CC BY
18
УДК 620.92; 621.432.2; 621.432.3
ЧИСЛЕННЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ ДИЗЕЛЯ ПРИ СЖИГАНИИ В КАЧЕСТВЕ ОСНОВНОГО ТОПЛИВА ПАРОГАЗОВЫХ ПРОДУКТОВ
ПИРОЛИЗА ДРЕВЕСИНЫ
Цибульский Святослав Анатольевич1,
Ларионов Кирилл Борисович2,
1 Национальный исследовательский Томский политехнический университет, Россия, 634050, г. Томск, пр. Ленина, 30.
2 Кузбасский государственный технический университет имени Т.Ф. Горбачева, Россия, 650000, г. Кемерово, ул. Весенняя, 28.
Актуальность: замена в существующих двигателях внутреннего сгорания с различными конструкциями впрыска и системами зажигания дизельного топлива парогазовыми продуктами пиролиза, что позволяет заместить для производства электроэнергии дорогое топливо пиролизным газом, полученным из биомассы, вторичных продуктов древесно-перерабатывающих предприятий и муниципальных твердых отходов.
Целью данного исследования является оценка эффективности сжигания парогазовых продуктов пиролиза в двигателе внутреннего сгорания, конструктивно предназначенного для использования дизельного топлива, для возможности применения данной системы.
Объекты: четырехтактные дизельные двигатели внутреннего сгорания У-образной компоновки цилиндров с турбонагнетателем и без него, работающие на парогазовых продуктах пиролиза древесных отходов.
Методы: численные исследования на основе математических алгоритмов систем дизельных двигателей внутреннего сгорания без наддува и с турбонаддувом с использованием методов теплового баланса.
Результаты. Разработана математическая модель и программа теплового расчета четырехтактного двигателя внутреннего сгорания с У-образным расположением цилиндров с непосредственным впрыском парогазовых продуктов пиролиза древесины в камеру сгорания с системой турбонаддува и без нее. Проведен анализ влияния частоты вращения коленчатого вала, количества цилиндров на мощность, крутящий момент, удельный расход топлива. Показано, что увеличение количества цилиндров при одном и том же рабочем объеме двигателя внутреннего сгорания приводит к росту мощности, крутящего момента, при этом снижается удельный расход парогазовых продуктов пиролиза. Отмечено, что сжигание парогазовых продуктов пиролиза в двигателе внутреннего сгорания приводит к увеличению температуры выхлопных газов относительно сжигания дизельного топлива. Для двигателя с турбонаддувом увеличение температуры выхлопных газов составляет около 50 °С, без турбонаддува - около 100 °С. Установлено, что в четырехтактном дизельном двигателе внутреннего сгорания при сжигании пиролизного газа, получаемого из древесных отходов, для выработки одинакового количества электрической энергии необходим массовый расход в 7,5-8,6 раз больше, чем дизельного топлива. Выявлено, что дизельный двигатель с турбонагнетателем более экономичен и эффективен, чем силовой агрегат без нагнетателя. При частоте вращения 3000 мин-1 для 12-ти цилиндрового двигатель с турбонагнетателем экономия расхода пирогаза составляет 11,9 %, эффективная мощность и крутящий момент на 10,0 % выше, чем у двигателя без турбонагнетателя. Одним из наиболее доступных на данный момент для сжигания пиролизного газа является четырехтактный дизельный двигатель У12 с турбонаддувом отечественного производства ЯМЗ 845.10 с рабочим объемом 25,86 л, максимальной мощностью 537 кВт (730 л.с.), максимальным крутящим моментом 2788 Н'м при частоте вращения 1500-3000 мин-1.
Ключевые слова:
двигатель внутреннего сгорания, парогазовые продукты пиролиза, пиролизный газ, камера сгорания, топливно-воздушная смесь, степень расширения, мощность, рабочий объем, математическая модель.
Номенклатура, аббревиатуры Пе - эффективный КПД ДВС;
а - коэффициент избытка воздуха; для двига- П - коэффициент наполнения ДВС;
теля внутреннего сгорания (ДВС) с турбо- ^ - степень повышения давления; для ДВС с
наддувом - 1,6-1,8; для безнаддувного турбонаддувом - 1,5; для ДВС без надду-
ДВС - 1,4-1,5 [1, 2]; ва - 2 [1-4];
8 - степень расширения; И - мольная масса воздуха (свежего заряда),
ДГ - естественный подогрев заряда в ДВС; при 29 г/моль;
сжатии в компрессоре и смешении с ди- (мср )ю'х - мольная изобарная теплоемкость рабочего
зельным топливом - 10 °С, при смещении с тела в интервале /о-^ °С;
пиролизным газом - 50 °С [1, 2]; & - коэффициент использования теплоты для
е - степень сжатия ДВС, 15-20 [2]; дизеля с наддувом, 0,79-0,88 [1, 2, 5];
£вп+А - комплексный коэффициент, учитывающий Р - степень предварительного расширения
гидравлическое сопротивление впускного ДО^ 1,2-1,7 [2]; канала, 2,5-4 [1, 2];
46 DOI 10.18799/24131830/2023/2/3943
т - количество тактов работы одного цикла для
современного компактного ДВС, 4 [1-3]; фИ - коэффициент полноты диаграммы рабочего цикла для четырехтактных ДВС, 0,92-0,96 [6];
юВП - скорость движения заряда при максимальном открытии клапана, 50-130 м/с [1, 2]; a - эмпирический коэффициент для четырех-
тактного дизельного двигателя V12, 0,03 [1]; b - коэффициент для четырехтактного дизель-
ного двигателя V12, 0,012 [1]; b1 - эмпирический коэффициент для четырехтактного дизельного двигателя V12, 0,1-0,15 [1]; CFD - Computational Fluid Dynamics modeling; CI - compression ignition type (воспламенение от
сжатия топливно-воздушной смеси); Ci - коэффициент пропорциональности для че-
тырехтактных двигателей, 0,45-0,53 [1, 5]; Ge - массовый расход топлива в ДВС, кг/с; ge - удельный расход топлива, приведенный к
эффективной мощности в ДВС, г/кВгч; i - количество цилиндров в двигателе, шт. ;
k - показатель адиабаты;
ICE - internal combustion engine (двигатель внутреннего сгорания); LPG - liquid petroleum gas (сжиженный нефтяной газ);
MSW - Municipal solid waste (муниципальные
твердые отходы); n - показатель политропного процесса; для
процесса сжатия топливно-воздушной смеси ni=1,32-1,38 [2]; для сжатия свежего заряда от центробежного нагнетателя (компрессора) nK=1,55-1,7 [1, 4]; Ne - эффективная мощность ДВС на коленчатом валу, кВт (л.с.);
Введение
Актуальность
Спрос на электрическую энергию в мире имеет непрерывный рост, что обусловлено увеличением численности населения, повышением урбанизации, активным развитием технологического прогресса и увеличением стоимости энергоносителей.
Альтернативой традиционным и нетрадиционным источникам электроэнергии может служить комбинированное применение электростанций, основанное на пиролизе биомассы для выработки жидкого и газообразного продуктов, которые могут в дальнейшем использоваться в качестве моторного топлива в ДВС для привода электрогенератора [7-10].
Применение ДВС вместо паровых и газовых турбин для обеспечения пиковых электрических нагрузок, при децентрализованной выработке электрической энергии, в труднодоступных, отдаленных районах страны имеет ряд преимуществ: большой выбор мощностей установленного агрегата - от 1 кВт до нескольких МВт; способность работать на нескольких видах топлив; быстрый запуск и останов, относительно простое управление выходной мощностью; высо-
NG - nature gas (природный газ);
Лтах - максимальная мощность ДВС, снимаемая с
коленчатого вала, кВт (л.с.); m - показатель степени для четырехтактных двигателей внутреннего сгорания, 0,6-0,7
[1, 5];
M - крутящий момент, приведенный к рабочему объему двигателя, Н^м/л; ра - давление в конце впуска, МПа; pe - среднее эффективное давление в цилиндре
двигателя, МПа; R - универсальная газовая постоянная,
8,314 Дж/(моль-К); RB - газовая постоянная сухого воздуха, 287 Дж/кгК; SI - spark ignition (искровое зажигание от свечи); ta - температура топливно-воздушной смеси в
конце процесса впуска, °С; tr - температура остаточных газов, °С;
tz - температура в зоне видимого горения в камере сгорания двигателя, °С; T0 - температура перевода из шкалы Цельсия в
шкалу Кельвина, 273,15 K; QiR - низшая теплота сгорания, МДж/кг (м3); РдВС - рабочий объем двигателя, см3 либо л; ДВС - двигатель внутреннего сгорания; Заряд - воздух в дизельном двигателе внутреннего сгорания, в бензиновом - топливно-воздушная смесь [1-5]; Н.у. - нормальные условия; ОЦР - органический цикл Ренкина; Пирогаз - пиролизный газ, парогазовые продукты
процесса пиролиза; ШПГ - шатунно-поршневая группа; ЯМЗ - ярославский моторный завод.
кий уровень проработки конструкции, достигнутый за счет непрерывных продолжительных исследований двигателей в автомобильной и промышленной областях [9, 11].
ДВС дизельного типа на сегодняшний момент повсеместно используются в различных областях: в судах, в наземном и воздушном транспорте, для выработки электроэнергии, в сельском хозяйстве и т. д. В ближайшем будущем они останутся популярными, так как имеют наибольшую эффективность независимо от назначения, номинальной мощности и режима работы [12].
Применение жидких продуктов пиролиза в ДВС ограничено проблемами, связанными с загрязнением инжекторов [8, 13]; образованием коррозии на стенках цилиндров из за наличия карбоновых кислот, которые способствуют образованию среды с низким значением рН [14]; сложностью организации запуска вследствие значительно большей вязкости пиролиз-ного масла по сравнению с дизельным топливом [15]; нестабильной работой силового агрегата ввиду присутствия 15-30 % влаги [16]; коксованием поршней, которое является следствием присутствия в жидкой фазе мелких фракций золы [17].
Кроме конденсируемых паров, в результате процесса пиролиза генерируются парогазовые продукты - пирогаз. В настоящее время пирогаз находит все большее применение в битопливных двигателях с SI и с CI, так как не имеет приведенных недостатков пи-ролизного масла. Пирогаз может заменить природный газ, однако он должен обладать Q, >5 МДж/м [18] и иметь достаточною скорость горения для предотвращения нестабильной работы двигателя.
Мировой опыт сжигания пиролизного газа в ДВС
Результаты исследований [7, 19, 20] подтвердили возможность применения пирогаза в качестве моторного топлива в ДВС с непосредственным впрыском. Во всех ДВС настроена битопливная система подачи. Поскольку хранение пирогаза технически и экономически затруднено, реактор пиролизной установки напрямую должен быть связан с двигателем. Исследование [21] было направлено на моделирование сгорания пирогаза в одном цилиндре двигателя, работающего при п=1000 мин-1. Пирогаз подается в камеру сгорания с QR=5,02-8,79 МДж/м3. В этом исследовании применяется оптический анализ для оценки влияния инертного газа N2 и CO2 на время и скорость зажигания пирогаза. Таким образом, авторы привели подтверждающие данные об эффективности использования пирогаза с низким значением Q¡R в ДВС.
Технология интегрированной пиролизной регенеративной установки подразумевает использование в газовой турбине или ДВС пирогаза различных исходных продуктов. При этом энергия, необходимая для поддержания процесса пиролиза, обеспечивается высокой температурой выхлопных газов, сжиганием летучих веществ пиролиза и твердых продуктов. В работе [22] приведено описание лабораторного стенда, состоящего из пиролизного реактора, адиабатической горелки, секции очистки от твердых фракций, подключенного ДВС с электрогенератором. Пилотный концепт способен выдавать 80 кВт электрической энергии в час. Четырехтактный ДВС Caterpillar 3306 имеет шесть цилиндров, в нем сгорает пирогаз каштановой щепы с элементным составом, приведенным к объему: H2=12,84 %, CH4=8,94 %, CO=25,64 %, CO2=19,49 %, O2=5,13 %, N2=24,86 %, C2H6=2,95 %, C3H8=0,15 %, CsH12=0,02 %. К коленчатому валу ДВС присоединен двухполюсной электрогенератор, который также подключен к изменяемому сопротивлению для исследования переменной нагрузки на характеристики работы лабораторной установки. Для ДВС w=1500 мин-1, абсолютный электрический КПД 29 %, температура выхлопных газов 512 °С. Для сжигания пирогаза, получаемого при температуре 650 °С, в ДВС с Q;R=8,5 МДж/кг была установлена электронная система опережения зажигания на 30°, модернизирована система питания топливно-воздушной смеси. Пилотный проект показал абсолютный электрический КПД установки 16 % при общем снижении выбросов CO2 в атмосферу в размере 300 т/год при сжигании пеллет с массовым расходом 372 кг/ч и относительной влажностью 28-60 %. Результаты показывают, что при пиролизе пластика, MSW либо шин для элек-
трогенерирующей установки с ДОС абсолютный электрический КПД составляет 20-33 %.
B работе [23] авторы предлагают систему очистки пирогаза для производства электроэнергии. Большое внимание уделяется очистке газа от смолы для предотвращения преждевременного выхода ДBС из строя. Лабораторный стенд включает в себя регенеративную пиролизную установку каштановой древесины, систему очистки, состоящую из масляного скруббера и адсорбционного слоя угля. К установке подключен ДОС фирмы Lamborghini с электрогенератором номинальной электрической мощностью 6 kB^ Пирогаз имеет элементный состав, приведенный к объему: H2=14,00 %, CH4=9,73 %, CO=27,93 %, CO2=21,24 %, N2=27,10 %, QRi=7,18 МДж/кг, объемный расход 0,7 м3/ч, после пиролизного реактора направляется в систему очистки, состоящую из масляного скруббера объемом 15 л и адсорбционного слоя массой 0,922 кг. Из пирогаза удаляется до 98,7 % смолы, при этом элементный состав газообразного топлива не меняется, тем самым обеспечивается плавная работа ДОС и стабильная выработка электрической энергии.
Работа [24] сфокусирована на процессах горения проектного топлива, пирогаза и их смеси в дизельном ДBС с турбонаддувом. Работа четырехтактного двигателя осуществляется при n=3000 мин-1, при трех различных электрических нагрузках на генератор - 16, 31, 94 kB^ крутящий момент составляет 50, 100, 300 Н^м, соответственно. Для каждого рабочего условия массовая доля в топливной смеси пирогаза к дизельному топливу увеличивалась до достижения максимально возможной мощности при данных условиях - 85 kB^ Исследователями установлено, что применение пирогаза в качестве добавки к топливу не приводит к снижению рабочего давления в цилиндрах, поэтому отсутствует необходимость изменения конструкции имеющихся дизельных ДBС. Другим важным моментом является положительное воздействие сжигания пирогаза на рабочие свойства моторного масла, которое со временем работы двигателя в меньшей степени утрачивает свои рабочие характеристики, кроме того снижается ее склонность к угару.
B работе [25] приводится численное CFD-исследование дизельного двигателя Kohler KDW 1404 V^BC=1372 см3 с номинальной n=3000 мин-1 при сжигании смеси дизельного топлива и пиролитического синтез-газа, получаемого из тополиной щепы. Пиро-литический синтез-газ имеет элементный состав, приведенный к мольной массе: H2=20,3 %, N2=45,3 %, CH4=1,8 %, CO=25,1 %, CO2=7,6 %, QRi=6,0 МДж/м3. Исследователями выявлено, что при содержании в топливной смеси 40-50 % синтетического газа производительность и тепловой КПД ДBС повышаются на 1 -5 %. Таким образом, в данном исследовании продемонстрирована эффективность сжигания топливной смеси в ДОС, содержащей дизель и пирогаз, без конструктивных изменений.
На примере ДBС типа SI Honda GX270 в исследовании [26] приведено сравнение эффективности работы при сжигании трех видов топлива: стандартного
бензина с октановым числом 95, LPG с октановым числом 103-111 и пиролитического синтез-газа. Этот одноцилиндровый четырехтактный двигатель имеет номинальную мощность 4,7 кВт, достигаемую при n=3000 мин-1, и предназначен для привода электрогенератора. Элементный состав синтетического газа, приведенный к объему: CO=15 %, C02=10 %, H2=40 %, N2=30 %, CH4=5 %. Удельный расход топлива составляет: для бензина 510 г/кВгч, для LPG 660 г/кВгч, для синтез-газа 812 г/кВгч. При номинальной нагрузке термический КПД ДВС при работе на синтез-газе был снижен на 15,5 % (отн.), однако корректировка угла опережения зажигания позволяет повысить эффективность работы ДВС на данном виде топлива до проектного значения. При сжигании синтез-газа ДВС с выхлопными газами выбрасывает на 58,5 % меньше N0X, чем при сжигании бензина.
В ряде работ [27-29] исследователи изучали влияние сжигания синтетического газа на производительность и эффективность работы ДВС SI. В [27] отмечено, что при сжигании в четырехцилиндровом четырехтактном ДВС фирмы Hyundai синтетического газа с объемной долей 2,43 % в смеси с бензином при 1800 мин-1 тепловой КПД повышается с 34,52 до 39,01 %, снижаются выбросы HC и N0X, однако выбросы CO растут с 2625 до 3821 ppm из-за снижения температуры горения внутри цилиндров. Авторы в [28] проводят численное исследование четырехтактного ДВС GM Vortec ГдВС=3,0 л, максимальной механической мощностью 37 кВт, при частоте вращения коленчатого вала 3000 мин-1. ДВС в проектном режиме сжигает NG либо LPG, в исследовании сгорает синтез-газ, полученный путем пиролиза дерева акации, эвкалипта, MSW. Максимальная мощность, выдаваемая ДВС при сжигании синтез-газа, варьируется от 11,6 до 15 кВт, абсолютный электрический КПД -16,88-20,09 %. В [29] приведены результаты лабораторного исследования выработки в пиролизном реакторе и сжигания синтез-газа в четырехтактном четырехцилиндровом ДВС Ford DSG423 с SI и максимальной мощностью 66 кВт при работе на бензине и n=3500 мин-1. Для исследования на синтез-газе ДВС в работе была выбрана более низкая n=1800 мин-1. В качестве исходного сырья применяются: щепа сосны, красного дуба, картон и лошадиный навоз. Для ДВС, работающего на синтез-газе из биомассы, Ne варьируется в пределах 9,6-13,1 % от номинального значения, абсолютный электрический КПД - 15,8-23 %.
В табл. 1 сведены основные данные систем пиро-лизный реактор/ДВС для генерации электрической энергии при сжигании в нем пирогаза.
Проблематика исследования
В работе [35] приведено описание и принцип действия существующей установки медленного пиролиза для переработки древесных брикетов. Побочным энергетическим продуктом этой установки является пиро-газ с известным элементным составом, расходом и температурой. Сравнивается тепловая эффективность четырех термодинамических циклов: Тринклера, Отто, Брайтона и Гемфри. Установлено, что наибольшей
мощностью и абсолютным электрическим КПД обладает силовая установка, работающая по принципу термодинамического цикла Тринклера, который описывает рабочий процесс дизельного двигателя с постадий-ным подводом и сгоранием топливно-воздушной смеси в объеме камеры сгорания цилиндра.
Таблица 1. Опыт применения комбинированной системы пиролиза/ДВС/электрогенератора для выработки электрической энергии Table 1. Experience in using the combined pyrolysis system/ICE/electro-generator to produce electric energy
н/д - нет данных/n/d - no data.
В ходе проведенного анализа литературы выявлено большое количество опытных и численных исследований по эффективному сжиганию пирогаза в различных ДВС с целью получения электрической энергии в электрогенераторе.
Поэтому задача данной работы - численно исследовать дизельный двигатель с непосредственным впрыском и сжиганием при сжатии в цилиндре смеси воздуха и пирогаза. В работе приводится сравнение характеристик и параметров при работе дизельного ДВС с турбонаддувом и атмосферного ДВС при сжигании пирогаза, выбирается компоновка и условия для надежной и эффективной эксплуатации электро-генерирующего аппарата.
Пиролиз продукта Product pyrolysis Частота вращения, мин-1 Rotation frequency, min-1 Тип воспламенения Ignition type Мощность на валу, кВт Power on the shaft, kW Абсолютный электрический КПД, % Electric efficiency, %
Каштановая щепа Brown wood chips 1500 CI 80 16 [22, 23]
Дерево/Wood 3000 CI 85 27 [24]
Тополиная щепа Popopolian chips 3000 CI 19,45 29,4 [25]
н/д/n/d 3000 SI 2,57 21,87 [26]
н/д/n/d 1800 SI 83,32 34,52 [27]
Сосна/Pine 1800 SI 11,76 ±3 % 23,0 ±3,1 [28]
Красный дуб Red oak 1800 SI 13,10 ±3 % 20,6 ±3,1 [28]
Навоз/Manure 1800 SI 10,14 ±3 % 21,3 ±3,1 [29]
Картон Cardboard 1800 SI 9,60 ±3 % 15,8 ±3,1 [29]
Дерево/Wood 1500 CI 12-16 21-24 [30]
Щепа/Chips 1500 CI 15-20 25 [31]
Акация/Acacia 3000 SI 13,8 19,34 [28, 29]
MSW 3000 SI 11,6 16,88 [28, 29]
MSW 3000 SI 15,0 20,09 [28, 29]
Эвкалипт Eucalyptus 3000 SI 15,0 19,28 [28, 29]
Эвкалипт Eucalyptus 3000 н/д n/d 10 12,82 [32]
Оливковое дерево Olive tree 3000 н/д/n/d 70 20,2-21,3 [33]
Пелетты/Pellets 3000 н/д/n/d 48 10,2 [34]
Сельхоз. отходы Agricultural waste 3000 н/д/n/d 1000 18,1 [20]
Методология расчета четырехтактного двигателя, работающего по циклу Дизеля с турбонаддувом на пирогазе
Алгоритм расчета
Ниже представлена методика теплового расчета для четырехтактного ДВС с V-образным расположением цилиндров с непосредственным впрыском топлива и воспламенением топливно-воздушной смеси от сжатия в цилиндре.
Определение параметров сжигания для воздуха
• Теор. кол-во воздуха для полного сгорания пирогаза при н.у.
VO=4,76(O,5cCO+O,5cH2+2cCH4), м3/кг
• Теор. объем N2 при сгорании 1 м3 газа
VON2=O,792VO, м3/кг
• Теор. объем CO2 при сгорании 1 м3 газа
VO.CO2=cCH4+cCO+cCO2j м /кг
• Теор. объем H2O при сгорании 1 м3 газа
VO.HO2=2cCH4+O,O161 VO, м3/кг
Расчет параметров газа
• Плотность составляющих пирогаза для н.у.
dcH4Hy=density(CH4; p^y, 4.у+Т0, кг/м'
dH2Hy density(H2;pH.y,ÍH.y+To), кг/м3 dco2H'y=density(CO2;pH.y,ÍH.y+To), кг/м3
¿оон'у=йеп811у(СО;^н.у,/н.у+Го), кг/м
• Плотность газа при н.у
^Г у=^СИ4 у^СЫ4+^И2 у^И2+^СО2 УсС02+^С0 УсCO, кг/м
• газа при н.у.*
е1ну=е1СН4ССН4+е1Н2Си2+е1С02СС02+е1С0СС0, МДж/кг газа при нормальных условиях [36]: у[сз4=35,88 МДж/кг, ун2=10,79МДж/кг, д,сО2=0МДж/кг, д,сО=12,64 МДж/кг. При известном составе газа определяется массовое содержание отдельный: компонентов: для углерода сс=0,471 кг/кг, для водорода сн=0,035 кг/кг, для кислорода со=0,578 кг/кг.
• Плотности составляющих пирогаза при заданной температуре
¿СН4^еп8ку(СН4; р0,/т+Г0), кг/м3
¿Н2^еп8^(Н2; р0;/т+Т0), кг/м3
¿С02^еп8ку(С02;р0;/т+Т0), кг/м3
¿С0т=ёеп811у(С0;ро;/т+То), кг/м3
• Плотность пирогаза при заданных условиях
dгT=dcH4TCcH4+dн2CCн2+dc02CCc02+dc0TCc0, кг/м3
• у 1 сжигаемого топлива
б1т=[33,91сС+103,1сН-10,89с0]^гТ/^гну, МДж/кг
• Теор. мольная масса воздуха, необходимая для сжигания 1 кг топлива
10=0,208-1(сС/МС+сН/МН+с0/М0), кМоль/кг
• Теор. масса воздуха, необходимая для сжигания
Кол-во свежего заряда, поступающего в ДВС, отнесенное к 1 кг топлива
M1=аL0, кМоль св. зар./кг
Кол-во отдельных компонентов продуктов сгорания [1]
МС02=сС/МС02, кМоль/кг
МН20=сН/МН, кМоль/кг
М02=0,20 8(а-1)!0, кМоль/кг
Мш=0,792аL0, кМоль/кг
0бщее кол-во продуктов сгорания, образующихся в ДВС
М2=МС02+МН20+М02+МШ, кМоль/кг
Температура заряда после нагнетания в турбокомпрессоре
/к=(/0+Г0)^к/р0)("к-1)/"к-Г0, °С Процесс впуска
Плотность заряда на впуске
Рк=рк106/[Д/к+Г0)], кг/м3 Потери давления заряда на впуске
Дра=(£вп+в2)®2вп10-6/2, МПа Давление в конце впуска
ра=рк-Дра, МПа Давление остаточных газов
рг=1,05ра, МПа Принимаемая температура остаточных газов /г, °С
Коэффициент остаточных газов
Тг=[(/т+Г0)+Д/]Рг/[(1г+Г0)(е^а-Рг)] Температура в конце впуска
/а=(/к+Д/+Уг/г)/( 1 +Уг)-273,15, °С Коэффициент наполнения [1, 2]
nv
Pa Pr\ 1
Pü Pjs-1
tö+Tö
tü+To+Дt
1 кг топлива
/o=0,23-1(8cC/3+8cH-co), кг/кг
Процесс сжатия
Давление в конце процесса сжатия
pc=paenl, МПа Температура в конце сжатия
tc=(ta+273,15)enl4-T0, °С
Средняя мольная теплоемкость воздуха в конце процесса сжатия
Cucv)t0tc=20,6+2,638- 10-3tc, кДж/кМоль^С
Средняя мольная теплоемкость остаточных газов в конце процесса сжатия
(ucv'')t0tc=cv(cr; tc+T0; uc; Molar SI), кДж/кМоль^С
Средняя мольная теплоемкость рабочей смеси в конце процесса сжатия
(^Cv//)t0tc=[(«Cv)t0tc+(«Cv//)t0tc]/(1+7r), кДж/кМолы0С
t
t
a
+
0
t
Процесс сгорания
• Коэфф. молекулярного изменения свежей смеси
^0=M2/M!
• Коэфф. молекулярного изменения рабочей смеси
^с.с-=(^0+7г)/(1+Уг)
• Теплота сгорания рабочей смеси в ДВС
epa6=aT[Mi(1+7r)L кДж/кМоль
• Максимальное давление сгорания для ДВС
р2=р<Д, МПа
• Мольная изобарная теплоемкость продуктов сгорания в процессе горения [1, 5]
(иср//)10'г=ср(сг; tZ; pz; Molar SI), кДж/кМоль-°С
• Температура в процессе горения tZ определяется при решении уравнения
адаб+[С"сЛоЧ8,315A]íc+2270(A-^)=^c,(^Cp//)totzíz
• Степень предварительного расширения в ДВС
Pz=^(tz+To)/[Á(tc+To)]
Процесс расширения
• Уточненная степень последующего расширения
S=e/pz
• Давление рабочей смеси в конце процесса расширения
Рь=рЖ, МПа
• Температура рабочей смеси в конце процесса расширения
tb=(tz+To)/¿n24-To, °С
• Температура остаточных газов
tr=[(tb+To)/(pb/pr)1/3]-To, °С
• Проверка температуры остаточных газов
A=|tr-t^ioo %/tr <4 %
Индикаторные параметры рабочего цикла
• Теоретическое среднее индикаторное давление
Рм = (рк) (а + bv/cp),
МПа
PÍ
/ _ Pc
£ - 1
Щ - 1 I £ni-V.
,МПа
• Среднее индикаторное давление ДВС
РгФир'ь МПа
• Индикаторный КПД ДВС
ПгММбрабРкЫ
• Индикаторный удельный расход топлива
й=3600/[брабП1], г/кВгч
Эффективные показатели двигателя
• Предварительная средняя скорость движения
поршня в цилиндре [5]
у'ср=5,5-18, м/c
• Среднее давление механических потерь для дизельного ДВС с турбонаддувом [1]
• Среднее эффективное давление в цилиндре
pe=pl-pм, МПа
• Механический КПД
Пм=Ре/Рм
• Эффективный КПД
Пе=ПмП1
• Эффективный удельный расход топлива
ge=3600/[eрaбne], г/кВгч
Основные характеристики цилиндра и двигателя
• Эффективная мощность ДВС
^*е=ОеПебраб/3,6, кВт
• Рабочий объем ДВС
РДВС=30^е/(реи), л
• Рабочий объем цилиндра ДВС
Р1=РДВС//, л
• Диаметр цилиндра определяется с учетом равенства хода поршня к диаметру 8/0-1 [1, 2]
£=100[4К1/(пЩ)]1/3, мм
• По значению хода и диаметра поршня определяются рабочий объем ДВС, рабочая площадь цилиндра и средняя скорость движения поршня
Гдвс=п02^//(4^106), л
,Рп=пй2/(4^106), м2
иср=5п/(3^104), м/с
• Погрешность определения средней скорости
Аиср=|и/ср-иср|^100%/иСр<5 %
• Уточненная эффективная мощность ДВС
Ме=реУдвСп/30х, кВт
• Эффективный крутящий момент ДВС
Ме=3-104-^е/(пя), Пм
• Уточненный расход топлива ДВС
0>10-3^е&, кг/ч
• Приведенная мощность к рабочему объему ДВС
^л=^е/РдвС, кВгч/дм3
Тепловой баланс двигателя
• Общее количество тепла в ДВС с топливом
б0=браб^*е/3,6, кДж/с
• Теплота, равная эффективной работе ДВС
кДж/с
• Теплота, передаваемая охлаждающей системе
боХл=с01+2тпт(1/а), кДж/с
• Унесенное тепло с уходящими газами [1, 5]
б=(а73б00)[М2(^р//)^М1К//)Л], кДж/с
• Неучтенные потери тепла
ДедаС=е0-[&+еоП+Ш, кДж/с
Численные исследования работы дизельных двигателей на пиролизном газе и обсуждение
Численные исследования проводились по вышеописанной методике. Элементный состав дизельного топлива принят по [1]: С=0,87, Н=0,126, С=0,004, О"=42,44 МДж/кг при н.у. Элементный состав пиро-газа, приведенный к массе: СН4=20,3 %, Н2=4,4 %, С02=30,4 %, СО=32,3 %, й—5,03 МДж/кг, при температуре выхода из пиролизной установки /Т=350 °С [35]. Давление газа на выходе из пиролизной установки ^о=0,1013 МПа. Удельный объем газов на выходе из пиролизной установки и0=0,775 м3/кг. Температура воздуха на входе в ДВС 20 °С. Давление рабочей смеси после нагнетателя ^=0,15 МПа.
Для теплового расчета был принят двигатель, работающий по принципу термодинамического цикла Дизеля. Рабочий процесс ДВС осуществляется в стационарном режиме. Номинальный расход и температура пиро-газа на выходе из реактора составляют Се=350 кг/ч, ^=350 °С [35]. Частота вращения коленчатого вала подбирается из диапазона «=1000-4000 мин-1 и определяет максимальную механическую мощность ДВС. Сниже-
ние частоты вращения коленчатого вала ниже заданного интервала приводит к уменьшению температурного режима, что влечет интенсивный процесс коксования камер сгорания и преждевременный выход из строя агрегата. Увеличение частоты вращения выше приведенного диапазона негативно сказывается на надежности оборудования, сокращает срок его службы из-за возрастающих окружных усилий на ШПГ.
ДВС выбран с У-образным расположением цилиндров друг относительно друга, так как эта компоновка обладает компактной, надежной и эффективной конструкцией [37]. Из серии У-образных выпускаемых ДВС наиболее распространены двигатели с 6, 8, 10 и 12 цилиндрами. Таким образом, для численных исследований был выбран ряд из четырех конструктивных вариаций У-образных ДВС, работающих при и=1000, 2000, 3000, 4000 мин-1.
На рис. 1, 2 приведены зависимости удельной мощности и удельного крутящего момента ДВС от количества цилиндров, частоты вращения коленчатого вала, сжигаемого топлива и наличия либо отсутствия турбонаддува.
N*, л.с./л 40 36,85 37,57 38,08 38,44 -•
35 30 26,94 27,33 27,62 27,83 ф
25 19,88 20,09 20,26 20,38
15 10,39 10,46 10,51 10,55
5 6
8 10 12 i, шт
О n об/мин 4000 • n об/мин 2000 —•—n об/мин 2800 • n об/мин 1000
N*, л.с./л а/й
30 25 20 L 23,73 25,18 26,19 ---- 26,89 --
18,82 19,57 20,06 -•- 20,39 -•
20 < --- 14,54 14,92 15,20 15,40 -•
15 < 10 ( 1 8,02 t- 8,13 -•- 8,21 -• 8,27 -•
10
-n об/мин 4000 -n об/мин 2000
12
i, шт
n об/мин 2800 -n об/мин 1000
N*, л.с./л 40 37,30
35 30
38,02
38,60
38,96
25 20 15 10 5
27,32 27,74 28,03 28,24
(> 20,15 20,39 20,55 20,68
10,55 10,62 10,67 10,72
_h.
10
n об/мин 4000 n об/мин 2000
12 i, шт n об/мин 2800 n об/мин 1000
б/b
N*, л.с./л 45
40 35 30 25 20 15 10 5
39,81
40,87 —•—
41,66 —•—
42,21 —•
29,59
30,18 —•—
30,60 —•—
30,90 —•
22,02
22,34 —•—
22,58 —•—
22,74 —•
11,65
11,74 —•—
11,81 —•—
11,86 —•
10
12
, шт
n об/мин 4000 n об/мин 2000
n об/мин 2800 n об/мин 1000
г/d
Рис. 1. Зависимость удельной мощности двигателя от частоты вращения коленчатого вала и количества цилиндров: а) ДВС, сжигающий пирогаз; б) ДВС с турбонаддувом, сжигающий пирогаз; в) дизельный ДВС; г) дизельный ДВС с турбонаддувом. *удельная мощность двигателя от рабочего объема (л) Fig. 1. Dependence of ICE specific power on crankshaft rotation frequency and the number of cylinders: a) pyrolysis ICE; b) pyrolysis ICE with turbocharged; c) diesel ICE; d) diesel ICE with turbocharged. *engine specific power per working volume (l)
6
8
5
6
8
6
8
в/c
M, Н-м/л 76
74 72 70 68 66 64
M, Н-м./л 76
74,63
75,01
75,30 72,66
-n об/мин 4000 -n об/мин 2000
10 12
i, шт
n об/мин 3000 ■•—n об/мин 1000
-n об/мин 4000 -n об/мин 2000
10 12 n об/мин зШт n об/мин 1000
б/b
60 м, Н-м/л
58 56 54 52 50 48 46 44 42 40
56,35
51,09
47,24
41,69
57,10 —--- 57,67 ,---- 53,39 58,14 -- 54,10
52,40 49,12 --50,34 46,02 -51,18 47,24
44,23
86 M, Н-м/л 84 82 80 78 76 74 72 70 68
n об/мин 4000 n об/мин 2000
10 12
i, шт
n об/мин 3000 n об/мин 1000
n об/мин 4000 n об/мин 2000
10 12
i, шт 9 n об/мин 3000 9 n об/мин 1000
в/С
г/d
Рис. 2. Зависимость крутящего момента ДВС, приведенного к его рабочему объему, от частоты вращения коленчатого вала и количества цилиндров: а) ДВС, сжигающий пирогаз; б) ДВС с турбонаддувом, сжигающий пирогаз; в) дизельный ДВС; г) дизельный ДВС с турбонаддувом Fig. 2. Dependence of the ICE specific torque per working volume on crankshaft rotation frequency and the number of cylinders: a) pyrolysis ICE; b) pyrolysis ICE with turbocharged; c) diesel ICE; d) diesel ICE with turbocharged
Из рис. 1 видно, что для ДВС без наддува, сжигающего пирогаз, удельная мощность, приведенная к его рабочему объему, выше, чем у ДВС, работающего на проектном топливе. Данный эффект объясняется большим эффективным давлением ре у ДВС без наддува, сжигающего пирогаз, по отношению к дизельному. Большее значение ре определяется большей у пиролизного ДВС за счет высокой температуры в зоне горения, так как температура подаваемого пиро-газа в камеру сгорания выше, чем температура дизельного топлива. Для дизельного двигателя с турбо-наддувом за счет лучшего коэффициента наполнения Пу и большей степени расширения отношение мощности к рабочему объему больше, чем у ДВС с турбонаддувом, сжигающего пирогаз.
Такая же картина наблюдается на рис. 2, так как крутящий момент прямо пропорционален эффективной мощности и обратно пропорционален частоте вращения.
На рис. 3 приведены зависимости удельного расхода топлива, приведенного к вырабатываемой электрической энергии (кВт'ч), от количества цилиндров I и частоты вращения ДВС п.
На рис. 3 для ДВС, сжигающего дизельное топливо, ge меньше, чем для двигателя, сжигающего пирогаз, в 7,1-8,2 раза. Это различие объясняется тем, что
ge в большей степени определяется Qi , которая для дизельного топлива больше в ~8 раз. Незначительные отклонения ge в большую или меньшую сторону говорят об относительной эффективности работы при тех или иных условиях, которые описаны ранее и приведены ниже. Наименьшим ge обладают ДВС С1 с турбонаддувом при п=3000 мин-1. Эта частота вращения соответствует параметрам отпускаемого переменного тока в сеть, для ДВС, сжигающего пирогаз ge=1,765 кг/кВт, для дизельного ДВС ge=0,219 кг/кВт.
Из рис. 1-3 видно, при уменьшении количества цилиндров при неизменном УдВС снижается вырабатываемая мощность и крутящий момент, повышается удельный расход сжигаемого топлива, т. е. снижается эффективность работы ДВС при неизменных условиях подачи топлива. Данный эффект объясняется изменением скорости движения поршня внутри цилиндра. При уменьшении количества цилиндров площадь поршня и поперечного сечения цилиндра увеличиваются, возрастает рычаг ШПГ, таким образом увеличивается скорость движения и площадь соприкосновения поршня с цилиндром, что в свою очередь приводит к увеличению потерь на трение, снижается общая эффективность работы двигателя, уменьшается вырабатываемая мощность.
6
8
6
8
а/п
6
8
6
8
ge, г/кВт^ч
ge, г/кВгч 1909
-n об/мин 4000 -n об/мин 2000
10 11 12
i, шт n об/мин 3000 n об/мин 1000
n об/мин 4000 n об/мин 2000
10 12 i, шт n об/мин 3000 n об/мин 1000
а/а
б/b
330 ge, г/кВ;Тч 327
245 л ge, г/кВт^ч 243
288
266
260 255 252 215
242 - 1 239 --•■-- 236 234 210 205
-► 200
10
n об/мин 4000 n об/мин 2000
11 12
i, шт n об/мин 3000 n об/мин 1000
10
n об/мин 4000 n об/мин 2000
229
219 212
203 ►
12
i, шт n об/мин 3000 n об/мин 1000
г/d
Рис. 3. Зависимость удельного расхода топлива от частоты вращения коленчатого вала и количества цилиндров: а) ДВС, сжигающий пирогаз; б) ДВС с турбонаддувом, сжигающий пирогаз; в) дизельный ДВС; г) дизельный ДВС с турбонаддувом
Fig. 3. Dependence of the of the specific fuel consumption on crankshaft rotation frequency and the number of cylinders: a) pyrolysis ICE; b) pyrolysis ICE with turbocharged; c) diesel ICE; d) diesel ICE with turbocharged
При неизменной частоте вращения увеличение количества цилиндров снижает скорость движения поршня, что приводит к уменьшению потерь на трение о стенки цилиндра, и таким образом повышается эффективность работы ДВС.
На рис. 1-3 при увеличении частоты вращения коленчатого вала значение максимальной мощности двигателя также возрастает, однако длительная эксплуатация при 4000 мин-1 нежелательна, так как приводит к снижению ресурса и увеличению количества выхода из строя в межсервисный интервал [38]. Результаты накопленного опыта эксплуатации поршневых силовых агрегатов в мире в различных отраслях [39] позволяют сделать вывод о возможности использовании в течение всего срока службы ДВС С1 в диапазоне 15003000 мин-1. В данном диапазоне, исходя из рис. 1-3, максимальной N и тепловой эффективности будет соответствовать п=3000 мин-1. При этой частоте враще-
ния ротора возможна выработка электрической энергии в электрогенераторе и ее отпуск в сеть к потребителям. При этих параметрах работы ДВС, сжигающего пирогаз, максимальная удельная мощность будет составлять 30,9 л.с./л. Удельная мощность косвенно показывает, сколько необходимо капитальных затрат для выработки определенного количества электрической энергии в единицу времени. Поэтому полученная конфигурация характеристик и параметров ДВС может отвечать требованиям надежности, долговечности и умеренным капитальным затратам.
Из вышеприведенного анализа была выбрана компоновка четырехтактного двигателя У12, работающего при частоте вращения 3000 мин-1. В табл. 2 приведены характеристики, полученные в результате численных исследований для ДВС С1, сжигающего пирогаз и проектное топливо. Так как Q1R дизельного топлива значительно превышает значение для пирогаза, в
6
8
6
7
8
9
6
8
6
7
8
9
в/c
исследованиях было установлено ограничение по эффективной мощности дизельного ДВС по аналогичной мощности для ДВС, сжигающий пирогаз.
Таблица 2. Основные характеристики для четырехтактного ДВС CIпри i=12, n=3000мин-1 Table 2. Main characteristics for the four-stroke ICE CI at i=12, n=3000 min-1
С С О О
Сжигаемый вид топлива Burned type of fuel Система впуска Engine intake system Расход топлива, г/с Fuel consumption, g/s Рабочий объем, см3 Working volume, cm3 Диаметр и ход поршня, мм Diameter and piston stroke, mm Эффективная мощность*, ^т Effective power*, kW Крутящий момент*, Нм Torque*, №m Температура остаточных газов**, Temperature of the exhaust gases**,
Пирогаз Pyrolysis gas Атмосферная Atmospheric 9б,7 8597 97 176,0 600,5 606,0
Турбонаддув Turbocharged 95,9 942G 1GG 195,7 667,6 569,2
Дизель Атмосферная Atmospheric 12,8 11733 1G7 176,0 590,7 493,8
Diesel Турбонаддув Turbocharged 11,1 8157 95 195,7 661,1 514,7
*уточненные значения крутящего момента и эффективной мощности ДВС, снимаемые с коленчатого вала; **температура газов, фиксируемая непосредственно на выхлопе из двигателя.
*specified values of torque and effective power of the ICE from the crankshaft; **temperature of the gases on the exhaustfrom the ICE.
Для ДВС, сжигающего пирогаз, Ge был принят номинальным, соответствующим расходу на выходе из пиролизной установки, ~350 кг/ч. Для дизельного ДВС с турбонаддувом при Nmax соответствует Ge~103 кг/ч, для ДВС без наддува - Ge~132 кг/ч.
Рабочий объем ДВС напрямую зависит от т совершаемого цикла, Ne и его функция находятся в обратной зависимости от n и от pe. Так как для всех ДВС, представленных в табл. 2, т=4, n=3000 мин-1, ГдВС определяется Ne и pe. Для двигателей, сжигающих пирогаз, турбонаддув не оказывает существенного влияния на pe, соответственно его значение находится в районе ~0,88 МПа. Поэтому РдВС для ДВС, сжигающего пирогаз, находится в прямой зависимости от Ne. Для дизельного ДВС турбонаддув увеличивает р, что влечет повышение индикаторного давления, а также pe. Для дизельного ДВС с турбонаддувом pe=1,028 МПа, для дизельного ДВС без турбонаддува pe=0,64 МПа. Рабочий объем для дизельных ДВС в данном случае определяется pe и Ne.
Диаметр и ход поршня напрямую зависят от рабочего объема ДВС и количества цилиндров (в данном случае i=12). Чем больше i при неизменном рабочем объеме ДВС, тем меньше размеры ШПГ. Для современных объемных двигателей диаметр и ход поршня принимаются равными.
Снимаемая с коленчатого вала N определяется расходом топлива, Qi и пе. В данном случае для ДВС, сжигающих пирогаз, расход и QiR определены режимом и условиями работы пиролизной установки [35]. Для дизельных ДВС известны QiR и Ме, поэтому расход топлива устанавливается этими факторами, с последующим уточнением. N в значительной степени определяется пе, который, в свою очередь, зависит от индикаторного КПД Пе~А(пО~Ярс,а). В следующую очередь N находится в зависимости от а и от давления в конце процесса сжатия рс. Поэтому для ДВС с турбонаддувом значения а и рс выше, чем для безнаддувного ДВС, соответственно, N больше. У дизельного ДВС с турбонаддувом расход топлива ниже на 28,3 % и N меньше на 0,8 %, чем у безнаддувного дизельного ДВС. Соответственно, ДВС с турбонадду-вом более экономичнее, чем безнаддувный.
Температура остаточных газов ¿г зависит от ¿2 и 8. Для ДВС, сжигающих пирогаз, /2=1948 °С для наддувного и ¿2=2177 °С для безнаддувного ДВС соответственно. Для дизельных двигателей соответственно, составляет 1966 и 1995 °С. Для ДВС, сжигающего пирогаз, 8=21, 25 для наддувного и безнаддувного типа, соответственно. Для дизельных двигателей 8=13, 15, соответственно. Поэтому 4 в первую очередь зависит от 8, во вторую - от температурного режима видимого процесса горения.
Коэффициент наполнения цч оказывает значительное влияние на тепловую эффективность ДВС и скорость сгорания топлива в камере сгорания. Этот коэффициент показывает отношение количества заряда, сжимаемого в цилиндре, к количеству заряда, который мог бы поместиться во всем объеме цилиндра при нормальных условиях. Наименьшее значение в данном исследовании отмечено у безнаддувного ДВС, сжигающего пирогаз. Для ДВС без наддува, сжигающего пирогаз, пу=0,79, и для ДВС с турбонаддувом Пу=0,83. Для дизельного ДВС без наддува пу=0,85, и с турбонаддувом Пу=0,91 [40].
В ходе исследований для ДВС, сжигающих пиро-газ, было выявлено наибольшее значение температуры в конце впуска 4=307 °С. Эта температура определяет плотность заряда, при этом чем ниже 4, тем большее количество заряда может поместиться в объеме камеры сгорания цилиндра. Однако для ДВС с турбонаддувом компрессор, нагнетающий воздух в цилиндр, повышает давление топливно-воздушной смеси, соответственно, ра выше, чем у двигателя без турбонаддува. В двигателях, сжигающих проектное дизельное топливо, температура подачи равна температуре окружающей среды (20 °С), поэтому 4 равна 61 и 120 °С для атмосферного ДВС и наддувного ДВС, соответственно. Повышение температуры заряда на впуске для ДВС с турбонаддувом можно объяснить характером политропного процесса сжатия воздуха в компрессоре. В двигателе, сжигающем пирогаз, эта закономерность не прослеживается в двух случаях по причине подогрева в цилиндре заряда пирогазом, который поступает на впуск с температурой ¿Т=350 °С. Таким образом, наибольшим коэффициентом наполнения обладают двигатели с турбонаддувом, а также
оборудованные промежуточным охладителем для снижения температуры в конце впуска.
Анализ данных, приведенных на рис. 1-3 и в табл. 2, и ряд современных дизельных ДВС с турбо-наддувом отечественного производства, выявил, что наиболее подходящим является дизельный ДВС У12 с турбонаддувом отечественного производства ЯМЗ 845.10 РдВС=25,86 л, #е=537 (730 л.с.), максимальный крутящий момент 2788 Н^м, который возможен при п=1500-3000 мин-1, ,0=5=140 мм [41].
Предложения по улучшению работы установки
На основе литературного анализа для стабильной и надежной работы опытной установки для генерации электроэнергии путем сжигания пирогаза предлагаются: система очистки пиролизного газа от смолы, система улавливания К0Х в выхлопных газах для стабильной и надежной работы ДВС.
Более высокую температуру выхлопных газов при сжигании в ДВС пирогаза древесины относительно сжигания дизельного топлива можно использовать в качестве источника тепла для ОЦР [42]. В теплообменнике выхлопные газы омывают поверхности нагрева, передавая свое тепло через стенку низкоки-пящему веществу - фреону. Фреон, проходя внутри трубок, нагревается, затем испаряется. На выходе из теплообменника в состоянии насыщенного пара уходит в детандер, где расширяется, приводя во вращение вал, который через систему передач связан с ротором электрогенератора. Конденсация фреона осуществляется в конденсаторе с воздушным охлаждением [43]. Детандер и конденсатор воздушного охлаждения обладают компактными размерами и широким диапазоном мощностей, данная компоновка наиболее выгодна и позволит по предварительным данным генерировать дополнительно ~30 % электрической энергии, снижая при этом температуру выхлопных газов.
Выводы
1. Выполнен литературный обзор применения двигателей внутреннего сгорания для генерации механической энергии при сжигании в них пиролиз-ного газа. При рассмотрении результатов исследований установок, была выявлена их стабильная работа и высокая эффективность при сжигании пирогаза с более низкой теплотой сгорания, чем у проектного топлива.
2. Проведены численные исследования по методике, основанной на тепловом расчете и тепловых балансах для четырехтактного дизельного двигателя внутреннего сгорания с У-образным расположением цилиндров друг относительно друга с тур-
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мелисаров В.М., Каменская М.А., Беспалько П.П. Тепловой расчёт и тепловой баланс дизельного двигателя без наддува и с турбонаддувом. Расчёт основных деталей двигателя. - Тамбов: Изд-во ФГБОУ ВПО «ТГТУ», 2011. - 100 с.
2. Шароглазов Б.А., Фарафонтов М.Ф., Клементьев В.В. Двигатели внутреннего сгорания: теория, моделирование и расчёт процессов. - Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2005. - 213 с.
бонагнетателем и без него. Определено, что для выработки электрической энергии, подаваемой в сеть, подходит ДВС при п=3000 мин-1. При этой частоте вращения для дизельного двигателя наблюдается наибольший крутящий момент и эффективная мощность.
3. Установлено, что в четырехтактном дизельном ДВС при сжигании пиролизного газа, получаемого из древесных отходов, для генерации одинакового количества электрической энергии необходим массовый расход в 7,5-8,6 раз больше, чем для проектного дизельного топлива.
4. Выявлено, что дизельный ДВС с турбонагнетателем более экономичен и эффективен, чем силовой агрегат без нагнетателя. При 3000 мин-1 и /=12 для ДВС с турбонагнетателем экономия расхода пирогаза составляет 11,9 %, эффективная мощность и крутящий момент на 10,0 % выше, чем у ДВС без нагнетателя.
5. Отмечено, что увеличение количества цилиндров для У-образного ДВС дизельного типа приводит к снижению потерь на трение поршня о стенки цилиндра, поэтому при неизменном расходе и рабочем объеме возрастает электрическая мощность и крутящий момент. Для ДВС с турбонагнетателем, сжигающего пирогаз, п=3000 мин-1 при /=12, эффективная мощность и крутящий момент на 4,3 % выше, расход топлива на 6,1 % ниже, чем при /=6.
6. В результате численного анализа определена эффективность применения существующих дизельных двигателей с турбонагнетателем и У-образной компоновкой для сжигания пирогаза древесных отходов для привода электрогенератора: рабочий объем ДВС позволяет сжигать пиро-газ в камерах сгорания цилиндров, наибольшая эффективность и мощность достигается при частоте вращения 1500-3000 мин-1 и делает возможным отпуск электрической энергии в сеть.
7. Выявлено, что сжигание пирогаза древесных отходов приводит к повышению температуры выхлопных газов из двигателя внутреннего сгорания на 50-100 °С в зависимости от конструкции подачи свежего заряда. Высокая температура выхлопных газов ДВС позволяет их использовать в качестве источника тепловой энергии для ОЦР с целью выработки дополнительной электрической энергии и повышения тепловой эффективности пиролизной установки.
Работа выполнена при финансовой поддержке Министерства науки и высшего образования Российской Федерации (проект 075-03-2021-138/3 (Е1Е5-2021-0008)).
3. Вырубов Д.Н., Ивин В.И. Двигатели внутреннего сгорания. Теория поршневых и комбинированных двигателей. - М.: Машиностроение, 1983. - 376 с.
4. Юша В.Л., Бусаров С.С. Определение показателей политропы схематизированных рабочих процессов воздушных поршневых тихоходных длинноходовых компрессорных ступеней // Омский научный вестник. Серия Авиационно-ракетное и энергетическое машиностроение. - 2020. - Т. 4. - № 1. - С. 15-22.
5. Гаврилов А.А., Игнатов М.С., Эфрос В.В. Расчет циклов поршневых двигателей. - Владимир: Владимирский государственный университет, 2003. - 124 с.
6. Индикаторная диаграмма работы дизельного двигателя. URL: https://avtika.ru/indikatornaya-diagramma-raboty-dizelnogo-dvigatelya/ (дата обращения 16.11.2022).
7. Kleinert M., Barth T. Motor fuels from biomass pyrolysis // Chem. Eng. Technol. - 2008. - V. 31. - № 5. - P. 773-781.
8. Hossain A.K., Davies P.A. Pyrolysis liquids and gases as alternative fuels in internal combustion engines - a review // Renewable and Sustainable Energy Reviews. Pergamon. - 2013. -V. 21. - P. 165-189.
9. Rinaldini C.A. Performance, emission and combustion characteristics of a IDI engine running on waste plastic oil // Fuel. Elsevier Ltd. - 2016. - V. 183. - P. 292-303.
10. Allesina G. Biodiesel and electrical power production through vegetable oil extraction and byproducts gasification: Modeling of the system // Bioresour. Technol. Elsevier Ltd. - 2014. - V. 170. - P. 278-285.
11. Hossain A.K., Davies P.A. Plant oils as fuels for compression ignition engines: a technical review and life-cycle analysis // Renewable Energy. Pergamon. - 2010. - V. 35. - № 1. - P. 1-13.
12. Solantausta Y., Nylund N.O., Gust S. Use of pyrolysis oil in a test diesel engine to study the feasibility of a diesel power plant concept // Biomass and Bioenergy. - 1994. - V. 7. - № 1-6. - P. 297-306.
13. Rao V.P., Rao B.V.A. Influence of physical and chemical properties of two biodiesel fuels on performance, combustion and exhaust emission characteristics in a DI-CI engine // Proceedings of the Spring Technical Conference of the ASME Internal Combustion Engine Division. - Chicago, Illinois, USA, 2008. - P. 115-128.
14. Zhang Q. Review of biomass pyrolysis oil properties and upgrading research // Energy Convers. Manag. - 2007. - V. 48. -№ 1. - P. 87-92.
15. Goyal H.B., Seal D., Saxena R.C. Bio-fuels from thermochemical conversion of renewable resources: a review // Renewable and Sustainable Energy Reviews. - 2008. - V. 12. - № 2. - P. 504-517.
16. Mohammed H.I., Garba K., Abubakar L.G. Recent advances on strategies for upgrading biomass pyrolysis vapour to value-added bio-oils for bioenergy and chemicals // Sustainable Energy Technologies and Assessments. - 2022. - V. 55. - № 102984.
17. Lu Q., Li W.Z., Zhu X.F. Overview of fuel properties of biomass fast pyrolysis oils // Energy Convers. Manag. - 2009. - V. 50. -№ 5. - P. 1376-1383.
18. Basu P. Biomass Gasification and Pyrolysis // Biomass Gasification and Pyrolysis. - Burlington: Elsevier Inc., 2010. - 365 p.
19. Hsu D.D. Life cycle assessment of gasoline and diesel produced via fast pyrolysis and hydroprocessing // Biomass and Bioenergy. - 2012. - V. 45. - P. 41-47.
20. Rentizelas A. Comparative techno-economic analysis of ORC and gasification for bioenergy applications // Energy Convers. Manag. Pergamon. - 2009. - V. 50. - № 3. - P. 674-681.
21. Shudo T., Nagano T., Robavashi M. Combustion characteristics of waste-pyrolysis gases in an internal combustion engine // Int. J. Automot. Technol. - 2003. - V. 4. - № 1. - P. 1-8.
22. D'Alessandro B. The IPRP (Integrated Pyrolysis Regenerated Plant) technology: from concept to demonstration // Appl. Energy. Elsevier Ltd. - 2013. - V. 101. - P. 423-431.
23. Rajkumar P., Somasundaram M. Pyrolysis of residual tyres: exergy and kinetics of pyrogas // South African Journal of Chemical Engineering. - 2022. - V. 42. - P. 53-60.
24. Rinaldini C.A. Experimental investigation on a Common Rail Diesel engine partially fuelled by syngas // Energy Convers. Manag. Elsevier Ltd. - 2017. - V. 138. - P. 526-537.
25. Rinaldini C.A. Modeling and optimization of industrial internal combustion engines running on Diesel/syngas blends // Energy Convers. Manag. Elsevier Ltd. - 2019. - V. 182. - P. 89-94.
26. Ganesan N. Experimental based comparative exergy analysis of a spark-ignition Honda GX270 Genset engine fueled with LPG and
syngas // Energy Sci. Eng. John Wiley and Sons Ltd. - 2022. -V. 10. -№ 7. - P. 2191-2204.
27. Ji C. Improving the performance of a spark-ignited gasoline engine with the addition of syngas produced by onboard ethanol steaming reforming // Int. J. Hydrogen Energy. - 2012. - V. 37. - № 9. - P. 7860-7868.
28. Copa J.R. Techno-economic assessment of the use of syngas generated from biomass to feed an internal combustion engine // Energies. MDPI AG. - 2020. - V. 13. - № 12. - P. 1-31.
29. Lee U., Balu E., Chung J.N. An experimental evaluation of an integrated biomass gasification and power generation system for distributed power applications // Appl. Energy. Elsevier Ltd. -2013. - V. 101. - P. 699-708.
30. Martinez J.D. Syngas production in downdraft biomass gasifiers and its application using internal combustion engines // Renewable Energy. Pergamon. - 2012. - V. 38. - № 1. - P. 1-9.
31. Henriksen U. The design, construction and operation of a 75 kW two-stage gasifier // Energy. Elsevier Ltd. - 2006. - V. 31. -№ 10-11. - P. 1542-1553.
32. Soares L.O., Guimaraes V.D.A. Comparison of electric vehicle types considering the emissions and energy-ecological efficiency // Clean Technologies and Environmental Policy. - 2022. - V. 24. -№ 9. - P. 2851-2863.
33. Vera D. Experimental and economic study of a gasification plant fuelled with olive industry wastes // Energy Sustain. Dev. Elsevier
B.V. - 2014. - V. 23. - P. 247-257.
34. Elsner W. Experimental and economic study of small-scale CHP installation equipped with downdraft gasifier and internal combustion engine // Appl. Energy. Elsevier Ltd. - 2017. -V. 202. - P. 213-227.
35. Оценка эффективности использования парогазовых продуктов пиролиза древесных отходов в качестве рабочего тела в газотурбинных установках и двигателях внутреннего сгорания /
C.А. Цибульский, К.Б. Ларионов, К.В. Слюсарский, Н.Н. Га-лашов, Г.Д. Гаспарян, А.А. Улько // Известия Томского политехнического университета. Инжиниринг георесурсов. -
2022. - V. 333. - № 1. - C. 178-189.
36. Тепловой расчет котлов (Нормативный метод). - СПб: НПО ЦКТИ-ВТИ, 1998. - 256 с.
37. Nunney M.J. Light and heavy vehicle technology. - Oxford: Elsevier, 2006. - 688 p.
38. Likhanov V.A., Kozlov A.N., Araslanov M.I. Analysis of the combustion process of diesel fuel in the cylinder 2F 10.5 / 12.0 depending on the frequency of rotation of the crankshaft // IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. Institute of Physics Publishing. - 2020. - V. 734. - № 1.
39. Agarwal A.K., Singh A.P., Kumar V. Effect of pilot injection strategy on the methanol-mineral diesel fueled reactivity controlled compression ignition combustion engine // Fuel. -
2023. - V. 338. - № 4. - P. 1132-1143.
40. Конькова И.Д., Коньков А.Ю. Определение коэффициента наполнения для автомобильного дизеля с наддувом по результатам измерения внутрицилиндрового давления // Автомобильный транспорт Дальнего Востока. - 2014. - V. 1. - № 1. - C. 229-234.
41. Двигатели ЯМЗ. URL: https://www.ymzmotor.ru/catalog/dvigateli/ ymz-v12/ymz-v12-840/euro-0/ymz-845-104533/ (дата обращения 16.11.2022).
42. Галашов Н.Н., Цибульский С.А. Параметрический анализ схемы парогазовой установки с комбинацией трех циклов для повышения КПД при работе в северных газодобывающих районах // Известия Томского политехнического университета. Инжиниринг георесурсов. - 2019. - Т. 330. - № 5. - С. 44-55.
43. Galashov N.N., Tsibul'ski S.A. Numerical study of the characteristics of the air condenser section // MATEC Web of Conferences. - 2015. - V. 37. - P. 01021.
Поступила: 17.11.2022 г.
Дата рецензирования: 06.12.2022 г.
Информация об авторах
Цибульский С.А., кандидат технических наук, доцент НОЦ И.Н. Бутакова Инженерной школы энергетики Национального исследовательского Томского политехнического университета.
Ларионов К.Б., кандидат технических наук, заведующий лабораторией, Кузбасский государственный технический университет имени Т.Ф. Горбачева.
UDC 620.92; 621.432.2; 621.432.3
NUMERICAL INVESTIGATIONS OF A DIESEL INTERNAL COMBUSTION ENGINE WHEN BURNING STEAM-GAS PRODUCTS OF WOOD PYROLYSIS AS THE BASIC FUEL
Svyatoslav A. Tsibulskiy1,
Kirill B. Larionov2,
1 National Research Tomsk Polytechnic University, 30, Lenin avenue, Tomsk, 634050, Russia.
2 Gorbachev Kuzbass State Technical University, 28, Vesennyaya street, Kemerovo, 650000, Russia.
The relevance of the research is caused by the need to conduct numerical studies of combustion in existing internal combustion engines with various injection designs and ignition systems for the fuel-air mixture of steam-gas pyrolysis products to generate mechanical energy on the crankshaft shaft. These directions will expand the role of pyrolysis of biomass, secondary products of wood processing enterprises and municipal solid waste in the field of heat and power complex.
The main aim of this study is to evaluate the efficiency of combustion of gas-steam products of pyrolysis of wood waste in an internal combustion engine designed to use diesel fuel in order to be able to test this system.
Objects: four-stroke diesel internal combustion engines of a V-shaped cylinder arrangement with and without a turbocharger, powered by the combustion of combined-cycle products of pyrolysis of wood waste.
Methods: numerical studies based on mathematical algorithms of systems, cycles and main parts of naturally aspirated and turbocharged diesel internal combustion engines based on thermal calculations and thermal balance.
Results. The authors have developed the mathematical model and a simulation program for thermal calculation of a four-stroke internal combustion engine with a V-shaped arrangement of cylinders with direct injection of combined-cycle products of wood pyrolysis into the combustion chamber with and without a turbocharging system. The analysis of the influence of the crankshaft speed, the number of cylinders on power, torque, and specific fuel consumption was carried out. It is shown that an increase in the number of cylinders with the same working volume of an internal combustion engine leads to growth in power and torque, while the specific consumption of steam-gas pyroly-sis products decreases. It is noted that the combustion of steam-gas products of pyrolysis in an internal combustion engine leads to increase in the temperature of the exhaust gases relative to diesel fuel combustion. For turbocharged internal combustion engines, the increase in exhaust gas temperature is about 50 °C, without turbocharging - about 100 °C. It was established that in the four-stroke diesel engine of internal combustion when burning pyrolysis gas obtained from wood waste, mass consumption is 7,5-8,6 times more than diesel fuel is required to produce the same amount of electric energy. It was revealed that a diesel engine with a turbocharger is more economical and effective than a power unit without a supercharger. At a speed of 3000 min-1 of a 12 cylinder engine with a turbocharger, pyrolysis gas consumption saving is 11,9 %, effective capacity and torque are 10,0 % higher than that of an internal combustion engine without a supercharger. One of the most available at the moment for burning pyrolysis gas is a four-stroke V12 diesel engine with a turbocharged yAmZ 845.10 with a working volume of 25,86 liters, maximum capacity of 537 kW (730 hp), maximum torque of 2788 Nm at rotation frequency 1500-3000 rpm.
Key words:
internal combustion engine, steam-gas pyrolysis products, pyrolysis gas, combustion chamber, fuel-air mixture, expansion ratio, power, working volume, mathematical model.
This work was supported by the Ministry of Science and Higher Education of the Russian Federation (project no. 075-03-2021-138/3 (FZES-2021-0008)).
REFERENCES
1. Melisarov V.M., Kamenskaya M.A., Bespalko P.P. Teplovoy raschet i teplovoy balans dizelnogo dvigatelya bez nadduva i s turbonadduvom. Raschet osnovnykh detaley dvigatelya [Thermal calculation and the thermal balance of the diesel engine without boost and with turbocharged. Calculation of the main parts of the engine]. Tambov, FGBOU VPO «TGTU» Publ., 2011. 100 p.
2. Sharoglazov B.A., Farafontov M.F., Klementyev V.V. Dvigateli vnutrennego sgoraniya: teoriya, modelirovanie i raschet protsessov [Internal combustion engines: theory, modeling and calculation of processes]. Chelyabinsk, YUUrGU Publ., 2005. 213 p.
3. Vyrubov D.N., Ivin V.I. Dvigateli vnutrennego sgoraniya. Teoriya porshnevykh i kombinirovannykh dvigateley [Internal combustion engines. Theory of piston and combined engines]. Moscow, Mash-inostroenie Publ., 1983. 376 p.
4. Yusha V.L., Busarov S.S. Opredelenie pokazateley politropy skhematizirovannykh rabochikh protsessov vozdushnykh porsh-
nevykh tikhokhodnykh dlinnokhodovykh kompressornykh stupen-ey [Determination of the indicators of the political tropes of the schematized work processes of air piston low-proof long-flowing compressor steps]. Omsk scientific messenger. Aviation-Rocket and Energy Engineering series, 2020, no. 1 (4), pp. 15-22.
5. Gavrilov A.A., Ignatov M.S., Efros V.V. Raschet tsiklov porsh-nevykh dvigateley [Calculation of piston engines]. Vladimir, Vladimir State University Publ., 2003. 124 p.
6. Indikatornaya diagramma raboty dizelnogo dvigatelya [Diesel engine indicator diagram]. Available at: https://avtika.ru/ indikator-naya-diagramma-raboty-dizelnogo-dvigatelya/ (accessed 16 November 2022).
7. Kleinert M., Barth T. Motor fuels from biomass pyrolysis. Chem. Eng. Technol, 2008, vol. 31 (5), pp. 773-781.
8. Hossain A.K., Davies P.A. Pyrolysis liquids and gases as alternative fuels in internal combustion engines - a review. Renewable and Sustainable Energy Reviews. Pergamon, 2013, vol. 21, pp. 165-189.
9. Rinaldini C.A. Performance, emission and combustion characteristics of a IDI engine running on waste plastic oil. Fuel. Elsevier Ltd, 2016, vol. 183, pp. 292-303.
10. Allesina G. Biodiesel and electrical power production through vegetable oil extraction and byproducts gasification: Modeling of the system. Bioresour. Technol. Elsevier Ltd, 2014, vol. 170, pp. 278-285.
11. Hossain A.K., Davies P.A. Plant oils as fuels for compression ignition engines: A technical review and life-cycle analysis. Renewable Energy. Pergamon, 2010, vol. 35, vol. 1, pp. 1-13.
12. Solantausta Y., Nylund N.O., Gust S. Use of pyrolysis oil in a test diesel engine to study the feasibility of a diesel power plant concept. Biomass and Bioenergy, 1994, vol. 7, vol. 1-6, pp. 297-306.
13. Rao V.P., Rao B.V.A. Influence of physical and chemical properties of two biodiesel fuels on performance, combustion and exhaust emission characteristics in a DI-CI engine. Proceedings of the Spring Technical Conference of the ASME Internal Combustion Engine Division. Chicago, Illinois, USA, 2008, pp. 115-128.
14. Zhang Q. Review of biomass pyrolysis oil properties and upgrading research. Energy Convers. Manag, 2007, vol. 48, no. 1, pp. 87-92.
15. Goyal H.B., Seal D., Saxena R.C. Bio-fuels from thermochemical conversion of renewable resources: a review. Renewable and Sustainable Energy Reviews, 2008, vol. 12, no. 2, pp. 504-517.
16. Mohammed H.I., Garba K., Abubakar L.G. Recent advances on strategies for upgrading biomass pyrolysis vapour to value-added bio-oils for bioenergy and chemicals. Sustainable Energy Technologies and Assessments, 2022. vol. 55, no. 102984.
17. Lu Q., Li W.Z., Zhu X.F. Overview of fuel properties of biomass fast pyrolysis oils. Energy Convers. Manag, 2009, vol. 50 (5), pp. 1376-1383.
18. Basu P. Biomass Gasification and Pyrolysis. Burlington, Elsevier Inc., 2010. 365 p.
19. Hsu D.D. Life cycle assessment of gasoline and diesel produced via fast pyrolysis and hydroprocessing. Biomass and Bioenergy, 2012, vol. 45, pp. 41-47.
20. Rentizelas A. Comparative techno-economic analysis of ORC and gasification for bioenergy applications. Energy Convers. Manag. Pergamon, 2009, vol. 50 (3), pp. 674-681.
21. Shudo T., Nagano T., Robavashi M. Combustion characteristics of waste-pyrolysis gases in an internal combustion engine. Int. J. Au-tomot. Technol., 2003, vol. 4 (1), pp. 1-8.
22. D'Alessandro B. The IPRP (Integrated Pyrolysis Regenerated Plant) technology: from concept to demonstration. Appl. Energy. Elsevier Ltd, 2013. vol. 101, pp. 423-431.
23. Rajkumar P., Somasundaram M. Pyrolysis of residual tyres: exer-gy and kinetics of pyrogas. South African Journal of Chemical Engineering, 2022, vol. 42, pp. 53-60.
24. Rinaldini C.A. Experimental investigation on a Common Rail Diesel engine partially fuelled by syngas. Energy Convers. Manag. ElsevierLtd, 2017, vol. 138, pp. 526-537.
25. Rinaldini C.A. Modeling and optimization of industrial internal combustion engines running on Diesel/syngas blends. Energy Convers. Manag. Elsevier Ltd, 2019, vol. 182, pp. 89-94.
26. Ganesan N. Experimental based comparative exergy analysis of a spark-ignition Honda GX270 Genset engine fueled with LPG and syngas. Energy Sci. Eng. John Wiley and Sons Ltd, 2022, vol. 10, no. 7, pp. 2191-2204.
27. Ji C. Improving the performance of a spark-ignited gasoline engine with the addition of syngas produced by onboard ethanol steaming reforming. Int. J. Hydrogen Energy, 2012, vol. 37 (9), pp. 7860-7868.
28. Copa J.R. Techno-economic assessment of the use of syngas generated from biomass to feed an internal combustion engine. Energies. MDPIAG, 2020, vol. 13 (12), pp. 1-31.
29. Lee U., Balu E., Chung J.N. An experimental evaluation of an integrated biomass gasification and power generation system for distributed power applications. Appl. Energy. Elsevier Ltd, 2013, vol. 101, pp. 699-708.
30. Martinez J.D. Syngas production in downdraft biomass gasifiers and its application using internal combustion engines. Renewable Energy. Pergamon, 2012, vol. 38 (1), pp. 1-9.
31. Henriksen U. The design, construction and operation of a 75 kW two-stage gasifier. Energy. Elsevier Ltd, 2006, vol. 31 (10-11), pp. 1542-1553.
32. Soares L.O., Guimaraes V.D.A Comparison of electric vehicle types considering the emissions and energy-ecological efficiency.
Clean Technologies and Environmental Policy, 2022, vol. 24 (9), pp. 2851-2863.
33. Vera D. Experimental and economic study of a gasification plant fuelled with olive industry wastes. Energy Sustain. Dev. Elsevier B.V., 2014, vol. 23, pp. 247-257.
34. Elsner W. Experimental and economic study of small-scale CHP installation equipped with downdraft gasifier and internal combustion engine. Appl. Energy. Elsevier Ltd, 2017, vol. 202, pp. 213-227.
35. Tsibulskiy S.A. Evaluation of the efficiency of applying wood py-rolysis steam-gas products as a working fluid for gas turbine and internal combustion engine. Bulletin of the Tomsk Polytechnic University. Geo Assets Engendering, 2022, vol. 333, no. 1, pp. 178-189. In Rus.
36. Teplovoy raschet kotlov (Normativny metod) [Thermal calculation of boilers (normative method)]. St-Petersburg, NPO-TCTI Publ., 1998. 256 p.
37. Nunney M.J. Light and heavy vehicle technology. Oxford, Elsevier, 2006. 688 p.
38. Likhanov V.A., Kozlov A.N., Araslanov M.I. Analysis of the combustion process of diesel fuel in the cylinder 2F 10.5/12.0 depending on the frequency of rotation of the crankshaft. IOP Conference Series: Materials Science and Engineering. Institute of Physics Publishing, 2020, vol. 734 (1).
39. Agarwal A.K. Effect of pilot injection strategy on the methanolmineral diesel fueled reactivity controlled compression ignition combustion engine. Fuel, 2023, vol. 338 (3), pp. 1132-1143.
40. Konkova I.D., Konkov A.Yu. Opredeleniye koeffitsiyenta na-polneniya dlya avtomobilnogo dizelya s nadduvom po rezultatam izmereniya vnutritsilindrovogo davleniya [Determination of the filling factor for car diesel with a boost based on the results of the measurement of intracilinder pressure]. Avtomobilny transport Dalnego Vostoka, 2014, vol. 1 (1), pp. 229-234.
41. Dvigateli YAMZ [YAMZ engines]. Available at: https://www.ymzmotor.ru/catalog/dvigateli/ymz-v12/ymz-v12-840/euro-0/ymz-845-104533/ (accessed 16 November 2022).
42. Galashov N.N., Tsibulskiy S.A. Parametric analysis of the diagram of the combined cycle gas turbine with a combination of three cycles for improving efficiency when operating in northern gas producing areas. Bulletin of the Tomsk Polytechnic University. Geo Assets Engineering, 2019, vol. 330, no. 5, pp. 44-55. In Rus.
43. Galashov N.N., Tsibul'ski S.A. Numerical study of the characteristics of the air condenser section. MATEC Web of Conferences, 2015, vol. 37, pp. 01021.
Received: 17 November 2022.
Reviewed: 6 December 2022.
Information about the authors
Svyatoslav A. Tsibulskiy, Cand. Sc., associate professor, National Research Tomsk Polytechnic University. KirillB. Larionov, Cand. Sc., Laboratory head, Gorbachev Kuzbass State Technical University.
