Анализ способов конвертации автомобильных дизелей на питание природным газом Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Альтернативные топлива

Анализ способов конвертации автомобильных дизелей на питание природным газом

М.Г. Шатров, профессор МАДИ, д.т.н.,

A.С. Хачиян, профессор МАДИ, к.т.н.,

B.В. Синявский, доцент МАДИ, к.т.н.,

И.Г. Шишлов, старший научный сотрудник МАДИ, к.т.н.

Представлены результаты расчетного исследования показателей цикла однотопливных газовых двигателей при работе на стехиометрических и бедных смесях, показавшие преимущество способа конвертации дизеля в однотопливный газовый при работе на бедных смесях. Показаны преимущества газодизеля по сравнению с однотопливными газовыми двигателями.

Ключевые слова: природный газ, стехиометрический газовый двигатель, газовый двигатель, работающий на бедных смесях, газодизель.

Перевод дизелей на питание природным газом обеспечивает неоспоримые преимущества:

• повышение моторесурса на 25...50 % согласно различным источникам;

• увеличение срока службы масла, следовательно, уменьшение его расхода в процессе эксплуатации;

• снижение шумоизлучения на 3.6 дБ;

• снижение затрат на соблюдение наиболее жестких норм выбросов вредных веществ;

• уменьшение выбросов диоксида углерода, являющегося одним из парниковых газов (по нашим оценкам, удельные выбросы СО2 снижались примерно на 50 % по сравнению с выбросами при работе бензиновых двигателей и на 25.27 % - при работе дизелей).

Для России использование природного газа на транспорте означает также существенное увеличение потенциальных энергетических запасов.

Основные недостатки применения природного газа связаны со способами его хранения на транспортном средстве. При использовании

компримированного природного газа (КПГ) существенно возрастает масса емкостей для хранения топлива, при использовании сжиженного природного газа (СПГ) она возрастает в меньшей степени. Однако, в последнем случае требуются криогенные емкости, стоимость которых в настоящее время выше стоимости емкостей для КПГ

Используя опыт ранее выполненных экспериментальных и расчетных исследований рабочего процесса двигателей, работающих на природном газе [1.7], для анализа наиболее приемлемых вариантов конвертации рассмотрим особенности двух основных способов перевода автомобильных дизелей на природный газ.

1. Создание однотопливного газового двигателя с внешним смесеобразованием, количественным регулированием и воспламенением газовоздушной смеси от искрового разряда.

2. Создание газового двигателя с внутренним смесеобразованием, качественным регулированием и воспламенением газовоздушной смеси от искрового разряда, свечи накаливания или от впрыскивания

минимизированной запальной порции дизельного топлива.

При конвертации двигателя без наддува по первому способу его газовая модификация имеет несколько меньшую мощность в сравнении с базовым двигателем вследствие снижения индикаторного КПД из-за уменьшения степени сжатия, необходимого для предотвращения детонации, а также по причине уменьшения коэффициента наполнения воздухом, так как часть всасываемого воздуха замещается природным газом. В этом случае для достижения двигателем газовой модификации мощности базового необходимо существенное снижение коэффициента избытка воздуха для компенсации уменьшения индикаторного КПД и коэффициента наполнения воздухом. Целесообразным оказывается применение стехио-метрической смеси и использование трехкомпонентного нейтрализатора.

При конвертации двигателя с наддувом по первому способу причины, влияющие на снижение мощности, нивелируются подбором минимального сечения канала подвода отработавших газов (ОГ) к колесу турбины, что позволяет обеспечить нужную

подачу воздуха. В этом случае отпадает необходимость существенного снижения коэффициента избытка воздуха для компенсации уменьшения индикаторного КПД и коэффициента наполнения воздухом. При наддуве появляется возможность работы двигателя с избытком воздуха 60...70 %, что существенно снижает содержание в ОГ оксида азота. В результате может отпасть необходимость в применении восстановительного нейтрализатора.

Что касается снижения степени сжатия, то исходя из нашего опыта [1, 2, 5] для работы при умеренном наддуве (рк=1,8...1,9 МПа) и диаметре цилиндра 120 мм применима степень сжатия £=11,5 без детонации. При диаметре 105 мм и тех же значениях рк допустима £=12.12,5. Известно, что £>12 мало влияет на термический и индикаторный КПД.

В отношении системы зажигания следует отметить целесообразность использования индивидуальных высоковольтных катушек зажигания, расположенных непосредственно на свечах зажигания или вблизи от них.

Основным очевидным недостатком рассматриваемого способа является количественное регулирование.

При конвертации двигателя по второму способу в случае воспламенения смеси от свечи накаливания или искрового разряда свечи зажигания для стабильной работы и качественного смесеобразования требуется экспериментальный подбор расположения газовой форсунки с электрическим или гидравлическим приводом относительно свечи зажигания, а также выбор распылителя газовой форсунки (число, расположение и размер отверстий). В случае воспламенения от впрыскивания запальной порции дизельного топлива необходимо применение двухтопливных форсунок. Оба варианта требуют вложения значительных затрат на их реализацию.

В то же время, как показал наш опыт [6], стабильную работу двигателя и качественное регулирование с обеднением вплоть до состава газовоздушной смеси, соответствующего а=6,0, можно обеспечить при внешнем смесеобразовании подачей минимизированной запальной порции (до 5 % номинальной цикловой подачи) хорошо распыленного дизельного топлива. При этом для мелкого распыливания дизельного топлива требуется аккумуляторная топливная система со специально настроенной системой управления. Однако при использовании штатной аккумуляторной топливной системы конвертируемого дизеля для подачи минимизированной запальной порции дизельного топлива может наблюдаться коксование сопловых отверстий из-за снижения степени охлаждения распылителя вследствие меньшей подачи топлива.

В качестве модели для анализа был взят шестицилиндровый рядный двигатель размерностью БЛЭ=128/105 с мощностью 30 кВт/л. Показатели цикла рассчитывались по методике в [8] и [9] для номинального режима двигателя на частоте вращения п=2300 мин-1.

Исходные данные для расчетного исследования: коэффициент наполнения 1\=0,9; эффективный КПД Г|е=0,36; коэффициент избытка воздуха а=1,7; КПД компрессора пк=0,8; тепловая эффективность охладителя наддувочного воздуха Еохл=0,75...0,77.

Дополнительно к существующей методике приняты следующие допущения:

1. запальная порция дизельного топлива составляет 5 % номинальной массовой подачи природного газа;

2. интегральная характеристика подачи запальной порции дизельного топлива выражается прямой линией;

3. закон выгорания дизельного топлива такой же, как у природного газа;

4. эквивалентная цикловая подача топлив в газодизеле рассчитывается по формуле

0тц=Сгц +0дц

я..

(1)

где Огц и Одц - цикловая подача природного газа и дизельного топлива; Н и Н - низшая теплота сгорания

ид иг 1

дизельного топлива и природного газа;

5. эквивалентное количество воздуха, теоретически необходимого для полного сгорания 1 кг топлив в газодизеле, определяется по формуле

h ~ hr + ^Од

G„

(2)

где /0ги / - количество воздуха, теоретически необходимого для сгорания 1 кг природного газа и 1 кг дизельного топлива соответственно;

6. коэффициент избытка воздуха для газодизеля определяется по формуле

а =

(3)

где GB4 - количество воздуха, поступающего в цилиндр за цикл;

7. период задержки самовоспламенения т. в газодизеле определяется по формулам Н.Н. Семенова и Р.З. Кав-тарадзе применительно к природному газу [10].

В табл. 1 приведены расчетные параметры циклов однотопливного газового двигателя, работающего на бедных (а=1,7) и стехиометрических (а=1,0) смесях, и газодизеля. Первый вариант расчета для стехиометри-ческого двигателя и газодизеля проведен при оптимальных углах начала воспламенения, второй - при ограничении максимального давления цикла pz <18 МПа. Для газодизеля принято а=2,0, рк=0,32 МПа и Т=331,5 К. Температуры Тк рассчитаны при тепловой эффективности охладителя наддувочного воздуха Еохл=0,75.

Расчеты показали, что в одно-топливном газовом двигателе при работе на бедных смесях с а=1,7 необходимо повысить давление наддува до p =0,271 МПа для достижения

Альтернативные топлива

Таблица 1

Тип двигателя Е а Рк • МПа г.. К Рт . МПа е . дц ' мг/цикл е . ТЦ ' мг/цикл е б . заб ' мг Рго . МПа

Газовый двигатель (а=1,7) 12 1,7 0,271 324,6 0,271 - 95,65 0,0048 0,939 -0,036

Газовый двигатель (а=1,0) 12 1,0 0,175 315,0 0,175 - 104,63 0,0017 0,932 -0,024

Газодизель 1 16,5 2,0 0,320 331,5 0,320 5 94,95 0,0047 0,940 -0,042

Газодизель 2 16,5 2,0 0,320 331,5 0,320 5 97,96 0,0046 0,940 -0,042

Окончание таблицы 1

Тип двигателя у ' ост Ра . Га . «Л, Р, Р*. г . е . вп '

МПа К % МПа МПа К К г

Газовый двигатель (а=1,7) 0,057 0,295 338,8 9,50 2,0648 0,4824 18,613 2153 717,1 2,903

Газовый двигатель (а=1,0) 0,047 0,191 365,0 12,35 1,9769 0,4223 13,976 2694 865,3 1,881

Газодизель 1 0,047 0,349 340,4 7,50 2,2697 0,5343 24,910 1967,7 653,4 3,320

Газодизель 2 0,046 0,349 340,4 6,60 2,1977 0,5172 18,373 1864 658,0 3,374

Обозначение: £ - степень сжатия; а - коэффициент избытка воздуха; рк - давление после компрессора; Г - температура после компрессора; рт - давление перед турбиной; бдц - цикловая подача запального дизельного топлива; - цикловая подача топлива (для газодизеля - эквивалентная, то есть с учетом подачи природного газа и дизельного топлива); бзаб - масса продуктов сгорания, заброшенная во впускной трубопровод в период перекрытия клапанов; г|„ - коэффициент наполнения; рго - среднее давление потерь на газообмен; уост - коэффициент остаточных газов; ра - давление в конце процесса впуска; Г - температура в конце процесса впуска; - относительная потеря теплоты в среду охлаждения; р; - среднее индикаторное давление; г|, - индикаторный КПД; рг - максимальное давление цикла; Т2 - максимальная температура в цилиндре; Тср - средняя температура рабочего цикла; ввп - объем впрыска

значений среднего индикаторного давления, близких к тем, которые получены в стехиометрическом одно-топливном двигателе. Оптимальным оказывается заметно более ранний угол опережения воспламенения Ф=13 °ПКВ до ВМТ, в то время как при а=1,0 оптимальный угол опережения воспламенения ф=3 °ПКВ до ВМТ. Отношение р/ра растет с углом опережения воспламенения при а=1,7 в меньшей степени, чем при а=1,0.

Следует также отметить, что в од-нотопливном газовом двигателе при а=1,7 и р2=18 МПа можно устанавливать оптимальный угол опережения воспламенения. При этом начальная температура сжатия ниже, чем при а=1,0, в связи с существенно более высокой в последнем случае температурой остаточных газов. Меньшие значения р/ра и Та вызывают существенное снижение температуры детонации Тдет .

За температуру детонации Тдет условно принята температура адиабатного сжатия от начального давления процесса сжатия ра до максимального давления в цилиндре. Принято, что температура детонации в случае природного газа не должна превышать 1050 К.

Расчеты температуры Тдет для рассматриваемых однотопливных

газовых двигателей показали, что только при запаздывании угла начала воспламенения до 13 °ПКВ после ВМТ удается получить в стехиометрическом двигателе Тдет < 1050 К. При этом, естественно, получаются ниже р. и п, . В частности п, = 0,411.

Из табл. 1 следует, что двигатель, работающий на бедных смесях, имеет экономичность выше, чем стехиомет-рический, на 14,2 %. Если учесть необходимость установки в стехиометрическом двигателе более позднего угла начала воспламенения, различие в экономичности достигает 17,4 %. Газодизель имеет экономичность выше, чем однотопливный газовый двигатель, работающий на бедных смесях, благодаря более высокой степени сжатия и большему коэффициенту избытка воздуха. Для номинального режима различие индикаторных КПД газодизеля и однотопливного газового двигателя, работающего на бедных смесях при отсутствии ограничения

по р2, составляет 10,8 %. При ограничении рг в газодизеле различие снижается до 7,2 %.

В табл. 2 приведены параметры, которые характеризуют тепловую напряженность деталей рассматриваемых двигателей: средние за цикл значения коэффициента теплоотдачи аТср и результирующей по теплообмену температуры Трез , а также произведение этих величин, которое в большой мере определяет тепловую напряженность деталей.

Из табл. 2 следует, что при оптимальных углах воспламенения наибольшая тепловая напряженность характерна для стехиометрического двигателя. При ограничении р2 наименьшая тепловая напряженность имеет место в газодизеле.

Зависимость концентрации оксидов азота от коэффициента избытка воздуха при отсутствии нейтрализатора (рисунок), полученная опытным путем на однотопливном

Таблица 2

Тип двигателя Р*. МПа а. 7ср ' Вт/(м2К) Т . рез ' К а Т . 7ср рез ' Вт/м2

Газовый двигатель (а=1,7) 18,613 540 1175,9 634986,0

Газовый двигатель (а=1,0) 13,976 463 1548,2 716816,6

Газодизель 1 24,910 506 1015,7 663658,4

Газодизель 2 18,373 564 953,7 537886,8

N0,. №111 2 SOU

15(41

IOC"

<(H>

IUÜU 1600 1

л

FT 1 00 ИМЯ t

+

1

1

V #

# ■

«

\

IJ

1,4

1.4

1,7 и

Экспериментальная зависимость концентрации оксидов азота NOx в ОГ от коэффициента избытка воздуха а при отсутствии нейтрализатора

газовом двигателе 8V размерностью S/D =120/120, показывает, что при работе на бедных газовоздушных смесях с а=1,б...1,7 содержание оксидов азота в ОГ существенно ниже, чем при работе с меньшими коэффициентами избытка воздуха. Следовательно, при работе на бедных смесях отпадает необходимость в установке восстановительного нейтрализатора, что является большим преимуществом перед стехиометрическим двигателем.

Вместе с тем экспериментальные исследования, проведенные в МАДИ, указывают на необходимость установки на двигателе, работающем на бедных смесях, окислительного нейтрализатора, в основном, для снижения выбросов несгоревших углеводородов метановой фракции [1, 2, 5]. При этом в качестве

катализатора нужно использовать не платину, а палладий. В результате можно обеспечить выполнение норм Евро-5. Для экспериментальных исследований нейтрализаторы проектировались и изготавливались сотрудниками НАМИ, за что авторы выражают им глубокую благодарность.

В заключение можно сделать следующие выводы:

1. Однотопливный газовый двигатель имеет несомненные преимущества по экономичности и тепловой напряженности при работе на бедных смесях с обязательным использованием окислительного нейтрализатора.

2. Газодизель имеет преимущества по экономичности и тепловой напряженности перед одно-топливными газовыми двигателями

благодаря работе с качественным регулированием, особенно при отсутствии ограничений по рг .

Однако в газодизеле учтенная в расчетах минимизация запальной порции дизельного топлива может быть получена, как показал наш опыт [6], только при использовании для подачи дизельного топлива аккумуляторной топливной системы и специальной настройки системы электронного управления ею. Вместе с тем при применении аккумуляторной топливной системы базового дизеля следует обратить внимание на то, что при малых подачах дизельного топлива неизбежны перегрев распылителя и коксование сопловых отверстий форсунки. Поэтому целесообразно использовать форсунки с принудительным охлаждением распылителя.

Литература

1. Хачиян А.С., Кузнецов В.Е., Водейко В.Ф., Шишлов И.Г. Результаты разработки газовых двигателей в МАДИ (ГТУ) // АГЗК+АТ. - 2005. - № 3 (21). -С. 37-41.

2. Khachiyan A.S., Kuznetsov V.E., Shishlov I.G. The analysis of ways to ensure low emission (methane inclusive) from natural gas fuelled engines // Silnici Spal-inowe (Combustion Engines). - 2006. - № 2 (125). - Р. 58-66.

3. Хачиян А.С. Почему в России необходимо переводить транспорт на природный газ // АГЗК+АТ. - 2007. - № 2 (32). - С. 50-51.

4. Хачиян А.С., Шишлов И.Г., Вакуленко А.В. Автомобильный транспорт и парниковый эффект // Транспорт на альтернативном топливе. - 2008. - № 2 (2). - С. 68-70.

5. Хачиян А.С., Кузнецов В.Е., Шишлов И.Г. Перевод отечественных дизелей, находящихся в эксплуатации, на питание природным газом - рациональный способ улучшения экологических характеристик // Автотранспортное предприятие. - 2008. - № 9. - С. 34-40.

6. Хачиян А.С., Шишлов И.Г., Вакуленко А.В. Предварительные результаты исследования газового двигателя нового поколения с качественным регулированием // АГЗК+АТ. - 2009. - № 3 (45). - С. 12-17.

7. Хачиян А.С. Использование природного газа в качестве топлива для автомобильного транспорта // Двигателестроение. - 2002. - № 1. - С. 34-36.

8. Хачиян А.С., Синявский В.В., Шишлов И.Г., Карпов Д.М. Моделирование показателей и характеристик двигателей, питаемых природным газом // Транспорт на альтернативном топливе. - 2010. - № 3 (15). - С. 14-19.

9. Хачиян А.С., Синявский В.В. Расчет цикла четырехтактного газового двигателя. - М.: МАДИ, 2001. - 48 с.

10. Кавтарадзе Р.З. Формулы для расчета задержки воспламенения при работе газодизеля на различных газообразных топливах // Транспорт на альтернативном топливе. - 2009. - № 3 (9). - С. 36-42.