Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА I Состояние вопроса проблемы снижения вредных выбросов отработавших газов дизелей в динамических режимах. постановка задачи
1.1. Экологические проблемы загрязнения воздушной среды 10
1.2. Современное состояние вопроса проблемы снижения вредных выбросов в отработавших газах дизелей в динамических режимах работы 14
1.3. Постановка задачи исследований 31
ГЛАВА II Разработка модели системы управления частотой вращения дизеля
2.1. Модель системы управления ЧВ дизеля как инструмент исследования снижения ВВ дизелей 33
2.2. Функциональная блок - схема модели системы управления ЧВ дизеля 35
2.3. Уравнения динамики системы управления ЧВ дизеля 38
2.3.1. Уравнения динамики регулятора частоты вращения 39
2.3.2. Уравнения динамики дизеля 44
2.3.3. Уравнения динамики устройства дополнительного разгона турбокомпрессора 49
2.3.4. Уравнения динамики процессов, протекающих в рабочем цилиндре дизеля -3 стр.
2.3.5. Методика расчета вредных выбросов окислов азота и дымности дизеля 69
2.4. Исходные данные для моделирования 72
2.5. Выводы 73
ГЛАВА III Оценка адекватности модели системы управления чв дизеля 75
3.1. Описание стенда экспериментальной установки 75
3.2. Сопоставление экспериментальных данных с результатами моделирования в статических режимах работы 80
3.3. Сопоставление экспериментальных данных с результатами моделирования в динамических режимах работы 84
3.4. Выводы 96
ГЛАВА IV Исследования способов снижения вредных выбросов отработавших газов дизелей в динамических режимах
4.1. Исследование предварительного разгона турбокомпрессора.. 97
4.2. Предварительное изменение задания регулятора ЧВ как метод снижения ВВ дизелей 114
4.3. Совместное применение предварительного разгона ТК и изменения задания регулятора ЧВ 127
4.4. Выводы 140
Общие выводы и рекомендации 141
Литература
- Современное состояние вопроса проблемы снижения вредных выбросов в отработавших газах дизелей в динамических режимах работы
- Уравнения динамики системы управления ЧВ дизеля
- Сопоставление экспериментальных данных с результатами моделирования в динамических режимах работы
- Предварительное изменение задания регулятора ЧВ как метод снижения ВВ дизелей
Современное состояние вопроса проблемы снижения вредных выбросов в отработавших газах дизелей в динамических режимах работы
Атмосферный воздух является жизненно важным для человека элементом окружающей среды и его охрана от вредного воздействия отработавших газов дизелей оговорена многими нормативными документами во всем мире. Одним из основных источников загрязнения атмосферы являются двигатели внутреннего сгорания и, в частности, дизели. Сегодня дизели используются в различных отраслях промышленности и в каждой из них существуют и действуют установленные нормы по содержанию вредных компонентов в отработавших газах. Основными токсичными веществами - загрязнителями в выхлопных газах дизелей являются окислы азота и сажи. Поэтому борьба за снижение этих веществ в ОГ является основной задачей. Для судовых дизелей Международная морская организация (IMO) разработала директивный документ «Технический кодекс по выбросам окислов азота от судовых дизельных двигателей», который был принят на состоявшейся 26.09.97 конференции членов Международной конвенции по предотвращению загрязнений с судов (MARPOL 73/78) и вступил в силу с 1 января 2000 года [105].
Кодекс представляет собой международный документ, устанавливающий порядок и правила сертификации судовых дизелей на предприятии-изготовителе и на борту судна на соответствие нормам выбросов NOx.
Под действие кодекса попадают судовые дизели мощностью более 130 кВт, предназначенные к установке или установленные на любых судах более 400 per. т, построенные после 1 января 2000 года и подчиненные правилам по предотвращению загрязнений воздуха с судов, составляющих приложение VI к конвенции MARPOL 73/78. Согласно этой конвенции, нормированию подлежат удельные средневзвешанные выбросы оксидов азота при испытаниях по стандарту ISO 8178 [77].
Нормы выбросов NOx установлены в зависимости от номинальной частоты вращения коленчатого вала дизеля и имеют ел едущие значения:
При п 130 об/мин, eNOx = 17 г/кВт.ч; 130 п 2000 об/мин, eNOx = 45 n"2 г/кВт.ч; п 2000 об/мин, eNOx = 9.84 г/кВт.ч.
В национальных стандартах ряда стран для судовых дизелей нормы выбросов не связаны с каким-либо техническим параметром дизеля и имеют постоянное значение. Например, в США стандартом ЕРА на 1999 год была установлена норма выбросов NOx 9.2 г/кВт. ч , в России до конца 2000 года - 14 г/кВт.ч, после 2000 года - 8 г/кВт.ч [82]. Наиболее жесткий и действующий с 1995 года стандарт штата Калифорнии (США) ограничивает выбросы окислов азота от морских судов нормой 2 г/кВт. ч. Выбросы сажи и связанная с ней дымность судовых дизелей на сегодняшний день регламентируются только местными правилами портов. Так, в США правилами береговой охраны контролируется длительность дымного выхлопа, которая не должна превышать 3 минут непрерывно. Почти во всех развитых странах существует государственный стандарт, ограничивающий содержание сажи в ОГ.
Таким образом, новые международные требования к обязательной сертификации судовых дизелей по показателю вредных выбросов поставили серьезную задачу подготовки двигателей к обеспечению этих требований.
В связи с этим сегодня разработан и опубликован целый ряд методов снижения выбросов в атмосферу. Методы, относящиеся к снижению окислов азота, можно разделить на две группы: A) Первичные методы - требующие изменения конструкции дизеля или его отдельных элементов, реализуемых при разработке новых моделей; B) Вторичные методы - не требующие изменения конструкции дизеля или его отдельных элементов, реализация которых возможна при незначительной модернизации двигателя; Методы обеих групп широко освещены в литературе и крупные дизелестроительные компании уже предлагают часть разработок на мировом рынке. Так, работы Wartsila, MTU, S.E.M.P. Pielstick , MAN B&W [123, 132, 134, 138, 140, 149, 150, 152] рассматривают первичные методы снижения вредных выбросов для СОД и ВОД и предлагают основные направления снижения ВВ, такие как совершенствование системы впрыска и смесеобразования дизеля, совершенствование систем турбонаддува, выбор оптимального газораспределения, выбор оптимальной частоты вращения двигателя, организация вихревого движения заряда воздуха в камере сгорания, увеличение отношения S/D, увеличение степени сжатия дизеля с одновременным уменьшением угла опережения подачи топлива, двойной впрыск топлива в цилиндр.
Образование окислов азота в камере сгорания дизеля обусловлено наличием больших количеств азота, кислорода и высокими температурами (выше 1500 градусов Кельвина) в отдельных зонах расслоенного заряда.
Образование окиси азота происходит в зонах топливного факела, где смесь приближается по составу к стехиометрическои, а локальная температура может достигать 2500 К. Поэтому все выше перечисленные и предлагаемые авторами мероприятия прямо или косвенно сводятся к снижению максимальной температуры газов в цилиндре дизеля, снижая тем самым образование окислов азота.
Снижение максимальной температуры газов в цилиндре дизеля путем снижения температуры наддувочного воздуха рассматривается в работе фирмы Yanmar Diesel, Япония [149, 153] как еще один способ воздействия на образование окислов азота.
В обычных системах турбонаддува с промежуточным теплообменником невозможно охладить воздух ниже 40 градусов. Поэтому предлагается новая система турбонаддува - turbo-cooling system (турбо охлаждающая система, рис.1.1), которая позволяет достичь температуры воздуха на выходе до 5- 10 градусов Цельсия.
Уравнения динамики системы управления ЧВ дизеля
В модели системы управления ЧВ дизеля расчет значений параметров, изменение которых описывается соответствующими дифференциальными уравнениями, осуществляется методом численного интегрирования. В связи с тем, что основные процессы, происходящие в цилиндре двигателя привязаны к углу поворота коленчатого вала, то при расчете этих процессов независимая переменная (время) выражается через угол п.к.в. Для расчета работы системы была принята следующая схема. Непрерывно, по уравнениям динамики системы рассчитываются основные параметры работы двигателя: частота вращения коленчатого вала п, положение топливной рейки IndTp, давление наддувочного воздуха Ps, частота вращения -турбокомпрессора птк, давление отработавших газов двигателя Рг и другие. При этом через каждый период времени, соответствующий углу ПКВ 360/ і или 720 / і, где і - число цилиндров дизеля (в зависимости от тактности дизеля), расчет динамики прерывается. Производится расчет очередного рабочего процесса в цилиндре дизеля от момента начала сжатия до момента начала открытия выпускных органов по значениям вышеуказанных параметров в этот момент времени. В результате расчета процесса сгорания определяется выброс окислов азота. Дымность двигателя определяется за каждый шаг расчета переходного процесса по текущим значениям топливоподачи и количества воздуха, подаваемого в двигатель.
Последовательность и условия расчета этих параметров определяются очерёдностью в передаче воздействий регулятором и условиями работы элементов двигателя.
Основные операции и порядок их выполнения за каждый рабочий шаг иллюстрирует укрупненная блок-схема модели, которая представлена на рис. 2.1. На этой схеме цифрами обозначены блоки, в которых выполняются следующие операции:
1. Подготовительные операции: ввод начальных данных, счет констант для расчета дифференциальных уравнений динамики САУ, индикаторного процесса дизеля и вредных выбросов. Выполняется перед первым расчетным шагом.
2. Блок расчета управляющих воздействий на регулятор и разгонное устройство турбокомпрессора. Расчет временных характеристик разгона, моментов подачи сжатого воздуха в устройство разгона ТК и моментов подачи нагрузки. Расчет временных характеристик предварительного изменения задания и моментов начала подачи нагрузки. Происходит выбор программ управления:
Выполнение вышеперечисленных операций связано с использованием соответствующих уравнений динамики, которые описывают процессы, протекающие в различных элементах системы управления ЧВ дизеля.
В рассматриваемой системе современный мощный высокооборотный дизель является очень сложным агрегатом. На современном этапе математические описания всех процессов, протекающих в этом агрегате, являются практически невыполнимой задачей. В связи с этим при построении математической модели системы необходимо заранее определить те основные вопросы, для решения которых она будет использована. В этом случае появляется возможность отказаться от подробного описания тех или иных процессов, которые не оказывают существенного влияния на изучаемые явления.
В настоящее время очень часто в качестве регулятора частоты вращения судовых дизель-генераторов широкое распространение получили регуляторы фирмы Woodward, типа UG-8. Это регулятор непрямого действия, шкального типа, с гидромеханической, кинематической изодромной и жесткой отрицательной обратными связями, электрическим механизмом задания частоты вращения и электромагнитным стоп-устройством для отключения подачи топлива. В регуляторе предусмотрено ограничение максимального хода исполнительного механизма, а также указатели ограничения фактической нагрузки.
Дизель, как объект регулирования частоты вращения, обладает рядом особенностей, к которым относятся: изменение координаты нагрузки, большая инерционность вращающихся масс, самовыравнивание. Так как в работе не затрагиваются вопросы исследования влияния свойств регулятора на динамические свойства системы, то для его описания использованы уравнения с общепринятыми допущениями, которые не оказывают существенного влияния на статические и динамические свойства САУ дизелей. Поэтому для описания динамики регулятора используются уравнения, приведенные в [36], [49], [51], которые широко применяются в научных исследованиях. Эти уравнения получены при следующих основных допущениях:
Сопоставление экспериментальных данных с результатами моделирования в динамических режимах работы
В рабочем цилиндре дизеля в течение всего цикла протекают следующие основные процессы: газообмен, подача топлива, его испарение, сгорание, теплообмен, термодинамическое воздействие которых на рабочее тело сводится к отводу и подводу тепла, отводу и подводу масс с различными физическими свойствами при переменном объеме этого тела. Сам рабочий процесс протекает при закрытых органах газораспределения, поэтому в модель не входят уравнения, описывающие массо- и энергообмен между цилиндром, ресивером и выпускным коллектором. Таким образом, расчет процессов газообмена в модель САУ ЧВ не входит.
Давление начала сжатия рабочего тела в цилиндре дизеля определяется по уравнению Ра = „ Ps, (45) -58-где Ps - давление наддувочного воздуха перед цилиндром, Па; ;а - коэффициент, учитывающий газодинамические сопротивления при истечении воздуха через впускные органы. Давление наддува Ps определяется по уравнению (23). Температура заряда цилиндра в начале сжатия определяется по формуле: где Ts - температура наддувочного воздуха перед цилиндром, К; AT- подогрев наддувочного воздуха от стенок цилиндра, К; у - коэффициент остаточных газов; Т, - температура остаточных газов, К. Температура наддувочного воздуха определяется из заданной экспериментальной характеристики Ts=]\Ne). При расчете процессов в цилиндре допускается, что состояние рабочего тела полностью равновесное. В качестве рабочего тела во всех термодинамических расчетах принимается идеальный газ. Равновесное состояние газа означает, что температура, давление и концентрация компонентов газовой смеси в каждой точке объема цилиндра одинаковы. Эти допущения позволяют применить для описания рабочего процесса в цилиндре дизеля уравнения первого закона термодинамики, массового баланса и состояния рабочего тела в дифференциальной форме. Уравнение первого закона термодинамики (закона сохранения энергии): dQt + dQw = dU + dL, (47) где dQt - количество теплоты, выделившейся в цилиндре при сгорании элементарной массы топлива dgN. dQv, - количество теплоты, отведенной вследствие теплообмена со стенками цилиндра; dU - изменение внутренней энергии рабочего тела; dL - работа, совершаемая рабочим телом. При этом теплота подогрева и испарения впрыснутого топлива, теплота, затрачиваемая на диссоциацию молекул С02 и Н20, а также неполнота сгорания топлива не учитываются. Погрешность расчета при этом не превышает 1% [81]. Уравнение состояния рабочего тела с переменной массой: PV = (G + G")RT, (48) где Р - давление; Т - температура; V - текущий объем цилиндра. В уравнении различием в газовых постоянных воздуха и "чистых" продуктов сгорания пренебрегаем, полагая R=R,=R [81].
В теории ДВС допускается, что смесь газов в цилиндре в любой момент времени состоит из двух компонентов: G (кг) чистого воздуха и G" (кг) «чистых» продуктов сгорания. Уравнения массового баланса по обоим компонентам смеси имеют вид: G = Ga -Logx; G" = Ga" + (Lo+l)gX! (49) где Ga , Ga" - массы компонентов в цилиндре к началу сжатия (точка а); L0 - теоритически необходимая масса воздуха для сгорания 1кг топлива; - масса топлива, сгоревшего к данному моменту времени. Количество теплоты, выделяющееся при сгорании dgx (кг) топлива dQt= QHdgx = QH gu dx, (50) і -60 где и» - низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг; gu - цикловая подача топлива, кг/цикл; х =2, / gu- относительное количество сгоревшего топлива. Количество теплоты, отводимой от газов к стенкам цилиндра, находится из уравнения теплоотдачи Ньютона - Рихмана dQw = a, F (Tw - Т) dt, (51) где аг - коэффициент теплоотдачи от газов к стенкам, Вт/м"К; F - текущая поверхность теплообмена, м" ; Tw - средняя условная температура стенок цилиндра, К; Т - текущая температура газов в цилиндре, К; t - время теплообмена, с. Входящие в уравнение (49) величины определяются следующим образом: аг = Сэ VCMN/PT , (52) где Сэ - эмпирический коэффициент; См = S П /30 - средняя скорость поршня, м/с; Р,Т - текущие давление и температура газов в цилиндре. Для определения текущей поверхности теплообмена используется формула „ „, 1 1 2 kS D iBr-l) где Vh = %D" S/4 - рабочий объем цилиндра, м D - диаметр цилиндра, м; S - ход поршня, м; (53) -61 Eo = V0/Vc - геометрическая степень сжатия, V0 - полный объем цилиндра, м3, Vc - объем камеры сжатия, MJ. а — 1 — COS ф т-— »sin (р - аналог перемещения поршня, (54) где R/I р отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. Текущий объем цилиндра можно представить следующим образом: N +а 2 [(Ео- 1) (55) При постоянной частоте вращения коленчатого вала (п, мин" ) между временем - t и текущим углом поворота коленчатого вала (ф, п.к.в.) существует зависимость ф—6 П t, поэтому dt = dcp / 6п. с учетом этого выражение для удельной работы запишется следующим образом: = Vh. Р.Ь, (56) dcp 360 где Ь = sin ф (1 + X COS ф ) - аналог скорости поршня.
После некоторых несложных преобразований уравнения первого закона термодинамики, полностью приведенных в [81] и выражений внутренней энергии и удельной работы через теплоемкость чистого воздуха и «чистых» продуктов сгорания, получим уравнение, описывающее изменение температуры в рабочем цилиндре в зависимости от угла поворота коленчатого вала где U ,U" - удельные энергии воздуха и «чистых» продуктов сгорания, кДж/кг; Cv , Су"- истинные изохорные массовые теплоемкости компонентов, кДж/кг. Значения теплоємкостей рассчитываются по приближенным формулам, полученным путем аппроксимации табличных значений [19]: Cv = 0.705 + 1.4185 .10 4 .Т - (2711/Т2) кДж/кг; (58) У- 0.76 + 1.959 . 104 .Т - (3887/Т?) кДж/кг. (59) Коэффициент избытка воздуха в исходных данных задается ориентировочно, его точное значение определяется в результате расчета.
Уравнения (48), (49), (57) составляют систему дифференциальных уравнений индикаторного процесса. Решение этой системы осуществляется численным методом Рунге - Кутта [27]. В итоге получаются зависимости температуры и давления от угла поворота коленчатого вала на участке рабочего процесса от угла начала сжатия (сра) до угла открытия выпускных органов (фа).
Адекватность численной модели рабочего процесса в цилиндре реальным показателям дизеля существенно зависит от точности математической модели процесса сгорания топлива, поэтому необходимо подробнее его рассмотреть. Согласно современным представлениям, процесс сгорания распыленного топлива в цилиндре дизеля может быть разделен на четыре периода, различающихся физико-химическими условиями протекания процессов [81]:
Предварительное изменение задания регулятора ЧВ как метод снижения ВВ дизелей
Снижение вредных выбросов дизелей в динамических режимах может быть получено, если к моменту наброса нагрузки поднять в двигателе давление наддувочного воздуха Ps. Помимо применения разгона турбокомпрессора эту задачу можно решить, если предварительно (перед набросом нагрузки) увеличить задание регулятора частоты вращения коленчатого вала дизеля. В этом случае регулятор ЧВ для разгона дизеля увеличит подачу топлива, что приведет к увеличению частоты вращения как дизеля так и турбокомпрессора по сравнению со старым установившимся режимом работы. При выдержке нового задания в течение некоторого промежутка времени турбокомпрессор поднимет давление наддува. Это приведет к снижению дымности и окислов азота (NOx) при набросе нагрузки.
Для проверки этого положения на модели были проведены исследования влияния предварительного изменения задания регулятора на 5% на ВВ судовых дизель - генераторов. При этом были рассмотрены скорость изменения задания, выдержка нового задания и момент подачи нагрузки на ДГ. Наилучшие результаты этих исследований сведены в таблицу 4.2, а влияние этих изменений на ВВ приведены на рис. 4.12 - 4.15. Было установлено, что наилучшие результаты по снижению величины дымности и окислов азота дизеля дают 1 -й и 2-й варианты изменения задания регулятора ЧВ. 13 12 10
Относительное изменение дымности (по отношению к ее величине на XX) дизеля MAN B&W Holeby типа 6L 23/30 HR при набросе 50% нагрузки и временная диаграмма изменения задания регулятора ЧВ: 1 - дизель без средств снижения ВВ; 2-е предварительным увеличением задания регулятора на 5%; Хзд - изменение задания регулятора ЧВ; X - момент наброса нагрузки
Изменение давления наддува в ресивере дизеля MAN B&W Holeby типа 6L 23/30 HR при набросе 50% нагрузки и временная диаграмма изменения задания регулятора ЧВ: 1 - дизель без средств снижения ВВ; 2-е предварительным увеличением задания регулятора ЧВ на 5%; X - момент наброса нагрузки; Хзд - изменение задания регулятора ЧВ -118 При увеличении задания регулятора ЧВ на 5% (2-й вариант, рис. 4.15) заброс частоты вращения снижается по сравнению с базовым режимом работы в 2.1 раза (рис. 4.16). Снижение дымности и выбросов окислов азота дизеля при применении предварительного увеличения задания регулятора ЧВ объясняется тем, что за период между моментами начала изменения задания и начала наброса нагрузки турбокомпрессор дизеля успевает увеличить свою частоту вращения, а следовательно, и давление наддува, соответствующее новому заданному скоростному режиму, что приводит к увеличению коэффициента избытка воздуха при сгорании (рис. 4.14).
При исследовании вариантов увеличения задания регулятора ЧВ номер 3, 4, 5, 6 (рис. 4.15а) снижение дымности дизеля достигало меньших значений, чем в вариантах 1 и 2. Это объясняется тем, что к моменту наброса нагрузки
Влияние запаздывания момента наброса нагрузки (по отношению к моменту начала изменения задания регулятора ЧВ и вариантов изменения задания на дымность дизеля MAN B&W Holeby типа 6L 23/30HR при набросе 50% нагрузки и варианты изменения задания: Д - изменение дымности, %; t - время от момента начала изменения задания регулятор ЧВ до момента наброса нагрузки, с; Хзд - изменение задания регулятора ЧВ, %; А - выдержка нового задания регулятора ЧВ, с; Т - текущее время, с- момент наброса нагрузки.
Влияние запаздывания момента наброса нагрузки (по отношению к моменту начала изменения задания регулятора ЧВ) и вариантов изменения задания на NOx дизеля MAN B&W Holeby типа 6L 23/30 HR при набросе 50% нагрузки, где: eNOx -относительный выброс окислов азота по отношению к значению NOx двигателя без средств снижения ВВ,% (см. Таблицу 4.2.); t- время от момента начала изменения задания регулятора ЧВ до момента наброса нагрузки, с; 1, 2,3, 4,5, 6 - варианты изменения задания регулятора (см. на рис. 4.15.а).
Частота вращения, об/мин частота вращения турбокомпрессора еще не вышла на установившийся режим, соответствующий новому заданию регулятора.
При исследовании влияния 5-го варианта увеличения задания на ВВ выяснилось, что он приводит к затягиванию переходного процесса по сравнению с другими вариантами подъема задания.
Также было исследовано влияние на ВВ 10 и 15%-ного подъема задания регулятора ЧВ, так как можно предположить, что изменение задания приведет к большему эффекту снижения ВВ. Результаты этих исследований приведены на рис. 4.17 и 4.18, из которых следует, что предварительное увеличение задания перед набросом нагрузки является эффективным средством снижения вредных выбросов отработавших газов дизелей в переходных режимах работы. И этот результат тем больше, чем на большее значение было увеличено задание регулятора.
При исследовании предварительного увеличения задания установлено, что существенное влияние на снижение ВВ дизеля оказывает величина набрасываемой нагрузки (таблицу 4.3.). В связи с этим на модели системы управления ЧВ дизеля был проведен эксперимент, в котором с ростом величины набрасываемой нагрузки на двигатель увеличивалась величина изменения задания регулятора ЧВ. Результаты этого эксперимента, приведённые на рис. 4.19, позволили сделать вывод о том, что снижение ВВ ОГ с увеличением нагрузки будет оставаться постоянным (в процентном отношении), если соответствующим образом при увеличении количества набрасываемой нагрузки увеличивать задание регулятора ЧВ.
Похожие диссертации на Снижение вредных выбросов отработавших газов дизелей в динамических режимах
