Розглянуто спосіб створення газового двигуна на базі дизельного двигуна без зміни геометричної ступеня стиснення. Наведено результати розрахункових досліджень показників робочих процесів двигунів, що працюють за різними термодинамічних циклів. Показано, що можна отримати газовий двигун, що працює за регульованим термодинамическому циклу з ефективними показниками, які не поступаються в широкому діапазоні навантажувальних режимів дизельному двигуну.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Лукша Владислав Анатолійович


Diesel engine converting into the gas engine with a controlled thermodynamic cycle

The mode of creation of a gas engine on the basis of the diesel engine without change of a geometrical compression ratio is considered. Results of settlement researches of indicators of working processes of the engines working on diff erent thermodynamic cycles are submitted. It is shown, that it is possible to receive a gas engine working with an controlled thermodynamic cycle (CTDC) with eff ective indicators, not worse than the diesel engine.


Область наук:

  • Механіка і машинобудування

  • Рік видавництва: 2010


    Журнал

    Транспорт на альтернативному паливі


    Наукова стаття на тему 'КОНВЕРТАЦІЯ ДИЗЕЛЯ В ГАЗОВИЙ ДВИГУН З РЕГУЛЬОВАНИМ термодинамічного циклу'

    Текст наукової роботи на тему «КОНВЕРТАЦІЯ ДИЗЕЛЯ В ГАЗОВИЙ ДВИГУН З РЕГУЛЬОВАНИМ термодинамічного циклу»

    ?Конвертація дизеля в газовий двигун з регульованим термодинамічних циклом

    В.А. Лукша,

    завідувач відділом ФГУП «НАМИ», к.т.н..

    Розглянуто спосіб створення газового двигуна на базі дизельного двигуна без зміни геометричної ступеня стиснення. Наведено результати розрахункових досліджень показників робочих процесів двигунів, що працюють за різними термодинамічних циклів. Показано, що можна отримати газовий двигун, що працює за регульованим термодинамическому циклу з ефективними показниками, які не поступаються в широкому діапазоні навантажувальних режимів дизельному двигуну.

    Ключові слова: газовий двигун, цикл Міллера, регульований термодинамічний цикл, паливна економічність.

    Diesel engine converting into the gas engine with a controlled thermodynamic

    cycle

    V.A. Luksho

    The mode of creation of a gas engine on the basis of the diesel engine without change of a geometrical compression ratio is considered. Results of settlement researches of indicators of working processes of the engines working on different thermodynamic cycles are submitted. It is shown, that it is possible to receive a gas engine working with an controlled thermodynamic cycle (CTDC) with effective indicators, not worse than the diesel engine.

    Keywords: gas engine, Miller's cycle, controlled thermodynamic cycle, fuel efficiency.

    Переклад автотранспорту з дизельними двигунами на газові палива здійснюється сьогодні шляхом створення газової модифікації на базі дизельного двигуна. Рішення не оптимальне, але створювати нову конструкцію газового двигуна з іскровим запалюванням середньої та великої

    потужності в умовах обмеженого попиту - задоволення не дешеве і на це мало хто наважується.

    Основна зміна конструкції при конвертації дизеля - це зменшення ступеня стиснення. У світовій і вітчизняній промисловості на сьогоднішній день використовуються три основних рішення: заміна дизельного поршня на поршень зі зменшеним відстанню від осі пальця до днища; заміна головки блоку зі збільшеним об'ємом камери згоряння; установка додаткової прокладки між головкою блоку і блоком циліндрів. Конвертований таким чином двигун на дизельному паливі, як втім, і на бензині, вже працювати не зможе.

    Інша найважливіша проблема, пов'язана з конвертацією дизелів в газовий двигун з іскровим запалюванням, - неминуче зниження ефективного ККД в порівнянні з базовим дизельним двигуном (через вимушеного зниження ступеня стиснення в газовій модифікації) і відповідно паливної економічності. В середньому в умовах експлуатації транспортний засіб з газовим двигуном має на 20-30% більша витрата палива, ніж з дизельним двигуном. Зберегти паливну економічність газового двигуна на рівні базового дизельного звичайними методами поки не вдається.

    Для перекладу двигуна на робочий процес з іскровим запалюванням при збереженні високої паливної економічності існує спосіб, який у вітчизняній практиці не розглядався. Йдеться про переведення дизельного двигуна на термодинамічний цикл з продовженим розширенням, що отримав назву цикл Аткінсона або цикл Міллера.

    Вперше, як відомо, цикл з продовженим розширенням запропонував в кінці XIX в. британський інженер Джеймс Аткінсон як альтернативу циклу Отто. В кінці 40-х рр. ХХ ст. американець Ральф Міллер видозмінив цикл Аткінсона, зберігши класичну конструкцію двигуна, і реалізував термодинамічний цикл з продовженим розширенням, керуючи фазами газорозподілу. Міллер назвав свій цикл циклом з внутрішнім охолодженням. Але ефективність циклу Міллера виявилася невисокою, і будь-якого застосування на автомобільних моторах в той час він не отримав.

    Однак резерви по підвищенню паливної економічності, властиві термодинамическому циклу зі змішаним відведенням тепла, об'єктивно є. Так, з'явилися в останні роки двигуни Toyota і Mazda, що працюють по циклу Міллера, забезпечують поліпшення паливної економічності автомобіля. Але і в цих двигунах все виявилося не так добре, і основне застосування вони отримали в складі силових агрегатів для автомобілів, двигуни яких працюють у вузькому діапазоні навантажувальних режимів - в автомобілях з комбінованими енергетичними установками (КЕУ) або в гібридних силових установках, як їх називають зарубіжні виробники.

    Проте, для вирішення завдання зниження ступеня стиснення при конвертації дизеля в газовий двигун з іскровим запалюванням цикл Міллера становить практичний інтерес. Спробуємо розібратися, як це зробити і які будуть наслідки такого рішення.

    Розглянемо розрахункову схему термодинамічної циклу (рис. 1).

    Р,

    МПа

    4,0 3,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0,0

    1 г

    \

    з \

    Ь

    а [1

    0,0 0,5 1,0 1,5 Рис. 1. Розрахункова схема індикаторної діаграми

    2,0 2,5 V, м3х103

    При розрахунках показників двигунів, що працюють за різними термодинамічних циклів, використані залежності, отримані для узагальненого циклу зі змішаним підведенням і відводом теплоти, як більш універсального з точки зору аналізу процесів, які нас цікавлять.

    Як відомо, термічний ККД визначається як відношення роботи циклу до кількості теплоти, підведеної за цикл. Для двигуна зі змішаним підведенням і відводом теплоти термічний ККД можна розрахувати за формулою:

    "Пг = 1

    (^ Л

    1 Л X Б -1 + И2 (Л-1)

    ."1-1

    (1)

    8 "1 'Х-1 + І! А. (Р-1) де А (- відношення повного ходу поршня в такті розширення до повного ходу поршня в такті стиснення (Уь (з точки зору термодинаміки - ступінь попереднього стиснення при віддачі теплоти холодному джерела або ступінь стиснення при відведенні теплоти при постійному тиску); X - ступінь підвищення тиску (р / р); е - геометрична ступінь стиснення (У / У); 8 - ступінь подальшого розширення (Уь / V); п1, п2 - показник політропи стиснення і розширення відповідно; р - ступінь попереднього розширення

    Робота циклу:

    і = (РгУг-ргУс) + (р ^) / (п2-1) - (р'У}) / (П2-1) + + (Рауан -РаУГ) + (РаУаМ Щ-1) - (РсУс) / (Щ - \). З огляду на, що Р (= - Ус); К = уя / б; V / = Уа А ,, тоді р, = Д / Уа (А (-1 / е). (3)

    Отримаємо формулу для розрахунку середнього тиску циклу:

    (2)

    Л

    ЧР-1) +

    Хр п2-1

    1-

    1

    5 "2-1

    (4)

    1

    е " '* е"

    При розрахунках показників термодинамічних циклів грунтуються на кінетичної теорії газів і термодинаміки рівноважних станів, які для математичного опису циклу і стану робочого тіла використовують такі припущення:

    | Робоче тіло - реальна паливно-повітряна суміш, теплоємність якої залежить від температури, тиску і відносини повітря-паливо;

    | Тепловіддача враховується через політропи стиснення і розширення;

    | Згоряння починається в кінці такту стиснення при постійному обсязі і триває при постійному тиску, моделюється передачею теплоти (без втрат) робочого тіла від зовнішнього гарячого джерела, кількість переданої теплоти пропорційно масі і теплоту згоряння реальної горючої суміші;

    | Теплоємність продуктів згоряння залежить від температури і складу відпрацьованих газів, хімічний склад змінюється, але маса фіксована і обумовлена ​​об'ємом циліндра і тиском в кінці такту впуску;

    | Цикл завершує в кінці розширення процес передачі теплоти від робочого тіла зовнішньому холодного джерела при постійних обсязі і тиску.

    Пояснимо, яким чином можна зменшити дійсну ступінь стиснення при переході на цикл Міллера. В такому циклі стиск починається не в точці f (див. Рис. 1), як це відбувається в двигунах, що працюють із запалюванням від стиснення або з примусовим запалюванням, а пізніше, в точці а. Розширення закінчується в точці Ь, а після випуску відпрацьованих газів система переходить в стан, відповідне точці f В результаті хід розширення стає більше ходу стиснення, тому він і називається циклом з продовженим розширенням. Назвемо відношення ходу розширення до ходу стиснення «ставленням Аткінсона» А.

    Припустимо, існує можливість змінювати положення точки а щодо точки f При цьому геометричні параметри двигуна залишаються незмінними (хід поршня, геометричний робочий об'єм, обсяг камери згоряння). Тоді при переміщенні точки а в точку f ми отримуємо цикл Тринклера (його ще називають циклом Трінклера-Сабате), за яким працюють сучасні дизельні двигуни. В цьому випадку Аг = 1. Збільшуючи це відношення, отримаємо цикл з продовженим розширенням, хоча для даного випадку його правильніше назвати «цикл з укороченим тактом впуску».

    Надалі будемо називати його циклом Міллера, оскільки саме йому належить ідея використовувати змінені фази газорозподілу для отримання продовженого розширення.

    При незмінних геометричних параметрах двигуна зі зміною ставлення At буде змінюватися і дійсна (ефективна) ступінь стиснення? Е по залежності, яка визначається наступним співвідношенням:

    Ее = Е / А ,, (5)

    де? е - ефективна ступінь стиснення, (V / V). Характер цієї залежності стає зрозумілим з графіка, показаного на рис. 2.

    Таким чином, щоб при конвертації дизеля з геометричною ступенем стиснення 17,5-18 од. отримати ефективну ступінь стиснення газового двигуна в діапазоні 11-11,5 од., необхідно встановити розподільний вал

    з фазами газорозподілу, що забезпечують відношення А в діапазоні 1,6-1,65. При цьому термічний ККД залишиться практично на тому ж рівні. У разі ж конвертації дизельного двигуна зі ступенем стиснення 17,5 в двигун, що працює по циклу Отто зі ступенем стиснення 11, термічний ККД знизиться більш ніж на 13% (рис. 3а). В даному випадку зменшення ступеня стиснення супроводжувалося збільшенням відносини А і відповідним зростанням ККД на ті ж 13-14% (рис. 3б). Відзначимо, що ККД був розрахований з урахуванням того, що були прийняті середні значення показників політропи стиснення 1,34, а політропи розширення 1,24. Обмовимося, що при адіабатичному стисненні і розширенні ця залежність буде має інший вигляд.

    Нагадаємо, що передбачається перевести дизельний двигун на газове паливо, для чого необхідно конвертувати його в двигун з іскровим запалюванням і зовнішнім

    Таблиця 1

    Параметри циклу Цикл

    Трінклера із запалюванням від стиснення Міллера з іскровим запалюванням Міллера з наддувом з іскровим запалюванням Отто з іскровим запалюванням

    Тиск впуску рз, МПа 0,09 0,085 0,13 0,085

    Ступінь стиснення 17 11 11 11

    Ставлення ходу розширення до ходу стиснення 1 1,6 1,6 1

    ККД теплової механічний ефективний 0,452 0,869 0,393 0,466 0,772 0,360 0,466 0,862 0,402 0,404 0,842 0,340

    Середній тиск циклу, МПа индикаторное р (ефективне ре 1,294 1,124 0,901 0,696 1,378 1,188 1,358 1,143

    Зміна ефективного ККД по відношенню до циклу Трінклера,% - 8,3 2,4 -13,4

    Ефективний витрата палива де, г / кВт «ч 208 227 204 241

    смесеобразованием. Один з варіантів - знизити геометричну ступінь стиснення до 11 і перевести на цикл Отто, другий варіант - перевести його на цикл Міллера зі збереженням геометричної ступеня стиснення.

    Говорячи про конвертацію дизеля в газовий двигун з іскровим запалюванням, що працює за циклом Міллера, передбачається зменшити ефективну ступінь стиснення зміною фаз газорозподілу впускних клапанів. Цього можна досягти двома способами. Перший - закривати впускний клапан пізніше НМТ. При цьому частина робочого тіла буде виштовхувати. Другий - закривати впускний клапан значно раніше НМТ. Перший спосіб при зовнішньому сумішоутворення не дуже підходить, оскільки у вхідну систему виштовхуватиметься паливно-повітряна суміш. Він може бути реалізований при уприскуванні газу безпосередньо в камеру згоряння на початку такту стиснення. Другий спосіб призведе до підвищеного потрапляння масла в циліндри. Але з точки зору термодинаміки обидва способи дозволяють зменшити ефективну ступінь стиснення. Практично їх реалізувати можливо за рахунок установки розподільного вала газорозподільного механізму з новими фазами відкриття і закриття впускного клапана. В цьому випадку двигун працюватиме по циклу Міллера з фіксованим ставленням А.

    Розглянемо результати розрахунку показників трьох термодинамічних циклів (табл. 1). Використання циклу зі змішаним відведенням теплоти дозволяє підвищити його термічний ККД на 2-3% в порівнянні з базовим дизельним двигуном. Однак ефективний ККД буде нижче на 8%, що обумовлено зниженням середнього індикаторного тиску циклу майже на 40%. А це означає, що навіть при збереженні абсолютної величини механічних втрат механічний ККД також зменшиться, що приведе до падіння ефективного ККД. Погіршення ефективних показників є суттєвим негативним наслідком використання циклу Міллера без наддуву.

    Переклад дизеля на цикл Отто призведе як до зниження термічного ККД, так і ефективного на 11-14%, що цілком закономірно з урахуванням зменшення ступеня стиснення.

    Для розрахунків було прийнято, що ставлення ходу поршня на такті розширення до ходу поршня на такті стиснення А (= 1,6, що забезпечує зниження дійсної ступеня стиснення з 17,5 до 11 (див. Рис. 2).

    Відповідно і ефективний хід поршня на такті впуску стає в 1,6 рази менше, ніж у базового двигуна. Отже, в циліндрах залишається в 1,6 рази менше робочої суміші, що і визначає зниження середнього тиску циклу. Введення наддуву, навіть дуже помірного за сучасними поняттями (з тиском на 30-40% вище атмосферного), дозволить вивести середнє ефективне тиск на рівень, що перевищує тиск базового дизельного двигуна (див. Табл. 1, колонка «Цикл Міллера з наддувом»). У підсумку можна отримати газовий двигун з кращими показниками по потужності і паливної економічності, ніж у базового дизельного двигуна. А в порівнянні з газовим двигуном, що працює по циклу Отто, істотно (на 18-20%) більш економічним.

    Однак у двигунів, що працюють за циклом Міллера, є недоліки. Покажемо, в чому вони полягають.

    ^ Е 0,45 0,40 0,35 0,30 0,25 0,20 0,15 0,10

    з 3

    1 \

    ! / 2 Ра \ 1

    /

    О.19

    МПа

    0,17

    0,13 0,11 0,09 0,07 0,05

    0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1,2

    Ре, МПа

    Мал. 4. Залежність ефективного ККД і тиску кінця такту впуску від навантаження: 1 - цикл Міллера (Л (= 1,6); 2 - цикл Трінклера; 3 - цикл Отто

    Розглядаючи результати, наведені в табл. 1, треба мати на увазі, що відносяться вони до режимам максимальних навантажень. А нас більше цікавлять режими середніх і малих навантажень, які і визначають паливну економічність в експлуатації. Скористаємося залежностями з розрахунку ефективних показників циклів з урахуванням наведених вище припущень. Порівняємо розрахункові параметри двигунів по циклам Трінклера і Отто з циклом Міллера по навантажувальної характеристиці (рис. 4).

    Відзначимо, що на режимах малих навантажень ефективний ККД двигуна, що працює по циклу Міллера, стає явно гірше, ніж по циклу Трінклера, хоча і залишається вище, ніж по циклу Отто.

    Розглянутий варіант циклу Міллера передбачає кількісне регулювання потужності. Від холостого ходу до 60-65% навантаження регулювання здійснюється за рахунок відкриття дроселя, а потім - за рахунок збільшення

    Т1е 0,45

    0,4 0,35 0,3 0,25 0,2 0,15 0,1 0,05 0

    \

    // 1 /

    / / \ \ Ре

    1,8 Ре, МПа

    1,6 1,4 1,2 1

    0,8 0,6 0,4 0,2 0

    0,03 0,05 0,07 0,09 0,11 0,13

    Ра, МПа

    Мал. 5. Параметри циклів при різних тисках в кінці такту впуску: 1 - цикл Міллера (Д = 1,6); 2 - цикл Отто

    V, м3х10! V, м3х103

    а б

    Мал. 6. Характер розрахункової індикаторної діаграми двигуна, що працює по циклу Отто (а) і по циклу Міллера (б) при малому навантаженні (10% від максимальної)

    тиску наддуву. Без наддуву, як уже зазначалося вище, при переході на цикл Міллера середній тиск циклу знижується на 40% (див. Табл. 1). Більш інтенсивне, ніж у циклі Тринклера, зниження ефективного ККД на малих навантаженнях в циклі Міллера слід було очікувати. Це пояснюється більшою мірою втратами на дроселювання, тобто на газообмін. Але треба зазначити й інше - це падіння більш інтенсивне, ніж у циклі Отто.

    Порівняємо ефективні показники циклу Міллера з наддувом і циклу Отто при різних тисках в кінці впуску, тобто при різних ступенях дросселирования (рис. 5). Відзначимо, що і тут дросселирование в циклі Міллера в більшій мірі сприяє падінню ефективних показників, ніж в циклі Отто. Погіршення ефективного ККД відзначається вже при закритті дроселя всього лише на 30% і є, швидше за все, тим основним негативним фактором, крім падіння потужності, через якого цикл Міллера не знайшов широкого застосування для бензинових ДВС.

    У зв'язку з цим становить інтерес розгляд втрат на газообмін в циклі Міллера в порівнянні з циклом Отто. Для початку покажемо, як виглядають індикаторні діаграми при однакових ступенях дросселирования (рис. 6).

    Такий характер протікання індикаторної діаграми (див. Рис. 6б, заштрихованная область), власне, і може бути причиною незадовільної роботи двигунів, що працюють за циклом Міллера на малих навантаженнях і холостому ходу. У двигуна, що працює по циклу Отто, «перехлест» на холостому ходу і малих навантаженнях, зрозуміло, теж є, але він на порядок менше. Це буде означати те, що холостий хід, тобто рівність середнього індикаторного тиску і середнього тиску сумарних механічних втрат, буде досягатися в циклі Міллера при менших ступенях дросселирования, ніж в циклі Отто, а це призводить до збільшення витрати палива.

    Розглянемо характер зміни втрат на газообмін при дроселюванні.

    Оцінимо роботу і середній тиск циклу з урахуванням втрат на газообмін, скориставшись схемою циклу (рис. 7). Робота циклу визначиться складанням роботи на ділянках циклу: с2-а; а-видання; Комерсант-а; а-а 1; а1-с; з 1,; 1-1; 1-Ь ,; Ь1-Ь; Т- ^; ^ -Ь ,; Ь1-а1; а1-з1; з1-с2.

    Підставивши значення для визначення роботи на цих ділянках і провівши відповідні скорочення, отримаємо вираз для розрахунку роботи циклу:

    Ц = РаУа№р / е-Л ^ / б "2) / (п2 -1) + + (1-8 '" - 1) / (і1-1) + Хе' "- 1 (р-1) + (6)

    + НГ. -1 / е) + (1 / е-1)),

    де р0 - атмосферний тиск.

    Беручи до уваги вираз (3), отримаємо залежність для визначення середнього тиску циклу з урахуванням втрат на газообмін:

    Р, = РМА -1 / е)) ((Ье - 1р-А ^ "1/5">) / (Л 2 -1) + + (1-8--1) / (тг1-1) + ^ -1 (р-1) + (7)

    + (Ро-р0) (Л-1 / е) + (1 / 8-1)).

    Віднімаючи з виразу (6) вираз (2), тобто залежність для визначення роботи циклу без урахування втрат на газообмін, отримаємо залежність для розрахунку роботи втрат на газообмін при різних значеннях ра.

    Ьщ. = Уа (А, - 1/8) (Ра ~ Ро) | а (8)

    Тоді середній тиск втрат на газообмін рпг з урахуванням (3) матиме вигляд:

    Ріг = (Ра-Ро) • (9)

    З цього випливає, що втрати на газообмін для циклів Отто і Міллера однакові при однаковому ступені дроселювання. І погіршення показників пов'язано не стільки з втратами на газообмін на такті впуску, скільки з характером протікання індикаторної діаграми, при якому ділянку Ь-ь1-'1 відноситься до насосних втрат на такті розширення. І ці втрати виникають тоді, коли тиск кінця такту

    Мал. 7. До розрахунку насосних втрат

    розширення менше атмосферного тиску. Виходить, що на цих режимах незважаючи на те, що термічний (або індикаторний) ККД циклу залишається високим, так як за рахунок продовженого розширення відводиться в навколишнє середовище менше теплоти і відбувається додаткова робота циклу, ефективний ККД падає. Ця додаткова робота не є корисною, так як спрямована на подолання опору поршня через від'ємної різниці між тиском в циліндрі і навколишнього середовища. В результаті зростають сумарні механічні втрати і істотно знижуються ефективний ККД і середнє ефективне тиск циклу.

    Усунути цей недолік можна введенням управління випускними клапанами, закриваючи або відкриваючи його відповідно до визначеного законом. Якщо відкривати випускний клапан не в точці Ь, а пізніше, в точці ь1 (рис. 7), коли поршень пройде НМТ і тиск в циліндрі наблизиться до

    атмосферному, то можливо істотно знизити втрати на цій ділянці. Можливий і другий варіант, коли випускний клапан можна відкривати раніше НМТ, в тій же точці ь1. Характер протікання індикаторної діаграми для цих двох варіантів показаний на рис. 8.

    Безумовно, що при реалізації як одного, так і іншого варіанту виникнуть додаткові втрати, але вони будуть значно менше втрат від «усувається» ділянки b-bf (див. Рис. 7), і поставлена ​​задача в цілому вирішується.

    Отже, для зниження зазначених додаткових втрат при роботі двигуна на холостому ходу і малих навантаженнях потрібно, зберігши початок такту стиснення в точці а, перенести кінець такту розширення в точку b1. При цьому реальне ставлення ефективного ходу розширення до ефективного ходу стиснення може стати менше одиниці. Фактично це означає, що буде отримано термодинамічний цикл з укороченим тактом розширення. Але це вже не цикл Міллера. Хоча формально, виходячи з визначення, ставлення At зберігається рівним 1,6.

    Тоді, якщо є можливість управляти величиною відносини A (на перших порах фазами газорозподілу), можна говорити про організацію робочого процесу газового двигуна з регульованим термодинамічних циклом (controlled thermodynamic cycle - CTDC).

    Розглянемо наступний алгоритм управління. На холостому ходу збережемо відношення ходу розширення до ходу стиснення менше одиниці. При цьому ефективна ступінь стиснення буде дорівнює геометричній. Потім, у міру збільшення навантаження, одночасно з відкриттям дросельної заслінки будемо збільшувати відношення At до величини, при якій? Е = 11. Характер зміни ефективної ступеня стиснення зі збільшенням At від 1 і вище буде відповідати закону, показаному на рис. 2. Подальше збільшення потужності буде досягатися за рахунок включення наддуву.

    У такому способі управління є один складний момент. На холостому ходу і малих навантаженнях двигун буде

    працювати при великих ступенях стиснення. Однак побоюватися цього не варто. Як показує наш досвід, при роботі двигуна на природному газі не відзначається відхилень від нормального згоряння на режимах глибокого дроселювання навіть при високих ступенях стиснення. На практиці ми відчували газовий двигун, конвертований з дизельного без зміни геометричної ступеня стиснення. Детонація відзначалася тільки на режимах великих навантажень, і навіть в цьому випадку її вдавалося усунути за рахунок пізнього запалювання. До речі, це теж один із способів знизити ефективну ступінь стиснення. Але в нашому випадку цього не буде потрібно, оскільки на цих режимах вже буде встановлена ​​знижена ефективна ступінь стиснення, що забезпечує бездетонаційне згоряння.

    Тепер про наддуванні. Випробування газового двигуна, конвертованого з дизеля робочим об'ємом 11,5 л при ступені стиснення? = 11,7, показали можливість наддуву при тиску, що перевищує атмосферний в 1,8 рази (з промохлажденіем) без будь-яких ознак детонації. У нашому ж прикладі ми розглядаємо 40% -ний наддув. І можемо сміливо припустити, що резерви по збільшенню потужності такого двигуна за рахунок підвищення ступеня наддуву ще залишаються.

    Розглянемо навантажувальну характеристику такого гіпотетичного двигуна в порівнянні з характеристиками двигунів, що працюють по циклах Отто і Трінклера (рис. 9). У цьому варіанті регулювання ставленням А {здійснюється тільки за рахунок керування фазами відкриття і закриття впускних і випускних клапанів без будь-яких змін кривошипно-шатунного механізму. Такий спосіб регулювання може забезпечити двигуну досягнення питомої ефективної витрати палива на повних і середніх навантаженнях на рівні дизельного двигуна. Оскільки зберігається дросселирование на малих навантаженнях, через неминучі насосних втрат питомі витрати палива на цих режимах будуть більше. Але в будь-якому випадку істотно менше, ніж у циклі Отто. Спосіб усунення і цього недоліку є, але це вже матеріал для іншого розгляду.

    Фактично ми отримали двигун з регульованим термодинамічних циклом. Такий двигун буде мати і ряд

    інших достоїнств. Це і управління ступенем стиснення при високому наддуванні при використанні газових палив з низькою детонаційної стійкістю (наприклад, зріджені вуглеводневі гази). Це і регулювання потужності без дроселювання за рахунок зміни ставлення А. Як один з варіантів такого двигуна може бути розглянутий і двохпаливний двигун за умови установки одночасно дизельних форсунок, свічок запалювання і роздільних систем харчування для кожного виду палива. При цьому можлива повноцінна робота в штатному режимі на дизельному паливі без подачі газового палива. А при включенні управління ставленням А (можна перейти на іскрове запалювання з включенням подачі газового палива. Це може стати передумовою для створення багатопаливного двигуна.

    Підводячи підсумки можна відзначити наступне.

    Конвертація дизельного двигуна в газовий, що працює за циклом Міллера з постійним відношенням ходу розширення до ходу стиснення, дозволить істотно підвищити його паливну економічність в порівнянні з газовим двигуном, що працює по циклу Отто. Введення наддуву забезпечить такому двигуну показники потужності не гірше базового дизельного двигуна. Це рішення цілком придатне, в першу чергу, для стаціонарних двигунів, в робочому діапазоні яких не так велика частка холостого ходу і малих навантажень. Це буде економічний і недорогий у виготовленні газовий двигун.

    Реалізація в двигуні регульованого термодинамічної циклу із змінним відношенням А (дозволить уникнути властивих циклу Міллера недоліків і отримати вельми ефективний транспортний газовий двигун, що забезпечує в широкому діапазоні навантажувальних режимів високу економічність і потужність, порівнянну з базовим дизельним двигуном. Створення такого газового двигуна, безумовно, зажадає додаткових зусиль щодо відпрацювання механізмів і робочого процесу. Але сьогодні не так багато інших шляхів, які могли б забезпечити створення газового двигуна, який не поступається дизельному аналогу по паливній економічності і енергоозброєності.

    література

    1. Архангельський В.М., Вихерт М.М. та ін. Автомобільні двигуни. - М .: Машинобудування, 1977.

    2. Вібе І.І. «Нове про робочому циклі двигунів» - М. -Свердловськ: Машгиз, 1962.

    3. Лукша В.А., Миронов М.В. Про економічну ефективність використання природного газу як моторного палива на транспортних засобах з дизельними силовими установками // Транспорт на альтернативному паливі. - 2010. - № 2 (14). - С. 20-26.

    4. Новиков І.І. Термодинаміка. - М .; Машинобудування, 1984.

    5. Martins, J., Uzuneanu, K., Ribeiro, B., Jasansky, O. Thermodynamic Analysis of an Over-Expanded Engine // SAE 2004-010617, 2004.

    6. Miller RH. Supercharging and internal cooling cycle for high output // Transactions of ASME тисяча дев'ятсот сорок сім: 69. - Р. 453-457.

    7. Wang Y, Lin L, Roskilly AP, Zeng S, Huang J, He Y, Huang X, Huang H, Wei H, Li S, Yang J. An analytic study of applying Miller cycle to reduce NOx emission from petrol engine / / Applied Thermal Engineering 2007: Додати 27: 1779-1789.

    Мал. 9. Розрахункова навантажувальна характеристика двигуна з регульованим термодинамічних циклом: 1 - цикл СГОС; 2 - цикл Трінклера; 3 - цикл Отто


    Ключові слова: ГАЗОВИЙ ДВИГУН /GAS ENGINE /ЦИКЛ МІЛЛЕРА /РЕГУЛЬОВАНИЙ термодинамічного циклу /MILLER'S CYCLE /CONTROLLED THERMODYNAMIC CYCLE /ПАЛИВНА ЕКОНОМІЧНІСТЬ /FUEL EFFI CIENCY

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити