CC BY
67Конвертация дизеля в газовый двигатель с регулируемым термодинамическим циклом
В.А. Лукшо,
заведующий отделом ФГУП «НАМИ», к.т.н.
Рассмотрен способ создания газового двигателя на базе дизельного двигателя без изменения геометрической степени сжатия. Приведены результаты расчетных исследований показателей рабочих процессов двигателей, работающих по разным термодинамическим циклам. Показано, что можно получить газовый двигатель, работающий по регулируемому термодинамическому циклу с эффективными показателями, не уступающими в широком диапазоне нагрузочных режимов дизельному двигателю.
Ключевые слова: газовый двигатель, цикл Миллера, регулируемый термодинамический цикл, топливная экономичность.
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.
Перевод автотранспорта с дизельными двигателями на газовые топлива осуществляется сегодня путем создания газовой модификации на базе дизельного двигателя. Решение не оптимальное, но создавать новую конструкцию газового двигателя с искровым зажиганием средней и большой
мощности в условиях ограниченного спроса - удовольствие не дешевое и на это мало кто решается.
Основное изменение конструкции при конвертации дизеля - это уменьшение степени сжатия. В мировой и отечественной промышленности на сегодняшний день используются три основных решения: замена дизельного поршня на поршень с уменьшенным расстоянием от оси пальца до днища; замена головки блока с увеличенным объемом камеры сгорания; установка дополнительной прокладки между головкой блока и блоком цилиндров. Конвертированный таким образом двигатель на дизельном топливе, как впрочем, и на бензине, уже работать не сможет.
Другая наиболее важная проблема, связанная с конвертацией дизелей в газовый двигатель с искровым зажиганием, - неизбежное снижение эффективного КПД в сравнении с базовым дизельным двигателем (из-за вынужденного снижения степени сжатия в газовой модификации) и соответственно топливной экономичности. В среднем в условиях эксплуатации транспортное средство с газовым двигателем имеет на 20-30 % больший расход топлива, чем с дизельным двигателем. Сохранить топливную экономичность газового двигателя на уровне базового дизельного обычными методами пока не удается.
Для перевода двигателя на рабочий процесс с искровым зажиганием при сохранении высокой топливной экономичности существует способ, который в отечественной практике не рассматривался. Речь идет о переводе дизельного двигателя на термодинамический цикл с продолженным расширением, получивший название цикл Аткинсона или цикл Миллера.
Впервые, как известно, цикл с продолженным расширением предложил в конце XIX в. британский инженер Джеймс Аткинсон как альтернативу циклу Отто. В конце 40-х гг. ХХ в. американец Ральф Миллер видоизменил цикл Аткинсона, сохранив классическую конструкцию двигателя, и реализовал термодинамический цикл с продолженным расширением, управляя фазами газораспределения. Миллер назвал свой цикл циклом с внутренним охлаждением. Но эффективность цикла Миллера оказалась невысокой, и какого-либо применения на автомобильных моторах в то время он не получил.
Однако резервы по повышению топливной экономичности, присущие термодинамическому циклу со смешанным отводом тепла, объективно имеются. Так, появившиеся в последние годы двигатели Toyota и Mazda, работающие по циклу Миллера, обеспечивают улучшение топливной экономичности автомобиля. Но и в этих двигателях все оказалось не так хорошо, и основное применение они получили в составе силовых агрегатов для автомобилей, двигатели которых работают в узком диапазоне нагрузочных режимов - в автомобилях с комбинированными энергетическими установками (КЭУ) или в гибридных силовых установках, как их называют зарубежные производители.
Тем не менее, для решения задачи снижения степени сжатия при конвертации дизеля в газовый двигатель с искровым зажиганием цикл Миллера представляет практический интерес. Попробуем разобраться, как это сделать и каковы будут последствия такого решения.
Рассмотрим расчетную схему термодинамического цикла (рис. 1).
Р,
МПа
4,0 3,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0,0
1 г
\
с \
Ь
а [ 1
0,0 0,5 1,0 1,5 Рис. 1. Расчетная схема индикаторной диаграммы
2,0 2,5 V, м3х103
При расчетах показателей двигателей, работающих по разным термодинамическим циклам, использованы зависимости, полученные для обобщенного цикла со смешанным подводом и отводом теплоты, как более универсального с точки зрения анализа процессов, которые нас интересуют.
Как известно, термический КПД определяется как отношение работы цикла к количеству теплоты, подведенному за цикл. Для двигателя со смешанным подводом и отводом теплоты термический КПД можно рассчитать по формуле:
"Пг = 1
( ^ Л
1 Л X Б -1 + И2(Л-1)
."1-1
(1)
8"1 ' Х-1 + И!А.(р-1) где А( - отношение полного хода поршня в такте расширения к полному ходу поршня в такте сжатия (УЬ (с точки зрения термодинамики - степень предварительного сжатия при отдаче теплоты холодному источнику или степень сжатия при отводе теплоты при постоянном давлении); X - степень повышения давления (р/р); е - геометрическая степень сжатия (У/У); 8 - степень последующего расширения (УЬ/V); п1, п2 - показатель политропы сжатия и расширения соответственно; р - степень предварительного расширения
Работа цикла:
и = (РгУг-ргУс)+ (р^)/(п2-1) - (рЪУ})/( П2-1) + +(РаУа -РаУГ)+ (РаУаМ Щ-1) - (РсУс)/( Щ-\). Учитывая, что Р(= - Ус); К = Уя/б; V/ =Уа А,, тогда р, = Д/Уа(А(-1/е). (3)
Получим формулу для расчета среднего давления цикла:
(2)
Л
ЧР-1)+
Хр п2-1
1-
1
5"2-1
(4)
1
е"' * е"
При расчетах показателей термодинамических циклов основываются на кинетической теории газов и термодинамике равновесных состояний, которые для математического описания цикла и состояния рабочего тела используют следующие допущения:
■ рабочее тело - реальная топливно-воздушная смесь, теплоемкость которой зависит от температуры, давления и отношения воздух-топливо;
■ теплоотдача учитывается через политропы сжатия и расширения;
■ сгорание начинается в конце такта сжатия при постоянном объеме и продолжается при постоянном давлении, моделируется передачей теплоты (без потерь) рабочему телу от внешнего горячего источника, количество переданной теплоты пропорционально массе и теплоте сгорания реальной горючей смеси;
■ теплоемкость продуктов сгорания зависит от температуры и состава отработавших газов, химический состав меняется, но масса фиксирована и обусловлена объемом цилиндра и давлением в конце такта впуска;
■ цикл завершает в конце расширения процесс передачи теплоты от рабочего тела внешнему холодному источнику при постоянных объеме и давлении.
Поясним, каким образом можно уменьшить действительную степень сжатия при переходе на цикл Миллера. В таком цикле сжатие начинается не в точке f (см. рис. 1), как это происходит в двигателях, работающих с воспламенением от сжатия или с принудительным зажиганием, а позже, в точке а. Расширение заканчивается в точке Ь, а после выпуска отработавших газов система переходит в состояние, соответствующее точке f В результате ход расширения становится больше хода сжатия, поэтому он и называется циклом с продолженным расширением. Назовем отношение хода расширения к ходу сжатия «отношением Аткинсона» А.
Предположим, существует возможность менять положение точки а относительно точки f При этом геометрические параметры двигателя остаются неизменными (ход поршня, геометрический рабочий объем, объем камеры сгорания). Тогда при перемещении точки а в точку f мы получаем цикл Тринклера (его еще называют циклом Тринклера-Сабате), по которому работают современные дизельные двигатели. В этом случае Аг=1. Увеличивая это отношение, получим цикл с продолженным расширением, хотя для данного случая его правильнее назвать «цикл с укороченным тактом впуска».
В дальнейшем будем называть его циклом Миллера, поскольку именно ему принадлежит идея использовать измененные фазы газораспределения для получения продолженного расширения.
При неизменных геометрических параметрах двигателя с изменением отношения At будет меняться и действительная (эффективная) степень сжатия £е по зависимости, определяемой следующим соотношением:
Ее = Е/А,, (5)
где £е - эффективная степень сжатия, (V/V). Характер этой зависимости становится понятным из графика, показанного на рис. 2.
Таким образом, чтобы при конвертации дизеля с геометрической степенью сжатия 17,5-18 ед. получить эффективную степень сжатия газового двигателя в диапазоне 11-11,5 ед., необходимо установить распределительный вал
с фазами газораспределения, обеспечивающими отношение А в диапазоне 1,6-1,65. При этом термический КПД останется практически на том же уровне. В случае же конвертации дизельного двигателя со степенью сжатия 17,5 в двигатель, работающий по циклу Отто со степенью сжатия 11, термический КПД снизится более чем на 13 % (рис. 3а). В рассматриваемом случае уменьшение степени сжатия сопровождалось увеличением отношения А и соответствующим ростом КПД на те же 13-14 % (рис. 3б). Отметим, что КПД был рассчитан с учетом того, что были приняты средние значения показателей политропы сжатия 1,34, а политропы расширения 1,24. Оговоримся, что при адиабатическом сжатии и расширении эта зависимость будет имеет другой вид.
Напомним, что предполагается перевести дизельный двигатель на газовое топливо, для чего необходимо конвертировать его в двигатель с искровым зажиганием и внешним
Таблица 1
Параметры цикла Цикл
Тринклера с воспламенением от сжатия Миллера с искровым зажиганием Миллера с наддувом с искровым зажиганием Отто с искровым зажиганием
Давление впуска рз, МПа 0,09 0,085 0,13 0,085
Степень сжатия 17 11 11 11
Отношение хода расширения к ходу сжатия 1 1,6 1,6 1
КПД термический механический эффективный 0,452 0,869 0,393 0,466 0,772 0,360 0,466 0,862 0,402 0,404 0,842 0,340
Среднее давление цикла, МПа индикаторное р( эффективное ре 1,294 1,124 0,901 0,696 1,378 1,188 1,358 1,143
Изменение эффективного КПД по отношению к циклу Тринклера, % - -8,3 2,4 -13,4
Эффективный расход топлива де, г/кВт«ч 208 227 204 241
смесеобразованием. Один из вариантов - снизить геометрическую степень сжатия до 11 и перевести на цикл Отто, второй вариант - перевести его на цикл Миллера с сохранением геометрической степени сжатия.
Говоря о конвертации дизеля в газовый двигатель с искровым зажиганием, работающий по циклу Миллера, предполагается уменьшить эффективную степень сжатия изменением фаз газораспределения впускных клапанов. Этого можно достичь двумя способами. Первый - закрывать впускной клапан позже НМТ. При этом часть рабочего тела будет выталкиваться. Второй - закрывать впускной клапан значительно раньше НМТ. Первый способ при внешнем смесеобразовании не очень подходит, поскольку во впускную систему будет выталкиваться топливно-воздушная смесь. Он может быть реализован при впрыске газа непосредственно в камеру сгорания в начале такта сжатия. Второй способ приведет к повышенному попаданию масла в цилиндры. Но с точки зрения термодинамики оба способа позволяют уменьшить эффективную степень сжатия. Практически их реализовать возможно за счет установки распределительного вала газораспределительного механизма с новыми фазами открытия и закрытия впускного клапана. В этом случае двигатель будет работать по циклу Миллера с фиксированным отношением А.
Рассмотрим результаты расчета показателей трех термодинамических циклов (табл. 1). Использование цикла со смешанным отводом теплоты позволяет повысить его термический КПД на 2-3 % в сравнении с базовым дизельным двигателем. Однако эффективный КПД будет ниже на 8 %, что обусловлено снижением среднего индикаторного давления цикла почти на 40 %. А это значит, что даже при сохранении абсолютной величины механических потерь механический КПД также уменьшится, что приведет к падению эффективного КПД. Ухудшение эффективных показателей является существенным негативным следствием использования цикла Миллера без наддува.
Перевод дизеля на цикл Отто приведет как к снижению термического КПД, так и эффективного на 11-14 %, что вполне закономерно с учетом уменьшения степени сжатия.
Для расчетов было принято, что отношение хода поршня на такте расширения к ходу поршня на такте сжатия А( = 1,6, что обеспечивает снижение действительной степени сжатия с 17,5 до 11 (см. рис. 2).
Соответственно и эффективный ход поршня на такте впуска становится в 1,6 раза меньше, чем у базового двигателя. Следовательно, в цилиндрах остается в 1,6 раза меньше рабочей смеси, что и определяет снижение среднего давления цикла. Введение наддува, даже весьма умеренного по современным понятиям (с давлением на 30-40 % выше атмосферного), позволит вывести среднее эффективное давление на уровень, превышающий давление базового дизельного двигателя (см. табл. 1, колонка «Цикл Миллера с наддувом»). В итоге можно получить газовый двигатель с лучшими показателями по мощности и топливной экономичности, чем у базового дизельного двигателя. А в сравнении с газовым двигателем, работающим по циклу Отто, существенно (на 18-20 %) более экономичным.
Однако у двигателей, работающих по циклу Миллера, есть недостатки. Покажем, в чем они заключаются.
^е 0,45 0,40 0,35 0,30 0,25 0,20 0,15 0,10
с 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
Рис. 4. Зависимость эффективного КПД и давления конца такта впуска от нагрузки: 1 - цикл Миллера (Л(= 1,6); 2 - цикл Тринклера; 3 - цикл Отто
Рассматривая результаты, приведенные в табл. 1, надо иметь в виду, что относятся они к режимам максимальных нагрузок. А нас больше интересуют режимы средних и малых нагрузок, которые и определяют топливную экономичность в эксплуатации. Воспользуемся зависимостями по расчету эффективных показателей циклов с учетом приведенных выше допущений. Сравним расчетные параметры двигателей по циклам Тринклера и Отто с циклом Миллера по нагрузочной характеристике (рис. 4).
Отметим, что на режимах малых нагрузок эффективный КПД двигателя, работающего по циклу Миллера, становится явно хуже, чем по циклу Тринклера, хотя и остается выше, чем по циклу Отто.
Рассматриваемый вариант цикла Миллера предусматривает количественное регулирование мощности. От холостого хода до 60-65 % нагрузки регулирование осуществляется за счет открытия дросселя, а затем - за счет увеличения
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
Рис. 5. Параметры циклов при различных давлениях в конце такта впуска: 1 - цикл Миллера (Д = 1,6); 2 - цикл Отто
V, м3х10! V, м3х103
а б
Рис. 6. Характер расчетной индикаторной диаграммы двигателя, работающего по циклу Отто (а) и по циклу Миллера (б) при малой нагрузке (10 % от максимальной)
давления наддува. Без наддува, как уже отмечалось выше, при переходе на цикл Миллера среднее давление цикла снижается на 40 % (см. табл. 1). Более интенсивное, чем в цикле Тринклера, снижение эффективного КПД на малых нагрузках в цикле Миллера следовало ожидать. Это объясняется в большей степени потерями на дросселирование, то есть на газообмен. Но надо отметить и другое - это падение более интенсивное, чем в цикле Отто.
Сравним эффективные показатели цикла Миллера с наддувом и цикла Отто при различных давлениях в конце впуска, то есть при разных степенях дросселирования (рис. 5). Отметим, что и здесь дросселирование в цикле Миллера в большей степени способствует падению эффективных показателей, чем в цикле Отто. Ухудшение эффективного КПД отмечается уже при закрытии дросселя всего лишь на 30 % и является, скорее всего, тем основным отрицательным фактором, помимо падения мощности, из-за которого цикл Миллера не нашел широкого применения для бензиновых ДВС.
В связи с этим представляет интерес рассмотрение потерь на газообмен в цикле Миллера по сравнению с циклом Отто. Для начала покажем, как выглядят индикаторные диаграммы при одинаковых степенях дросселирования (рис. 6).
Такой характер протекания индикаторной диаграммы (см. рис. 6б, заштрихованная область), собственно, и может быть причиной неудовлетворительной работы двигателей, работающих по циклу Миллера на малых нагрузках и холостом ходу. У двигателя, работающего по циклу Отто, «перехлест» на холостом ходу и малых нагрузках, разумеется, тоже есть, но он на порядок меньше. Это будет означать то, что холостой ход, то есть равенство среднего индикаторного давления и среднего давления суммарных механических потерь, будет достигаться в цикле Миллера при меньших степенях дросселирования, чем в цикле Отто, а это приводит к увеличению расхода топлива.
Рассмотрим характер изменения потерь на газообмен при дросселировании.
Оценим работу и среднее давление цикла с учетом потерь на газообмен, воспользовавшись схемой цикла (рис. 7). Работа цикла определится сложением работы на участках цикла: с2-а; а-Ъ; Ъ-а; а-а1; а1-с; с-1,; 1-1; 1-Ь,; Ь1-Ь; Ь-^; ^-Ь,; Ь1-а1; а1-с1; с1-с2.
Подставив значения для определения работы на этих участках и проведя соответствующие сокращения, получим выражение для расчета работы цикла:
Ц = РаУа№р/е-Л^/б"2 )/(п2 -1)+ + (1-8'"-1)/ (и1-1)+Хе'"-1(р-1)+ (6)
+ СР. -1/е)+(1/е-1)),
где р0 - атмосферное давление.
Принимая во внимание выражение (3), получим зависимость для определения среднего давления цикла с учетом потерь на газообмен:
Р, = рМА -1/е))((Ье--1р-А^"1 /5">)/(л2 -1)+ + (1-8--1)/(тг1-1) + ^-1(р-1)+ (7)
+ (ро-р0)(Л-1/е)+(1/8-1)).
Вычитая из выражения (6) выражение (2), то есть зависимость для определения работы цикла без учета потерь на газообмен, получим зависимость для расчета работы потерь на газообмен при различных значениях ра.
Ьщ. = Уа(А, - 1/ 8) (Ра~Ро) ■ а (8)
Тогда среднее давление потерь на газообмен рпг с учетом (3) будет иметь вид:
Риг= (Ра-Ро)• (9)
Из этого следует, что потери на газообмен для циклов Отто и Миллера одинаковы при одинаковой степени дросселирования. И ухудшение показателей связано не столько с потерями на газообмен на такте впуска, сколько с характером протекания индикаторной диаграммы, при котором участок Ь-Ь1-Ъ1 относится к насосным потерям на такте расширения. И эти потери возникают тогда, когда давление конца такта
Рис. 7. К расчету насосных потерь
расширения меньше атмосферного давления. Получается, что на этих режимах несмотря на то, что термический (или индикаторный) КПД цикла остается высоким, так как за счет продолженного расширения отводится в окружающую среду меньше теплоты и совершается дополнительная работа цикла, эффективный КПД падает. Эта дополнительная работа не является полезной, так как направлена на преодоление сопротивления поршня из-за отрицательной разницы между давлением в цилиндре и окружающей среды. В результате возрастают суммарные механические потери и существенно снижаются эффективный КПД и среднее эффективное давление цикла.
Устранить этот недостаток можно введением управления выпускными клапанами, закрывая или открывая его в соответствии с определенным законом. Если открывать выпускной клапан не в точке Ь, а позже, в точке Ь1 (рис. 7), когда поршень пройдет НМТ и давление в цилиндре приблизится к
атмосферному, то возможно существенно снизить потери на этом участке. Возможен и второй вариант, когда выпускной клапан можно открывать раньше НМТ, в той же точке Ь1. Характер протекания индикаторной диаграммы для этих двух вариантов показан на рис. 8.
Безусловно, что при реализации как одного, так и другого варианта возникнут дополнительные потери, но они будут существенно меньше потерь от «устраняемого» участка b-bf (см. рис. 7), и поставленная задача в целом решается.
Итак, для снижения отмеченных дополнительных потерь при работе двигателя на холостом ходу и малых нагрузках требуется, сохранив начало такта сжатия в точке а, перенести конец такта расширения в точку b1. При этом реальное отношение эффективного хода расширения к эффективному ходу сжатия может стать меньше единицы. Фактически это означает, что будет получен термодинамический цикл с укороченным тактом расширения. Но это уже не цикл Миллера. Хотя формально, исходя из определения, отношение At сохраняется равным 1,6.
Тогда, если есть возможность управлять величиной отношения A (на первых порах фазами газораспределения), можно говорить об организации рабочего процесса газового двигателя с регулируемым термодинамическим циклом (controlled thermodynamic cycle - CTDC).
Рассмотрим следующий алгоритм управления. На холостом ходу сохраним отношение хода расширения к ходу сжатия меньше единицы. При этом эффективная степень сжатия будет равна геометрической. Затем, по мере увеличения нагрузки, одновременно с открытием дроссельной заслонки будем увеличивать отношение At до величины, при которой £е = 11. Характер изменения эффективной степени сжатия с увеличением At от 1 и выше будет соответствовать закону, показанному на рис. 2. Дальнейшее увеличение мощности будет достигаться за счет включения наддува.
В таком способе управления есть один сложный момент. На холостом ходу и малых нагрузках двигатель будет
работать при больших степенях сжатия. Однако опасаться этого не стоит. Как показывает наш опыт, при работе двигателя на природном газе не отмечается отклонений от нормального сгорания на режимах глубокого дросселирования даже при высоких степенях сжатия. На практике мы испытывали газовый двигатель, конвертированный из дизельного без изменения геометрической степени сжатия. Детонация отмечалась только на режимах больших нагрузок, и даже в этом случае ее удавалось устранить за счет позднего зажигания. Кстати, это тоже один из способов снизить эффективную степень сжатия. Но в нашем случае этого не потребуется, поскольку на этих режимах уже будет установлена пониженная эффективная степень сжатия, обеспечивающая бездетонационное сгорание.
Теперь о наддуве. Испытания газового двигателя, конвертированного из дизеля рабочим объемом 11,5 л при степени сжатия £ =11,7, показали возможность наддува при давлении, превышающем атмосферное в 1,8 раза (с промохлаждением) без каких-либо признаков детонации. В нашем же примере мы рассматриваем 40%-ный наддув. И можем смело предположить, что резервы по увеличению мощности такого двигателя за счет повышения степени наддува еще остаются.
Рассмотрим нагрузочную характеристику такого гипотетического двигателя в сравнении с характеристиками двигателей, работающих по циклам Отто и Тринклера (рис. 9). В этом варианте регулирование отношением А{ осуществляется только за счет управления фазами открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов без каких-либо изменений кривошипно-шатунного механизма. Такой способ регулирования может обеспечить двигателю достижение удельного эффективного расхода топлива на полных и средних нагрузках на уровне дизельного двигателя. Поскольку сохраняется дросселирование на малых нагрузках, из-за неизбежных насосных потерь удельные расходы топлива на этих режимах будут больше. Но в любом случае существенно меньше, чем в цикле Отто. Способ устранения и этого недостатка имеется, но это уже материал для другого рассмотрения.
Фактически мы получили двигатель с регулируемым термодинамическим циклом. Такой двигатель будет иметь и ряд
других достоинств. Это и управление степенью сжатия при высоком наддуве при использовании газовых топлив с низкой детонационной стойкостью (например, сжиженные углеводородные газы). Это и регулирование мощности без дросселирования за счет изменения отношения А. Как один из вариантов такого двигателя может быть рассмотрен и двухтопливный двигатель при условии установки одновременно дизельных форсунок, свечей зажигания и раздельных систем питания для каждого вида топлива. При этом возможна полноценная работа в штатном режиме на дизельном топливе без подачи газового топлива. А при включении управления отношением А( можно перейти на искровое зажигание с включением подачи газового топлива. Это может стать предпосылкой для создания многотопливного двигателя.
Подводя итоги можно отметить следующее.
Конвертация дизельного двигателя в газовый, работающий по циклу Миллера с постоянным отношением хода расширения к ходу сжатия, позволит существенно повысить его топливную экономичность в сравнении с газовым двигателем, работающим по циклу Отто. Введение наддува обеспечит такому двигателю мощностные показатели не хуже базового дизельного двигателя. Это решение вполне пригодно, в первую очередь, для стационарных двигателей, в рабочем диапазоне которых не так велика доля холостого хода и малых нагрузок. Это будет экономичный и недорогой в изготовлении газовый двигатель.
Реализация в двигателе регулируемого термодинамического цикла с изменяемым отношением А( позволит избежать присущих циклу Миллера недостатков и получить весьма эффективный транспортный газовый двигатель, обеспечивающий в широком диапазоне нагрузочных режимов высокую экономичность и мощность, сравнимую с базовым дизельным двигателем. Создание такого газового двигателя, безусловно, потребует дополнительных усилий по отработке механизмов и рабочего процесса. Но сегодня не так много других путей, которые могли бы обеспечить создание газового двигателя, не уступающего дизельному аналогу по топливной экономичности и энерговооруженности.
Литература
1. Архангельский В.М., Вихерт М.М. и др. Автомобильные двигатели. - М.: Машиностроение, 1977.
2. Вибе И.И. «Новое о рабочем цикле двигателей» - М. -Свердловск: Машгиз, 1962.
3. Лукшо В.А., Миронов М.В. Об экономической эффективности использования природного газа как моторного топлива на транспортных средствах с дизельными силовыми установками // Транспорт на альтернативном топливе. - 2010. - № 2 (14). - С. 20-26.
4. Новиков И.И. Термодинамика. - М.; Машиностроение, 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 1947:69. - 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 2007:27:1779-1789.
Рис. 9. Расчетная нагрузочная характеристика двигателя с регулируемым термодинамическим циклом: 1 - цикл СГОС; 2 - цикл Тринклера; 3 - цикл Отто
