Підвищення надійності пуску головного суднового дизеля

Структура дисертації. Дисертація складається з вступу, п'яти розділів, висновків, восьми додатків та списку використаних джерел з 113 найменувань. Об'єм дисертації викладено на 199 сторінках, у тому числі: 58 рис., 5 табл.

ОСНОВНА ЧАСТИНА

У вступі обґрунтовано актуальність теми та показано її взаємозв'язок з науковими програмами, планами, темами; сформульовано мету та завдання досліджень; показано наукову новизну отриманих результатів та їх практичне значення.

У першому розділі зроблено огляд літератури по проблемі досліджень пускових процесів суднових дизелів. Різні аспекти перебігу пускових процесів досліджувались у роботах В.А. Ваншейдта, Г.А. Конакова, Р.В. Щєлгачьова, В.С. Гаврилова. Авторами були дані рекомендації для розрахунків зміни частоти обертів під час пуску, перебігу робочого процесу, вибору фаз роботи пускових клапанів та їх геометричних розмірів. Комплексний аналіз роботи суднового пропульсивного комплексу виконано в роботах В.І. Нєбєснова: врахована сумісна робота ГД, рушіїв та корпуса судна; дані рекомендації по розрахункам процесів пуску та реверсу, визначенню вибігу судна.

Зроблений за обраною темою огляд досліджень, дозволяє зробити висновок, що, незважаючи на чисельність таких робіт, ряд питань потребують подальшого розвитку. Це - відсутність кількісних критеріїв, втілення яких було б достатнім для успішного перебігу пуску; недостатнє математичне забезпечення для описання роботи систем та механізмів, безпосередньо задіяних у пусковому процесі (РЧО та пускова система). Актуальними залишаються й питання перебігу пускових процесів при змінних зовнішніх умовах, непередбачуваних відмовах суднового обладнання, а тому й при різних комбінаціях цих факторів. Відповідно, лишаються нереалізованими технічні рішення у цьому напрямку. Отже, широкий перелік умов, при яких відбувається пуск головного двигуна, є підставою для дослідження пускового процесу, спрямованого на розробку такого методу пуску, який зменшить залежність його успішності від різноманітних комбінацій зовнішніх та внутрішніх умов.

У другому розділі по характерним ознакам (важливість, актуальність, наукова новизна, економічна ефективність, відповідність основним напрямам наукової спеціальності та реалізованості наукових результатів) обґрунтовується вибір теми дослідження та описується методика вирішення поставленої задачі, наводяться метод експериментального дослідження пускового процесу та склад експериментального стенду.

Надається статистична характеристика підвищення надійності пуску - через збільшення коефіцієнта оперативної готовності К_ОГ. Обґрунтовується вибір одного з методів теорії надійності для підвищення надійності пуску. В результаті доцільним визнано використання схемного методу, а саме - удосконалення послідовності роботи елементів схеми.

Адаптація пускового процесу до стороннього впливу відбувається за рахунок реалізації "системи з адаптацією за вхідним сигналом". Параметри такої системи автоматично підстроюються по інформації, яка передається зі входу. В якості вхідної змінної використана кутова швидкість (частота) обертання колінчатого валу дизеля. В розділі також наводяться вимоги до створення математичної моделі та мета її використання.

Для експериментального дослідження пуску обрано метод прямої реєстрації параметрів двигуна у реальному масштабі часу. Для зручності зберігання та обробки отриманої інформації початкові дані перетворені з аналогових на цифрові за допомогою аналого-цифрових перетворювачів (АЦП). Об'єктом дослідження при експериментальному аналізі пускових процесів був дизель 6ЧН 25/34-3 ЗАТ "Первомайський машинобудівний завод". Для реєстрації обрано такі параметри: тиск газів у циліндрі; хід рейки паливних насосів високого тиску (ПНВТ); хід штока пускового клапану; кут повороту колінчатого валу. Для забезпечення можливості прийому, перегляду та зберігання результатів роботи АЦП розроблено відповідне програмне забезпечення. судновий дизель пуск налаштовування

Третій розділ присвячений теоретичному дослідженню процесів при пуску, та створенню математичної моделі пуску суднового двигуна. Модель розроблена з урахуванням того, що перебіг пускового процесу є результатом взаємодії власне дизеля, пускової пневматичної системи та РЧО.

Пуск можна вважати відбувшимся, якщо двигун досягає мінімальної експлуатаційної частоти обертання та буде на ній усталено працювати. Для створення умов, необхідних для спалаху палива у циліндрі, необхідно, щоби при підведенні енергії стисненого повітря двигун якомога скоріше (тобто при максимальному кутовому прискоренні е) досяг необхідну кутову швидкість

щ_S = щ_D(t_S).

при та ,

де е_max - максимальна величина кутового прискорення, рад/с ²; E_ТЕПЛ та E_МЕХ - поточні показники теплової та механічної напруженості двигуна; та - максимально припустимі показники теплової та механічної напруженості двигуна. Означена вимога інтерпретується коефіцієнтом ефективності:

.

Умова ДS_П > min означає, що величина розсіювання енергії у двигуні в період пуску має бути мінімальною. В якості робочої гіпотези пропонується ідея, що мінімізація ДS_П у двигунах відбувається або за рахунок зменшення величини сил, що ведуть до втрат енергії, або за рахунок такого управління підводом енергії, що межа інтегрування t_S наближується до . Це означає, що пуск має відбуватись за мінімально можливий час.

Характеристика підводу енергії до двигуна в період пуску визначається перепадом тиску пускового повітря, що витрачається:

,

де c_p - питома ізобарна теплоємність повітря, Дж/(кг·К); V_б - об'єм балонів з стисненим повітрям, м³; R - газова постійна (R= 287 Дж/(кг·К)); M_c - момент опору гвинта, Н·м; щ_D - кутова швидкість обертання колінчатого валу, рад/с; A_BT - робота втрат енергії, Дж; J_У - момент інерції обертових мас, кг·м ²; щ_S - пускова кутова швидкість, рад/с; n - кількість циліндрів; p_ц - тиск у циліндрі, Па; f (ц_j) = 1 на такті стиснення та f (ц_j) = 0 при впуску пускового повітря; V_ц - об'єм циліндра, м ³; t_S - час пуску, с.

Для моделювання процесів у циліндрі дизеля використана модель, розрахунок робочих процесів якої засновано на трьох рівняннях: першого закону термодинаміки, масового балансу та стану, які інтегруються на кожному кроку розрахунків. Гази розглядаються, як суміш повітря та "чистих продуктів згоряння". Рух колінчастого валу та ротора турбокомпресора визначались по принципу Даламбера. Згоряння палива описано за формулою І.І. Вібе. Розрахунок робочого процесу проводився з урахуванням тепловіддачі у стінки циліндра.

Рух частин пускової системи розраховувався з урахуванням кінцевості часу наповнення порожнин, керованих золотником повітророзподільника. Площа відкриття золотником круглого віконця для сполучення порожнини управління з магістраллю стисненого повітря визначалась у залежності від геометричних розмірів золотника та його ходу h. Фаза процесу визначалась у залежності від положення золотника: h > Д - для процесу наповнення робочої порожнини;

h + S_B < Д + D₀ - для процесу випорожнення керуючої порожнини;

h + S_B ? Д + D₀ та h ? Д - для ізоляції робочої порожнини,

де D₀ - діаметр віконця, м; S_B - товщина керуючого золотника, м; Д - перекриття золотником віконця у крайній верхній позиції, м.

Для кожної порожнини управління розрахунок термодинамічних параметрів та маси повітря був результатом рішення системи диференціальних рівнянь першого закону термодинаміки, масового балансу та стану, з припущенням про адіабатичний витік повітря в атмосферу або у порожнину управління. Рівняння руху пускового клапану було складено за другим законом Ньютона по балансу сил, що визначається тиском у керуючих порожнинах, дією зворотної пружини, масою рухомих частин та тертям.

Моделювання процесів, що відбуваються у РЧО під час пуску, має ряд характерних особливостей. Це пов'язано з тим, що РЧО, як і дизель, починає роботу з стану покою. Тому обґрунтованим є застосування деталізованої моделі РЧО, яка враховує особливості витоку мастила через віконця золотника та інерційність його руху. Особливості роботи регулятора під час пуску також зумовлюють необхідність введення в модель рівнянь, що описують роботу бустерного насосу та мастильного акумулятора. Рух вимірювача частоти обертів в узагальненому випадку описується рівнянням:

де и - відхил грузів від вертикальної вісі, рад; щ - кутова швидкість обертання чутливого елементу, рад/с; m₁₁ - вага кожного з зовнішніх грузів вимірювача, кг; m₂₂ - вага кожного з внутрішніх грузів вимірювача, кг; m₃ - вага золотника та частин, з'єднанних з ним непорушно, кг; F_АКС - аксіальна сила, що визначається на тому пояскові золотника, який наразі змінює площу отвору прохідного віконця (ця сила завжди скерована в напрямку закриття золотника), Н; l₃₄ - відстань від вісі обертання грузів у відносному русі до місця контакту тарілки, непорушно зв'язаної з золотником, м; , - моменти інерції грузів у відносному русі, кг?м²; , - моменти інерції грузів у переносному русі, кг?м²; - кут між вісями грузів, рад; F_ЗАД - сила дії пружини завдання, Н; F_FB - сила дії зворотного зв'язку, Н; g - прискорення вільного падіння, м/с².

Об'ємна продуктивність насосу Q_oil визначалась у залежності від його геометричних розмірів та частоти обертів:

Q_oil = k_Dщ_D,

де k_D - коефіцієнт, що залежить від геометричних характеристик шестерень насосу.

Роботу гідроакумулятора описують рівняння, що виводяться згідно балансу сил на його поршні та об'ємного балансу. Рівняння об'ємного балансу складається з врахуванням трати мастила через золотник вимірювача частоти обертів та гідроакумулятор, залежно від того, в якому вони знаходяться положенні:

,

де p_oil - тиск мастила у гідроакумуляторі та керуючих каналах РЧО, Па; z_ГА - переміщення поршня гідроакумулятора, м; k_ГА - коефіцієнт жорсткості пружини гідроакумулятора, Н/м; F_ГА - площа поршня гідроакумулятора, м ²; о - трата мастила через золотник вимірювача частоти обертів, м ³/с; ч - трата мастила через гідроакумулятор, м³/с.

Розрахунок упору та моменту ГФК під час пуску відбувався з використанням універсальних коефіцієнтів упору та моменту, що визначались по номограмам.

Перевірка створеної моделі на адекватність відбулась за результатами експериментальних даних, що відобразили взаємодію під час пуску двигуна, пускової пневматичної системи та РЧО.

Зміст цього розділу відображено в роботах автора [5, 6].

У четвертому розділі надається технологія проведення експерименту та способи обробки отриманих результатів. Виконується перевірка математичної моделі на достовірність реальним процесам, на можливість її спрощення та проводиться аналіз отриманих експериментальних даних.

Імпульси, сприйняті фотодіодним датчиком, були первинними даними для розрахунку кутової швидкості колінвалу (рис. 1): за час Dt між фронтами імпульсів колінвал повертається на кут p/36 рад (5°); кутова швидкість розраховувалась з припущення того, що вона у цьому проміжку постійна: щ = p/(36Dt) рад/с (частота обертів n = 5/(6Dt) хв^-1).

Рис. 1. Імпульси від віддзеркалюючих смужок.

Отримані значення частоти обертів розкладались у спектр та фільтрувались (рис. 2).

Рис. 2. Отримані значення частоти обертів.

При перевірці достовірності математичної моделі порівнювалось максимальне значення тиску P_z, падіння тиску пускового повітря ДР, максимальне значення зростання тиску у циліндрі (ДP/Дц)_max та зміна у часі частоти обертів двигуна під час пуску n = f(t) (рис. 3).

Для визначення можливості спрощення моделі температура стінки циліндру, що контактує з газами, осереднювалась та вважалась незмінною під час пуску. Різниця у розрахунках, що враховували та не враховували зміну температури стінки циліндра, не перевищила 0,5 %. Це дозволило зробити висновок про можливість спрощення моделі у разі необхідності.

Рис. 3. Пуск при ДР = 0,382 МПа (від 1,953 до 1,571 МПа): 1 - експеримент; 2 - розрахунок на моделі.

У табл. 1 порівняні експериментальні та розрахункові дані по пусковому процесу експериментального двигуна. Відхил більше 5 % розрахованого кінцевого тиску пускового повітря від експериментального пояснюється труднощами при визначенні всіх опорів.

Таблиця 1. Результати експериментальних та розрахункових даних

Задовільна похибка та якісно вірне відображення процесів дало можливість визначити створену математичну модель, як достовірну реальним процесам.

Аналіз експериментальних пусків показав, що при нормальному пуску подача пускового повітря припиняється так, що енергії від виниклих спалахів палива у циліндрах вже достатньо для продовження розкручування колінвалу. При такому перебігу процесу РЧО під час пуску не вимикає подачу палива. Випадок вимкнення РЧО подачі палива під час розгону показано на рис. 4 та 5. З рис. 4 видно, що, після досягнення рейкою паливних насосів пускової подачі, РЧО спочатку вимкнув паливоподачу, а потім збільшив її до максимальної. Причиною такої роботи регулятора є несвоєчасне вимкнення подачі повітря.

Рис. 4. Зміна ходу рейки ПНВТ при пуску з вимкненням подачі палива.

Рис. 5. Зміна положення штоку пускового клапану циліндру № 6.

З рис. 5 видно, що в момент вимкнення подачі палива двигун продовжував розкручуватись повітрям. Тому намагаючись припинити зростання частоти обертів, РЧО вимкнув подачу палива. Такий перебіг процесів дозволяє зробити висновок, що двигун розкручувався повітрям тоді, коли вже можна було повністю перейти на паливо, вимкнувши подачу пускового повітря. На рис. 6 та 7 показано пуск, який відбувався при малій пусковій подачі палива, і, як наслідок, при затягнутому розгоні на повітрі.

Рис. 6. Зміна положення паливної рейки при пуску зі зменшеною пусковою подачею палива.

Рис. 7. Зміна частоти обертів колінвала при пуску зі зменшеною пусковою подачею палива.

Під час експерименту був відстежений взаємозв'язок показників динаміки зміни частоти обертів та початкового тиску пускового повітря (табл. 2). Видно, що при збільшенні тиску повітря від 1,2 до 2,1 МПа час досягнення усталеної частоти обертів скорочується несуттєво - приблизно на 1 с.

Таблиця 2. Показники динаміки зміни частоти обертів

Покращити пуск експериментального двигуна можливо правильно обравши величину пускової подачі палива та момент вимкнення подачі пускового повітря. Аналіз експериментальних пусків показав, що подачу пускового повітря можна виключати при частоті обертів, що складає 55 % від номінальної частоти обертів. Величина пускової подачі при цьому є такою, що відповідає 55 % повного ходу паливної рейки.

Зміст цього розділу відображено в роботі автора [7].

У п'ятому розділі проводиться аналіз впливу на пусковий процес різних чинників, з метою підвищення надійності пуску робиться вибір параметру та реалізується управління ним.

Аналізується відмінність фактичних та геометричних фаз роботи пускових клапанів. У табл. 3 наведені дійсні фази роботи пускових клапанів при різних початкових значеннях тиску пускового повітря.

Таблиця 3. Фази роботи пускових клапанів

Як видно, фази роботи пускових клапанів суттєво відрізняються від їх геометричних значень, найдених по повітророзподільнику (0-125°). Для визначення впливу величини фаз на перебіг пускового процесу дослідного двигуна, були змодельовані пуски при геометричних та дійсних фазах роботи пускових клапанів (рис. 8). Як видно з рис. 8, відмінність дійсних кутів відкриття пускових клапанів від геометричних не приводить до помітної зміни картини пуску дослідного двигуна та не впливає помітно на трату повітря.

Рис. 8. Пуск двигуна при геометричних (1 та 2) та дійсних (3 та 4) значеннях кутів відкриття пускових клапанів: 1 та 3 - частота обертів; 2 та 4 - трата повітря.

При виборі фаз закриття пускових клапанів необхідно досягнути того, щоб пусковий клапан закривався до, або ж одразу після відкриття випускного клапана. Закриття пускових клапанів дослідного двигуна відбувається внаслідок роботи зворотної пружини після того, як розподільник сполучує їх керуючі порожнини з атмосферою. Однак через інерційність пневматичного приводу неможливо забезпечити їх швидке закриття при досягненні потрібного кута повороту колінвалу. Досягнути потрібного кута закриття пускового клапану можливо, якщо у нижню управляючу порожнину буде подаватись повітря, що забезпечить додаткову силу, направлену у сторону закриття. У табл. 4 наведені результати моделювання фаз роботи пускових клапанів для циліндрів № 1 та 3 двигуна 6ЧН 25/34 у випадку застосування пускових клапанів без нижньої управляючої порожнини та з нею. З таблиці видно, що у випадку застосування пускових клапанів з нижньою управляючою порожниною закриття клапану відбувається зі значеннями досить близькими до геометричних значень по повітророзподільнику.

Таблиця 4. Порівняння фаз роботи клапанів з управляючою нижньою порожниною та без неї

Досліджено вплив на пусковий процес експериментального двигуна величини пускової подачі палива та тиску пускового повітря. При збільшенні тиску пускового повітря від 1,2 до 2,2 МПа (на 83 %) тривалість пуску скорочується приблизно на 1,2 с (на 18 %).

У табл. 5 зведені результати моделювання пуску при різних пускових подачах палива. З таблиці видно, що оптимальна пускова подача складає 50-55 % максимальної. При значеннях відносної пускової подачі палива більше 0,55 покращення розгону практично припиняється, тобто пускова подача палива має порогове значення при перевищенні якого динаміка зміни частоти обертів практично не змінюється. Тому величину пускової подачі доцільно обрати мінімальною з значень, що забезпечує плавне збільшення частоти обертів двигуна.

При прямій передачі на ГФК найбільш важким є пуск у перший період реверсування, коли судно рухається вперед, а ГД працює "назад", або навпаки. Через повторні пуски при маневрених операціях існує досить імовірна ситуація, коли відмовить один з циліндрів двигуна, що утруднює його пуск.

Таблиця 5. Результати моделювання пуску при різних пускових подачах палива

Пускові процеси були змодельовані для двигуна 6S26MC-C фірми MAN-B&W. Пускові процеси для цього двигуна по суті не відрізняються від процесів для дизеля 6ЧН 25/34 тому що: 1) дизелі є геометрично подібними (діаметри поршнів 0,26 та 0,25 м, відповідно); 2) близькими є середні швидкості поршнів на пусковому режимі (4,1 та 5,1 м/с); 3) однаковими є принципи дії пускової системи та РЧО; 4) однаковими є тиски повітря у повітряному ресивері; 5) однаковими є принципи дії ПНВТ.

Пуск двотактних дизелів з прямою передачею на ГФК відбувається у такій послідовності: спочатку двигун розганяється "на повітрі" до деякої частоти обертів n_пус. При цьому паливо у циліндри не подається тому що стоп-циліндр утримує рейку ПНВТ на нульовій позначці. В момент досягнення частоти обертів n_пус стоп-циліндр вимикається і РЧО виводить рейку ПНВТ у положення, що відповідає обмежувачу руху сервомотору у функції від заданої частоти обертів. Після досягнення частоти обертів n_пус система дистанційного автоматичного управління (ДАУ) не вимикає миттєво подачу повітря. Тривалість роботи "на паливі та повітрі" визначається запрограмованою у ДАУ затримкою часу вимкнення головного пускового клапану Дt_зат. За звичай ця затримка знаходиться в межах 1-1,5 с. Пуск двигуна для судна є процесом досить швидкоплинним, тому можливо припустити, що швидкість судна відносно води за цей час змінюється незначно. Пуск дизеля 6S26MC-C був змодельований для різної швидкості руху судна відносно води у перший період реверсування "назад" при руху "вперед". Тривалість затримки вимкнення пускового повітря штатної системи ДАУ Дt_зат = 1 с. Швидкість течії приймалась рівною 0,5, 1 та 2 м/с, тобто 0,97, 1,94 та 3,89 вузла. Швидкість течії впливає на час досягнення частоти обертів при якій у циліндри починає подаватись паливо. При сильній течії у випадку відмови одного з циліндрів можливим стає невдалий пуск (рис. 10). При невдалому пуску коефіцієнт ДS_П не має скінченної величини, тому що у нього відсутня верхня межа інтегрування.

Рис. 10. Зміна частоти обертів колінвала при пуску з одним вимкненим циліндром та різній швидкості течії: 1-0,5 м/с; 2-1,0 м/с; 3-2,0 м/с.

Для компенсації впливу непрацюючого циліндру на пусковий процес запропоновано збільшити тривалість затримки вимкнення подачі пускового повітря до 1,5 с. Це дозволяє розігнати двигун до більшої частоти обертів, що створить кращі умови для запалювання палива у циліндрі (рис. 11). При цьому коефіцієнт ДS_П скінченний та дорівнює 0,78.

Рис. 11. Зміна частоти обертів при пуску з одним вимкненим циліндром та збільшеною тривалістю затримки Дt_зат при різній швидкості течії: 1-0,5 м/с; 2-1,0 м/с; 3-2,0 м/с; 4 - пуск без втрат енергії.

З позиції реалізованості зі згаданих факторів (фази відкриття пускових клапанів, тиск пускового повітря, пускова подача палива, тривалість сумісної роботи на паливі та повітрі) для підвищення надійності пуску запропоновано адаптивне управління тривалістю сумісної роботи на паливі та повітрі, що реалізується запрограмованою у ДАУ затримкою часу вимкнення головного пускового клапану Дt_зат. Адаптивність полягає у тому, що для двигуна, який знаходиться у нормальному технічному стані, збільшення Дt_зат не потрібно. Алгоритм адаптивної корекції запропоновано такий: якщо після скінчення 80 % тривалості часу Дt_зат частота обертів не досягла 75-80 % від мінімальної величини (у даному випадку 125 хв^-1), то затримка часу вимкнення головного пускового клапану збільшується на 50 %. Якщо ж по завершенню й цього часу частота обертів не досягне вказаної величини, то подача пускового повітря вимикається.

Пуск двигуна за нормальних умов та задіяному алгоритмі адаптивної корекції тривалості затримки вимкнення пускового повітря показано на рис. 12, з якого видно, що у випадку, якщо двигун працює нормально, тобто на всіх циліндрах, корекція тривалості витримки відсутня. Тому, у відповідності з цим алгоритмом, тривалість Дt_зат приймає стандартне значення.

Рис. 12. Зміна частоти обертів при нормальному пуску та задіяним алгоритмом корекції затримки Дt_зат при різній швидкості течії: 1-0,5 м/с; 2-1,0 м/с; 3-2,0 м/с; 4 - пуск без втрат енергії.

Таким чином, за рахунок більшого охоплення можливих умов роботи двигуна з прямою передачею на ГФК, підвищується надійність пускового процесу. Вхідним параметром такої адаптивної системи є частота обертів колінвалу двигуна - як параметр, що характеризує поточний стан середовища та об'єкта управління; вихідним параметром - тривалість сумісної подачі палива та повітря.

При вирішенні практичних задач для того, щоб оцінити перебіг пуску, а тому й необхідність його покращення, доцільно визначати значення середнього кутового прискорення на кривій зміни частоти обертів на проміжку, де паливо подається у циліндри одночасно з повітрям. Проміжок часу, на якому відбувається осереднення, повинен бути приблизно рівним затримці вимкнення подачі пускового повітря. Для успішного пуску необхідно, щоб значення середнього кутового прискорення не було нижче значення при якому у циліндрі двигуна існують нормальні умови для запалення палива. Для двигуна 6S26MC-C це значення приблизно дорівнює 10 рад/с².

Алгоритм корекції затримки вимкнення подачі пускового повітря реалізовано на серійних елементах промислової електроніки.

При впровадженні рекомендацій згідно результатів, отриманих у дисертаційній роботі, на теплоходах "Canopus" та "Veres" підприємства "Вернал", було визначено наступне: для теплохода "Canopus", ДАУ ГД якого мала заводські настройки, величина коефіцієнта оперативної готовності склала К_ОГ = 0,882; для теплохода "Veres" з перенастроєною системою ДАУ К_ОГ = 0,914.

Зміст цього розділу відображено в роботах автора [1-4].