьшается до тех пор, пока не начнется снижение rji в переходном процессе вследствие значительного повышения давления в выпускном трубопроводе. Повышение rjT также дает положительный эффект, но его значимость гораздо меньше. Так высокие значения цт в переходном процессе вовсе не гарантируют его малой длительности.

Рассматривая результаты исследования по рабочему колесу, представленные на рис. 4.14, можно констатировать:

- из рассмотренных геометрических параметров заметное положительное воздействие оказывает только изменение втулочного диаметра D0T. Его уменьшение, в пределах конструктивных возможностей, приводит к снижению длительности переходного процесса, но не очень значительному (максимально на 3,5 % при Dot = 30 мм);

- изменение наружного диаметра на выходе D]T с 102 мм до 110 мм практически не приводит к снижению длительности процесса, при отклонении Djt от данных значений в большую или меньшую стороны длительность процесса начинает возрастать;

- увеличение угла @2рк с 26° до 36° не приводит к изменению длительности процесса. При Р2РК < 26° и ($2рк >36° длительность процесса возрастает.

Особый интерес представляют изменения КПД турбины tjt и располагаемой энергии газов перед турбиной Ьад в переходном процессе при различных значениях соответствующего геометрического параметра рабочего колеса (рис. П4.7).

Влияние угла лопатки рабочего колеса на выходе $2рк можно охарактеризовать следующим образом (см. рис. П4.7,а):

- увеличение р2рк первоначально приводит к повышению rjT в переходном процессе, затем цт начинает снижаться. Наибольшие значения цт в течение переходного процесса наблюдаются при р2рк = 35,5° (значение, принятое для данного ТК);

- увеличение р2рк вызывает снижение Lad в переходном процессе вследствие увеличения проходного сечения турбины. Наименьшие значения Lad в течение процесса наблюдаются при р2рк = 42°, наибольшие при Р2РК ~ 26°. При этом в начале процесса значения Lad практически одинаковы, а в конце процесса отличаются на 8,5 %.

В данном случае длительность процесса определяется воздействием rjT и lad • ПриР2рк> 36° интенсивное повышение длительности процесса обусловлено одновременным снижением цт и Lad , а при р2рк < 26° длительность процесса растет очень медленно, так как повышение Lad в определенной степени компенсирует снижение г\т •

Для наружного диаметра рабочего колеса на выходе DjT можно отметить следующее (см. рис. П4.7,б):

Z Dor,MM

Or.мм z

1,05

Z*

2Z

3Z 36 40 jS2PK,zpad

Рис. 4.14. Влияние геометрических параметров рабочего колеса турбины на длительность переходного процесса

- увеличение D1T приводит к повышению цт во всех точках переходного процесса. Наименьшие значения цт в процессе наблюдаются при D]T = 92 мм, наибольшие при DjT= 112 мм;

- при увеличении Djt располагаемая энергия газов перед турбиной незначительно снижается, что обусловлено увеличением проходного сечения турбины. Наименьшие значения Lad в период процесса наблюдаются при D1T =112 мм, наибольшие при DjT = 92 мм. При этом разница между значениями Lad не очень велика и не превышает 2 % в начале процесса и 6,2 % в конце процесса.

Хорошо заметно, что в этом случае длительность переходного процесса • определяется суммарным воздействием цт и Lad .Так при DjT> 105 мм длительность процесса возрастает вследствие уменьшения Lad не смотря на высокие значения г\т, а при Djt< 105 мм снижение г]т компенсирует повышение Ьад , что также приводит к росту длительности процесса.

Влияние втулочного диаметра рабочего колеса Dot можно охарактеризовать следующим образом (см. рис. П4.7,в):

- наибольшие значения rjT во все точках переходного процесса, включая исходный и номинальный установившиеся режимы, наблюдаются при D0T = 30 мм;

- при увеличении Dot КПД турбины цт в течение процесса снижается, достигая минимального значения при D0T = 50 мм;

- характерно снижение Lad в переходном процессе с увеличением D0T. При этом в начале процесса разница между значениями Lad практически отсутствует, а концу процесса возрастает до 14 %.

По результатам исследования проточной части можно сделать следующие выводы:

1. Характер изменения длительности переходного процесса при изменении геометрии проточной части турбины определяется суммарным воздействием изменений КПД турбины и располагаемой энергии газов перед турбиной в переходном процессе. Это позволяет констатировать, что динамические качества комбинированного двигателя обуславливаются сложным взаимодействием собственно двигателя и турбины.

2. Сопловой аппарат и рабочее колесо имеют разные механизмы воздействия на переходной процесс. Сопловой аппарат оказывает влияние в основном через изменение Lad , а рабочее колесо через изменение tjT. При этом положительное воздействие на динамику переходного процесса геометрии рабочего колеса не велико и не превышает 3,5 %, а соплового аппарата достаточно существенно (до 13,5 %).

3. Как показали исследования, турбина исследуемого двигателя имеет большие резервы повышения КПД за счет уменьшения проходного сечения соплового аппарата.

4.5. Выбор оптимальных параметров двигателя и турбокомпрессора

Подготовленное информационное поле по влиянию проточной части турбокомпрессора и параметров двигателя на качество переходного процесса (разделы 4.1 - 4.4) позволяет обоснованно подойти к решению оптимизационных задач как по дизелю 6 ЧН 18/22, так и турбине его турбокомпрессора.

4.5.1. Выбор оптимальных фаз газораспределения двигателя

Принимая во внимание основные положения решения оптимизационной задачи по двигателю (раздел 2.7) были получены следующие оптимальные значения фаз газораспределения исследуемого двигателя, представленные в таблице 4.1.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Разработан комплекс математических моделей для численного исследования переходных режимов дизелей с газотурбинным наддувом, учитывающий нестационарную природу термогазогидродинамических процессов в цилиндре двигателя и смежных с ним системах.

2. Установлены степень и характер влияния на динамику переходного процесса ряда параметров выпускной системы, проточной части турбины и компрессора. Выявлены параметры, оказывающие наибольшее влияние.

3. Результаты исследований, выполненных на дизель-генераторе ДГРА 200/750 с дизелем 6 ЧН 18/22, позволяют предложить основные направления и наметить пути улучшения динамики переходного процесса: а) Проточная часть компрессора оказывает незначительное положительное воздействие на динамику переходного процесса. Для дизеля, работающего в составе дизель-генератора, более предпочтительным является использование компрессора с лопаточным диффузором; б) Недостаток располагаемой энергии газов перед турбиной на переходных режимах - одна из основных причин ухудшения динамических качеств двигателя с наддувом. При повышении показателей динамики переходного процесса направление повышения располагаемой энергии является основным; в) Уменьшение момента инерции ротора ТК в пределах конструктивных возможностей при неизменной размерности турбокомпрессора не позволяет кардинально повысить динамические показатели переходных процессов; г) Существует угол опережения впрыска топлива, оптимальный с точки зрения динамических качеств двигателя. Для исследуемого двигателя он составляет 20° п.к.в. до В.М.Т; д) Использование четырехклапанных крышек цилиндров дизеля оказывает положительное влияние на динамические показатели двигателя; е) Сопловой аппарат является наиболее эффективным элементом турбокомпрессора с точки зрения повышения динамических качеств двигателя.

Предложен метод оптимизации, позволяющий определять наилучшие, с точки зрения динамических качеств двигателя, конструктивные параметры самого двигателя и турбокомпрессора.

1. Бажан П.И. Расчет и конструирование охладителей дизелей. М.: Машиностроение, 1981. 168 с.

2. Банди Б. Методы оптимизации. Вводный курс: Пер. с англ. М.: Радио и связь, 1988. 128 с.

3. Белостоцкий A.M. К расчету переходных процессов четырехтактных двигателей внутреннего сгорания с импульсным газотурбинным наддувом // Труды МИИТ. 1966. Вып. 251. С. 222-233.

4. Богомолов В.Н., Липчук В.А., Фролов А.В. Перспективы применения систем газотурбинного наддува различного типа на двигателе 8 ЧН 21/21 (8 ДМ-21)//Двигателестроение. № 12. 1989. С. 15-16.

5. Васильев Л.А. Моделирование газодинамических процессов в дизелях. Хабаровск: Изд-во ХГТУ, 1996. 131 с.

6. Васильев Л.А., Горелик Г.Б., Лашко В.А. Применение математического моделирования при проектировании двигателей внутреннего сгорания. Хабаровск: Изд-во ХПИ, 1988. 96 с.

7. Вершинин А.С. О влиянии некоторых факторов на протекание рабочего процесса дизеля на переходных режимах // Труды ЦНИДИ. 1968. Вып. 58. С. 3-8.

8. Вибе И.И. Новое о рабочем цикле двигателей. М.-Свердловск: Машгиз, 1962.272 с.

9. Волков Г.И., Морозов В.П. Экспериментальное исследование влияния подачи дополнительного воздуха на параметры переходных процессов дизель-генератора с газотурбинным наддувом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1973. Вып. 18. С. 142-144.

10. Володин А.И. Моделирование на ЭВМ работы тепловозных дизелей. М.: Транспорт, 1985. 125 с.

11. Галеев В.Л. Переходные режимы ДВС с наддувом при регулировании турбокомпрессора изменением угла опережения подачи топлива // Двигателестроение. 1988. № 2. С. 6-7.

12. Галеев В.JI. Улучшение воздухоснабжения двигателя с газотурбинным наддувом изменением угла опережения подачи топлива // Известия вузов. Машиностроение. 1987. № 8. С. 80-84.

13. Ганзман Л.Н., Никольский Н.К. Переходные процессы турбопоршневых дизелей типа 6 Д 49 (8 ЧН 26/26) // ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1970. Вып. 4-70-12. С. 6-11.

14. Ганзман Л.Н., Юз Л.Д. Исследование переходного процесса при приеме нагрузки дизель-генераторной установкой с дизелем 8 ЧН 26/26 // ДВС. НИИИнформТяжМаш 1972. Вып. 4-72-3. С. 5-10.

15. Глаголев Н.М. Рабочие процессы двигателей внутреннего сгорания. М.: Машгиз, 1950. 480 с.

16. Гончар Б.М. Уточненный способ расчета и построения индикаторной диаграммы двигателя // Труды ЦНИДИ. 1954. Вып. 25. С. 31-35.

17. Гончар Б.М. Численное моделирование рабочего процесса дизелей // Энергомашиностроение. 1968. № 7. С. 34-35.

18. Гончар Б.М., Матвеев В.В. Методика численного моделирования переходных процессов дизелей // Труды ЦНИДИ. 1975. Вып. 68. С. 3-26.

19. Горб С. И. Моделирование динамики работы дизельных пропульсивных установок на ЭЦВМ. М.: В/О Мортехинформреклама, 1986. 48 с.

20. Горелик Г.Б., Дьяченко Н.Х., Магидович Л.Е., Пугачев Б.П. Работа топливо подающей аппаратуры дизелей при частичных и переходных режимах // Труды ЛПИ. Энергомашиностроение. 1970. № 316. С. 57-64,

21. Горнушкин Ю.Г., Рыбаков А.Ю. Высокочастотный датчик малого давления // Автомобильная промышленность. 1970. № 5. С. 8-9.

22. Гришин А.Ю., Круглов М.Г., Манджгаладзе А.А. Задачи и методы расчета нестационарного течения в газовоздушных трактах комбинированного двигателя // Высокий наддув поршневых двигателей и роторные двигатели. Тбилиси, 1984. С. 117-129.

23. Данилов Ф.М. Анализ динамических свойств системы автоматического регулирования дизеля с турбонаддувом: Автореф. дис. . кандидата техн. наук. М., 1967. 18 с.

24. Двигатели внутреннего сгорания: Теория поршневых и комбинированных двигателей / Под ред. А.С. Орлина, М.Г. Круглова. 4-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1983. 372 с.

25. Ден Г.Н. Проектирование проточной части центробежных компрессоров. JL: Машиностроение, 1980.232 с.

26. Дехович Д.А., Иванов Г.И., Круглов М.Г. Агрегаты воздухоснабжения комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1973.296 с.

27. Дизели / Под ред. В.А. Ваншейдта. JL: Машиностроение, 1977. 480 с.

28. Добровольский В. В., Горбань А.И. Влияние воздухоснабжения и теплового состояния камеры сгорания на переходные режимы двигателя 6 ЧН 25/34//ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1973. Вып. 4-73-7. С. 1-7.

29. Добровольский В.В., Наливайко B.C. Экспериментальное исследование то-пливоподачи на переходных режимах двигателя 6 ЧН 25/34 // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1974. Вып. 19. С. 120-125. *

30. Добровольский В.В., Наливайко B.C. Улучшение переходных режимов работы судовых четырехтактных двигателей с наддувом // Судостроение и морские сооружения. Харьков, 1972. Вып. 18. С. 88-91.

31. Добровольский В.В., Наливайко B.C., Шуман П.З. Упрощенный расчет переходного режима двигателя с импульсным газотурбинным наддувом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1981. Вып. 33. С. 65-69.

32. Дорощук И.Н. Исследование дизель-генераторов судовой электростанции переменного тока ДГР 400/500 // ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1972. Вып. 4-72-3. С. 14-19.

33. Дьяченко Н.Х., Магидович Л.Е., Горелик Г. Б. Анализ рабочего процесса дизеля на переходных режимах методом теплового расчета с применением ЭЦВМ // Известия вузов. Машиностроение. 1969. № 10. С. 20-23.

34. Дьяченко Н.Х., Магидович JI.E., Пугачев Б.П. Об аппроксимации характеристик тепловыделения в цилиндрах дизелей // Труды ЛПИ. Энергомашиностроение. 1969. № 310. С. 73-76.

35. Дьяченко Н.Х., Ожогин В.А. Определение параметров рабочего процесса дизеля с турбонаддувом при разгоне // Труды ЛПИ. 1967. № 282. С. 262268.

36. Испытания двигателей внутреннего сгорания / Стефановский Б.С., Скобцов Е.А., Кореи Е.К. и др. М.: Машиностроение, 1972. 368 с.

37. Каминский А.И. Выбор оптимальных конструктивных параметров систем наддува дизелей с учетом волновых явлений в газовыпускных трактах: Ав-тореф. дис. . д-ра техн. наук. Харьков, 1990. 38 с.

38. Каминский А.И. Газодинамический расчет проточной части турбокомпрессора. Хабаровск: Изд.- во ХПИ, 1985. 96 с.

39. Каминский А.И., Васильев JI.A. Замкнутая модель комбинированного двигателя для оценки эффективности системы наддува // Труды 7-го Международного симпозиума МОТОР СИМПО. ЧССР, 1990. Т.1. С. 167-174.

40. Каминский А.И., Васильев JI.A., Лашко В.А. Численное моделирование рабочего процесса дизеля // Рабочие процессы автотракторных двигателей внутреннего сгорания. Труды МАДИ. 1981. С. 15-23.

41. Касьянов В.А. Улучшение эксплуатационной экономичности тепловозного двигателя 6 ЧН 31,8/33: Автореф. дис. . кандидата техн. наук. Харьков, 1989. 18 с.

42. Келыитейн Д.М., Диков В.М. Измерение скорости вращения ротора турбокомпрессора бесконтактным методом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1972. Вып. 15. С. 115-122.

43. Клокова Н.П. Тензодатчики для измерений при повышенных температурах. М.: Машиностроение, 1965. 120 с.

44. Клокова Н.П., Лукашник В.Ф., Воробьева Л.М. Тензодатчики для экспериментальных исследований. М.: Машиностроение 1972. 152 с.

45. Ковалевский Е.С., Кончаковский В.А., Мельник Г.В. Экспериментальное исследование системы автоматического регулирования скорости дизель-генератора с газотурбинным наддувом //ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1967. Вып. 4-67-4. С. 36-41.

46. Костин А.К., Миселев М.А., Пугачев Б.П. Выбор оптимального способа приема номинальной нагрузки легким быстроходным дизелем с турбонад-дувом //ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1973. Вып. 4-73-7. С. 7-15.

47. Красовский О.Г. Численное решение уравнений нестационарного течения для выпускных систем двигателей // Труды ЦНИДИ. 1968. Вып. 57. С. 3-20.

48. Крепе Л.И., Карташевич А.Н., Горелько В.М. Разработка и исследование системы автоматической подачи дополнительного воздуха на переходных режимах автотракторного дизеля с наддувом // Двигателестроение. 1984. № 2. С. 13-16.

49. Кривов В.Г., Синатов С.А., Орлов А.Н. Улучшение качества переходных процессов в дизелях с газотурбинным наддувом путем утилизации их отходящей теплоты // Двигателестроение. 1983. № 8. С. 3-7.

50. Круглов М.Г. Особенности газодинамики комбинированных двигателей внутреннего сгорания на неустановившихся режимах // Известия вузов. Машиностроение. 1978. № 3. С. 101-105.

51. Круглов М.Г., Меднов А.А. Газовая динамика комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1988. 360 с.

52. Круглов М.Г., Чистяков В.К. Квазистационарный метод определения параметров газа в цилиндре и выпускной системе двигателя внутреннего сгорания // Развитие комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1974. С. 16-27.

53. Кругов В. И., Волков А. А. Методика расчета переходных процессов дизеля с учетом динамических свойств топливной аппаратуры // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1975. Вып. 21. С. 42-46.

54. Кругов В.И., Данилов Ф.М. К оценке влияния газовых трактов на динамические качества транспортного дизеля с турбонадцувом // Известия вузов. Машиностроение. 1966. № 2. С. 113-118.

55. Кругов В.И., Кузнецов А.Г., Шатров В.И. Анализ методов составления математической модели дизеля с газотурбинным наддувом // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1994. № 10-12. С. 62-69.

56. Кругов В.И., Марков В.А., Шатров В.И., Тишин Д.В. Математическая модель системы автоматического регулирования дизеля с турбонаддувом иизменяемым углом опережения впрыска // Вестник МГТУ. Машиностроение. 1994. №1. с. 55-69.

57. Крутов В.И., Шатров В.И. Некоторые результаты экспериментального исследования переходных процессов дизеля с турбонаддувом // Известия вузов. Машиностроение. 1965. № 12. С. 23-26.

58. Кузнецов Т.Ф., Погребняк В.В., Соболь В.Н., Турчак Е.В. Исследование дополнительного разгона турбокомпрессора ТК 34 с двигателем 1 ОД 100 // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1970. Вып. 12. С. 56-64.

59. Лазарев Е.А. Совершенствование моделирования закономерностей выгорания топлива в дизеле // Двигателестроение. 1985. № 12. С. 11-13.

60. Лашко В.А. Проектирование проточных частей центростремительной турбины комбинированного двигателя внутреннего сгорания. Хабаровск: Изд-во ХГТУ, 2000. 135 с.

61. Лашко В.А. Профилирование каналов с переменной геометрией по времени в комбинированных двигателях внутреннего сгорания. Хабаровск: Изд-во ХГТУ, 1997. 136 с.

62. Левкович С.Л., Волошин Ю.П., Кельштейн Д.М. К вопросу об определении коэффициента работы компрессоров для наддува двигателей внутреннего сгорания // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1972. Вып. 15. С. 98103.

63. Леонов И.В., Галеев В.Л. Исследование возможности улучшения системы воздухоснабжения дизеля с турбонаддувом // Известия вузов. Машиностроение. 1980. № 4. С. 98-103.

64. Леонов О.Б., Леонов И.В., Галеев В.Л. Влияние набрасываемой нагрузки на начальное ускорение ротора турбокомпрессора // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1980. Вып. 32. С. 112-115.

65. Леонов О.Б., Мануйлов Н.Н. Нагрузка деталей кривошипно-шатунного механизма на неустановившихся режимах работы дизеля // Развитие комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1974. С. 63-71.

66. Леонов О.Б., Павлюков В.Г. Исследование возможности улучшения работы дизеля на неустановившихся режимах регулирование начального давлениятоплива в нагнетательном трубопроводе // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1976. Вып. 24. С. 72-77.

67. Листвин А.Г., Дейч Р.С., Бехтерев В.В. Применение квазистационарной гипотезы для расчетов осевых импульсных турбин агрегатов наддува дизелей // Двигателестроение. 1985. №12. С. 20-21.

68. Лукьянченко Б.С. Расчет совместной работы 4-х тактного' дизеля со свободным турбокомпрессором на режимах разгона // Труды ЦНИДИ. 1963. Вып. 47. С. 27-41.

69. Межерицкий А.Д. Турбокомпрессоры систем наддува судовых дизелей. Л.: Судостроение, 1986. 248 с.

70. Мунштуков Д.А., Зацеркляный Н.М. Численное моделирование нестационарного газодинамического процесса в выпускной системе с преобразователем импульсов // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1978. Вып. 28. С. 21-28.

71. Мунштуков Д.А., Эпштейн А.С., Сиволобов Ю.А. К оценке основных допущений квазистационарных методов расчета выпускных систем двигателей // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1971. Вып. 14. С. 70-76.

72. Мурашев О.Д. Влияние объема выпускной системы на переходные процессы тепловозного двигателя // Тепловозы и тепловозные двигатели. Труды ХИИТ. 1968. Вып. 104. С. 26-33.

73. Мурашев О.Д. Переходные процессы четырехтактного тепловозного дизеля // Тепловозы и тепловозные двигатели. Труды ХИИТ. 1968. Вып. 104. С. 22-26.

74. Наливайко B.C., Добровольский В.В., Эпштейн А.С. Методика расчета переходных процессов четырехтактного двигателя с импульсным газотурбинным наддувом и регулируемым воздухоснабжением // Теплоэнергетика. Труды НКИ. 1973. Вып. 69. С. 115-122.

75. Неустановившиеся режимы поршневых и газотурбинных двигателей автотракторного типа / Ждановский Н.С., Ковригин А.И., Шкрабак B.C. и др. Л.: Машиностроение, 1972. 224 с.

76. Никольский Н.К., Касьянов А.В. Исследование выпускной системы дизеля 8 ЧН 26/26 с преобразователями импульсов // ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1972. Вып. 4-72-18. С. 1-7.

77. Одинцов В.И. Метод расчета процесса тепловыделения в судовых ДВС с учетом влияния системы конструктивных факторов // Двигателестроение. 1989. № п. с. 16-17.

78. Орлин А.С., Круглов М.Г. Комбинированные двухтактные двигатели. М.: Машиностроение, 1968. 576 с.

79. Основы газовой динамики / Под ред. Г. Эмонса. Пер. с англ. М.: Изд.-во иностранной литературы, 1963. 703 с.

80. Петров В.А., Алексеев В.А. Математическое описание характеристик тепловыделения в турбопоршневых двигателях на различных режимах // Двигателестроение. 1981. № 6. С. 3-5.

81. Петров В.А., Вершинин А.С. Исследование рабочего процесса дизеля Д6-250ТК на некоторых переходных режимах // Труды ЦНИДИ. 1968. Вып. 57. С. 74-80.

82. Повышение технического уровня дизелей ряда ЧН 18/22 / Каминский А.И., Конке Г.А., Поляков Е.И., Мельников В.Ф. М.: Машиностроение, 1984. 200 с.

83. Разлейцев Н.Ф. Метод расчета характеристик тепловыделения в цилиндре дизеля по кинетическим уравнениям испарения и выгорания распыленного топлива // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1978. Вып. 27. С. 312.

84. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. JL: Машиностроение, 1981.351 с.

85. Романов Г.И., Козлов С.И. Выбор рациональных способов регулирования воздухоснабжения турбопоршневых двигателей // Двигателестроение. 1982. №6. С. 5-7.

86. Севрук И.В. Об эффективности разгона ротора турбокомпрессора сжатым воздухом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1978. Вып. 28. С. 48-52.

87. Севрук И.В., Эпштейн А.С. Методика расчета переходных процессов четырехтактного тепловозного дизеля с высоким газотурбинным наддувом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1970. Вып. 11. 1970. С. 78-83.

88. Севрук И.В., Эпштейн А.С. Переходный процесс автоматизированного дизель-генератора с приводным турбокомпрессором при мгновенном набросе100% нагрузки II Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1972. Вып. 15. С. 104-108.

89. Севрук И.В., Эпштейн А.С. Улучшение переходных процессов автоматизированного дизель-генератора на базе Д70 // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1972. Вып. 16. С. 3-8.

90. Селезнев Ю.В. Определение динамики тепловыделения в' однокамерных дизелях через управляющие параметры // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1975. Вып. 21. С. 3-9.

91. Симеон А.Э. Газотурбинный наддув дизелей. 2-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1964. 247 с.

92. Соколов С.С., Власов Л.И. Аналитическое определение характеристик тепловыделения по заданному закону подачи топлива // Совершенствование технико-экономических показателей дизелей. Труды ЦНИДИ. 1981. С. 94104.

93. Спиридонов А.А., Васильев Н.Г. Планирование эксперимента при исследовании и оптимизации технологических процессов. Свердловск: Изд.- во УПИ, 1975. 140 с.

94. Стебаков B.C., Рассудов Ю.Г. Тахометр для измерения оборотов турбокомпрессора// ДВС. НИИИнформТяжМаш. 1972. Вып. 4-72-3. С. 26-31.

95. Степанов Г.Ю. Основы теории лопаточных машин, комбинированных и газотурбинных двигателей. М.: Машгиз, 1958. 350 с.

96. Теория двигателей внутреннего сгорания / Дьяченко Н.Х., Костин А.К., Пугачев Б.П. и др. Л.: Машиностроение, 1974. 552 с.

97. Толшин В. И. Форсированные дизели. Переходные режимы, регулирование. М.: Машиностроение, 1995. 280 с.

98. Толшин В.И., Ковалевский Е.С. Переходные процессы в дизель-генераторах. Л.: Машиностроение, 1977. 142 с.

99. Толшин В.И., Федин К.И. Оптимизация фаз газораспределения дизеля 6 ЧН 25/34, предназначенного для плавучих кранов // Двигателестроение. 1995. С. 35-37.

100. Тракторные дизели: Справочник / Взоров Б.А., Адамович А.В., Арабян А.Г. и др. М.: Машиностроение, 1981. 535 с.

101. Турбокомпрессоры для наддува дизелей: Справочное пособие / Байков Б.П., Бордуков В.Г., Иванов П.В., Дейч Р.С. Л.: Машиностроение, 1981. 200 с.

102. ЮЗ.Турбонадцув высокооборотных дизелей / Симеон А.И., Каминский М.Н., Моргулис Ю.Б. и др. М.: Машиностроение, 1976. 228 с.

103. Федин К.И., Толшин В.И., Литвин С.Н. Моделирование рабочего процесса с турбонаддувом в переходных режимах // Двигателестроение. № 5. 1989. С. 13-14.

104. Хартман К., Лецкий Э. Планирование эксперимента в исследовании технологических процессов: Пер. с нем. М.: Мир, 1977. 290 с.

105. Храмов Ю.В. Исследование переходных процессов автотракторного дизеля с турбонаддувом: Автореф. дис. кандидата техн. наук. М., 1965. 20 с.

106. Цегельнюк А.Б. Уравнение динамики судового малооборотного ДВС с газотурбинным наддувом // Труды ЦНИИМФ. 1969. Вып. 111. С.

107. Циннер К. Наддув двигателей внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение. 1978,320 с.

108. Шерстюк А.Н., Зарянкин А.Е. Радиально-осевые турбины малой мощности. М.: Машиностроение, 1976. 208 с.

109. Электрические измерения неэлектрических величин / Туричин A.M., Новицкий П.В. и др. Л.: Энергия, 1975. 576 с.

110. Электрические измерения физических величин. Измерительные преобразователи / Левина А.С., Новицкий П.В. и др. Л.: Энергоатомиздат, 1983. 320 с.

111. Эпштейн А.С. Расчет переходных процессов комбинированных двигателей типа Д100 // Проблемы развития комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1968. С. 205-224.

112. ИЗ. Эпштейн А.С., Тернопол В.П., Севрук И.В. О приеме нагрузки четырехтактным дизель-генератором с высоким наддувом // Двигатели внутреннего сгорания. Харьков, 1971. Вып. 14. С. 76-80.

113. Юз Л.Д., Богомольский Е.С. Обеспечение возможности быстрого приема нагрузки дизель-генераторами // Развитие комбинированных двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1974. С. 262-267.

114. Юз JI.Д., Ганзман Л.Н. Улучшение приемистости дизель-генераторов с турбонаддувом при набросах нагрузки // ДВС. НИИИнформ'ТяжМаш. 1973. Вып. 4-73-10. С. 15-22.

115. Янакиев В.Х. Расчет характеристик тепловыделения с учетом закона подачи топлива// Двигателестроение. 1982. № 3. С. 8-9.

116. Benson R.S. A comprehensive digital computer program to simulate a compression ignition engine including intake and exhaust system // SAE. Prepr. 1971. №710173. P. 1-14.

117. Benson R.S., Gard R.D., Woollatt D. A Numerical Solution of Unsteady Flow Problems // International Journal of Mechanical Science. 1964. Vol. 6. № 1. P. 117-144.

118. Boy P. Untersuchung einzelner Einflusse auf das instationare Betreibsverhalten mittelschnellaufender Schiffdieselmotoren // MTZ. 1980. Vol. 41. № 9. P. 343348. № 11. P. 491-496.

119. Hauser J.-C. Versuche und Rechnimgen sum instationaren Verhalten fiirgelandener Fahfseugmotoren // Automobiltechnische Zeitschrift. 1981. Vol. 83. №718. P. 345-351.

120. Heireth H., Witthalm G. Vergleich des instationar haltens verschiedener Aufladesysteme fur PKW-Dieselmotoren // FISITA. Energymobility International Congress. 1982. Vol. 1. P. 28.1-28.7.

121. Holtman R. H. Testing of a Low specific fuel consumption turbocompound engine // SAE Techn. Pap. Ser. 1987. № 870300. P. 1-9.

122. Kohler Horst W. NR-Abgasturbolader verbessern Motor-Beschleunigungsverhalten // MTZ. 1991. Vol. 52. № 6. P. 314-316.

123. Meyer-Adam D. Simulation des instationaren Betriebsverhaltens hochaufgeladener. schnellaufender 4-Takt-Dieselmotoren beim Einsatz als Generatorantriebe in Inselnetzen // Schiff und Hafen. 1981. Vol. 33. № 11. P. 64-68-70.

124. Shimizu Tetsuji, Takama Ken-ichiro, Enokishima Hisato Silicon Nitride Turbo-charger Rotor for High Performance Automotive Engines // SAE Techn. Pap. Ser. 1990. № 900656. P. 163-175.

125. Takeschi M. Computer Simulation of a Turbocharged Four-stroke Diesel Engine for Electric Pouver Unit under Transient Load Condition // Нихон хакуе кикан гаккае си. 1978. Vol. 13. № 11. P. 827-836.

126. Timoney Seamus G. A review of ideas for improving transient response in vehicle diesel engines // SAE Techn. Pap. Ser. 1986. № 860454. P. 1-7.

127. Watson N., Marzouk M. A Non-Linear Digital Simulation of Turbocharged Diesel Engine Under Transient Condition // SAE. Prepr. 1977. № 770123. P. 118.

128. Winkler G., Wallace F. J. Untersuchung der Zusammenarbeit von Koibenmotor und Stromungsmaschinen mittels numerischer Simulation // MTZ. 1979. Vol. 40. №7-8. P. 331-336.

129. Winterbone D.E., Thiruarooran C., Wellstead P.E. A Wholly Dynamic Model of a Turbocharged Diesel Engine for Transient Function Evaluation // SAE. Prepr. 1977. №770124. P. 1-12.

130. Winterbone D.E., Tennant D.W.N. The Variation of Friction and Combustion Rates During Diesel Engine Transient // SAE Techn. Pap. Ser. 1981. № 810339. P. 1-13.

131. Wright E.H., Gill K.F. Theoretical analysis of the unsteady gas flow in the system of an engine // J. Mech. Eng. Sci. 1966. 8. № 1. P. 70-90.

132. Zinner K. Das Beschleunigundsverhalten des Dieselmotor mit Abgasterbolader //MTZ. 1952. № 2,3. P. 4-20, 10-25.