CC BY
131
Транспортное и энергетическое машиностроение
УДК 621.436
оценка показателей рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала и нагрузках
В.Г. Камалтдинов1, В.А. Марков2, Г.Д. Драгунов1
1 Южно-Уральский государственний университет, 454080, Челябинск, Российская Федерация, Ленина пр., д. 76.
2 МГТУ им. Н.Э. Баумана, 105005, Москва, Российская Федерация, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1.
Evaluation of duty cycle parameters
of an HCCI-supercharged engine at various loads
and rotational speeds of the crankshaft
V.G. Kamaltdinov1, V.A. Markov2, G.D. Dragunov1
1 South Ural State University, Lenina ave., 76, 454080, Chelyabinsk, Russian Federation.
2 Bauman Moscow State Technical University, building 1, 2-nd Baumanskaya str., 5, 105005, Moscow, Russian Federation.
Г(Т)1 e-mail: [email protected]
Показатели рабочего цикла двигателя с объемным самовоспламенением гомогенного заряда (HCCI-двигателя) в значительной степени определяются скоростным и нагрузочным режимами. Для исследования влияния параметров рабочего тела в цилиндре HCCI-двигателя разработана методика расчета его рабочего цикла, основой которой является уравнение для определения давления рабочего тела переменной массы в конце элементарного участка расчета индикаторной диаграммы. По разработанной методике проведены расчетные исследования показателей рабочего цикла при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала HCCI-двигателя, конвертированного из дизеля ЧН13/15 ООО «ЧТЗ-Уралтрак» и работающего на смесевом топливе на основе природного газа с добавлением диметилового эфира. Установлено, что увеличение цикловой подачи смесевого топлива от 0,13 до 0,18 г при постоянстве частоты вращения коленчатого вала n = 2 100 мин-1, давления наддува ра = 0,24 МПа и массовой доли диметилового эфира в смеси фдМЭ = 0,27 обусловливает практически линейный рост среднего индикаторного давления pi от 1,01 до 1,87 МПа. При снижении частоты вращения коленчатого вала от
2 100 до 1 000 мин-1 и постоянстве других параметров индикаторные показатели ухудшаются примерно на 2 %.
Ключевые слова: рабочий цикл, индикаторная диаграмма, коленчатый вал двигателя, частота вращения.
The duty cycle parameters of the engine with spontaneous ignition of a homogeneous charge (HCCI engine) are largely determined by speed and load modes. To investigate the influence of the parameters of a working medium in the cylinder of the HCCI-engine, a design procedure is developed. The procedure is based on the equation for determining the pressure of a variable-mass working medium at the end of an elementary calculation section of the indicator
diagram. The numerical analysis of the duty cycle under different loads and speeds of the HCCI-engine crankshaft is performed. The engine is developed from the CHN13/15 diesel provided by ChTZ-URALTRAC Ltd. and uses the fuel which is a mixture of natural gas and dimethyl ether. It was found that increasing the cycle fuel supply from 0.13 to 0.18 g at the engine speed n = 2100 min-1, the boost pressure pa = 0.24 MPa, and the mass fraction of dimethyl ether 9dme = 0.27 causes an almost linear increase in the mean indicated pressure pi from 1.01 to 1.87 MPa. Reducing the engine rotational speed from 2100 to 1000 min-1 deteriorates indicator parameters by about 2% if the other parameters are constant.
Keywords: duty cycle, indicator diagram, engine crankshaft, rotational speed.
Характерной особенностью двигателей внутреннего сгорания, устанавливаемых на транспортных средствах, эксплуатируемых в условиях интенсивного городского движения, является широкий диапазон скоростных режимов и степени использования мощности. При этом большую долю режимов составляют режимы с пониженной частотой вращения и частичной нагрузкой. В частности, дизель типа Д-245 (4 ЧН 11/12,5) городского автобуса, изготовленного на базе автомобиля ЗиЛ-5301 «Бычок», выполняющего рейс при полной загрузке (общая масса 6,95 т), работает на режиме номинальной мощности (при п = 2 400 мин-1) только 1,2 % времени (рис. 1) [1]. Основную долю режимов этого двигателя составляют режимы холостого хода (около половины), причем, на режим холостого хода при минимальной частоте вращения (пхх т;п = 600 мин-1) приходится около трети (32,2 %) всего времени работы.
При работе двигателя на частичных скоростных и нагрузочных режимах отмечается рассогласование характеристик различных систем комбинированного двигателя — топливоподачи, воздухоснабжения, охлаждения и др. В результате на этих режимах может наблюдаться ухудшение показателей топливной экономичности и токсичности отработавших газов (ОГ) (рис. 2) [1]. В частности, при переходе дизеля типа Д-245 с режима максимальной мощности (номиналь-
Ме 1,0
0,8
0,6
0,4
0,2
0
0,4 1,2
2,3 1,5 0
3,0 1Д 4,2 0,2
од 2,3 0,2 0,2 0,1 0
0,8 0,5 0,2 0 0 0,3
0,2 0 0,2 0,4 0,6 7,5
0,6 0,6 0,5 0,2 0,1 0,2
0,4 0,2 9,7 0,5 0,5 0,3
0,3 0,5 3,5 0,4 0,3 7,2 од 0 0
32,2 1,7 1,5 2,0 2,4 5,2 0,5 0,4 0,3 0,2
600
960
1320
1680
2040
Рис. 1. Распределение режимов работы дизеля типа д-245 городского автобуса в условиях интенсивного городского движения (в каждом диапазоне режимов, характеризуемых частотой вращения и нагрузкой, указана доля режимов работы в этом диапазоне, %): п — частота вращения; Ме — крутящий момент двигателя, характеризующий нагрузку
ныи режим с частотой вращения коленчатого вала n = = 2 400 мин-1 и средним эффективным давлением ре = = 0,75 МПа) на режим с номинальной частотой вращения (n = 2 400 мин-1) и нагрузкой, соответствующей среднему эффективному давлению ре = 0,3 МПа, удельный эффективный расход топлива ge увеличивается с 260 до 300 г/(кВт-ч) (рис. 2, а).
Аналогичная тенденция присуща и транспортным двигателям с объемным самовоспламенением гомогенного заряда (Homogeneous Charge Compression Ignition) — HCCI-двигателям, которые признаются многими учеными перспективными двигателями для транспортных средств. В этих двигателях реализуется внешнее смесеобразование, а воспламенение происходит от теплоты сжатия смеси в цилиндре (как и в дизельных двигателях). В результате в HCCI-двигателях удается сочетать достоинства двигателей внутреннего сгорания (ДВС) с искровым зажиганием, работающих на бензине, и дизелей. Процесс сгорания при объемном самовоспламенении гомогенной смеси отличается малой продолжительностью (7.. .20 градусов поворота коленчатого вала — град п.к.в.) и высокой скоростью тепловыделения [2-5].
Несмотря на большое количество исследований во всем мире в настоящее время остается не решенной задача управления процессом сгорания, которую сложно решить без расчетно-теоретических исследований. Известные расчетные методики учитывают специфику объемного сгорания обедненной горючей смеси [2, 3, 6, 7]. В результате достигаются удовлетворительные совпадения индикаторных диаграмм в районе верхней мертвой точки (ВМТ), но получаемые расчетные значения скорости тепловыделения на отдельных режимах существенно отличаются от экспериментальных.
Опыт моделирования процесса сгорания гомогенной топливно-воздушной смеси широкого качественного состава [8-12] позволил разработать методику расчета рабочего цикла HCCI-двигателя, учитывающую специфику его работы при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала и позволяющую прогнозировать его индикаторные показатели.
Цель работы — оценка показателей рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала и нагрузках.
Методика расчета рабочего цикла HCCI-двигателя.
Методика расчета рабочего цикла при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала базируется на уравнении для определения давления рабочего тела
в г
Рис. 2. Характеристики удельного эффективного расхода топлива ge (а), концентраций оксидов азота Сшх (б), монооксида углерода ССо (в) и углеводородов ССНх (г) в ОГ дизеля типа Д-245 (при угле опережения впрыскивания топлива 6 = 12° поворота коленчатого вала до верхней мертвой точки)
переменной массы в конце элементарного участка расчета индикаторной диаграммы с началом в точке 1 и окончанием в точке 2 [13]:
Гл. .1 Л
Р2 =
4(Л(Зсп-2 -А(31-2) гп1 + т2
+ Р1
2(гВ1 +1В2 -Ч -г2)Лтв1_2
¿4-2+1 VI--У2
к\-2 +1 . 1—2 .
+
(1)
Здесь Дту1-2 — масса утечек из цилиндра двигателя на шаге расчета
Ату1_2
. Кц(р1 ~ро)Аф1-2
пД
(2)
ТП\ +т2
где ДQсг1-2, ДС1-2 — теплота, выделившаяся при сгорании топлива, соответственно отведенная от рабочего тела и затраченная на процесс диссоциации диоксида углерода на шаге расчета от точки 1 до точки 2; т1, т2 и v1, у2 — соответственно масса и удельный объем рабочего тела в начале и конце шага расчета; р1 — давление рабочего тела в начале шага расчета; к1-2 — показатель адиабаты на шаге расчета; ¿в1, ¿в2 и г1, г2 — соответственно удельные энтальпии газов, входящих в цилиндр и находящихся в цилиндре в начале и конце шага расчета; Дтв1-2 — увеличение массы рабочего тела за счет входящих в цилиндр газов на шаге расчета,
Дтв1-2 = т2 - т1 + Дту^.
где — коэффициент, учитывающий состояние цилиндропоршневой группы. Значение Кц подбиралось на основании пробного индицирования и в расчетах принималось постоянным для каждого двигателя; Дф1-2 — шаг угла поворота коленчатого вала; p0 — давление картерных газов, равное давлению окружающей среды; Т1 — температура в начале шага расчета.
Выражение (2) получено на основании обработки результатов экспериментов на одноцилиндровом дизеле 1Ч15/16 при малых частотах вращения п.
Разработанная методика позволяет, начиная с параметров в конце впуска, рассчитывать текущие значения давления, температуры и массы в тактах сжатия и расширения по элементарным участкам индикаторной диаграммы от точки 1 до точки 2 с шагом Дф1-2 по углу поворота коленчатого вала. При переходе от одного элементарного участка к следующему рассчитанные параметры конца предыдущего участка (с индексом «2») последовательно
становятся начальными для текущего участка (с индексом «1»).
Теплота, выделившаяся при сгорании топлива за интервал времени йт = Дф1-2/(6п) на расчетном участке рабочего цикла (от точки 1 до точки 2), определяется по выражению
ф1-2
Л<Зсг1-2 = Атсп-г^Яи = Щи^Ао
Туб п
(3)
кк&ус^с^ сотгк&г^г^
и кислорода ZО2 в объеме У соответственно, Ст = Zт/V и СО2 = ZО2/V; р, q — показатели степени (см. табл. 1).
Коэффициент К1 определяется по эмпирической формуле [7]
г „ \б
К, =1-
1-
■2о, + + + +
. (7)
-со
Здесь Дтсг1-2 — масса топлива, сгоревшего на шаге расчета от точки 1 до точки 2. При отсутствии сгорания, например, в процессе сжатия Дтсг1-2 = 0; — коэффициент эффективности сгорания топлива. В расчетах принималось = 1; Ни — низшая теплотворная способность топлива; ц. — молекулярная масса топлива; А0 — число Авогадро; ZE — количество активных молекул топлива; ту — условная продолжительность реакции окисления группы активных молекул топлива; п — частота вращения коленчатого вала.
В соответствии с известным законом Аррениуса количество активных молекул топлива ZE определяется по уравнению
Ещ
гЕ=гте«гг (4)
где Zт — общее количество молекул топлива; Еа — энергия активации; Т — температура смеси.
Текущее значение энергии активации определяется по эмпирическому выражению в зависимости от температуры смеси:
(Г-900)(£а2-£а1)
£а_£а1+-П55-■ (5)
Здесь Еа1, Еа2 — энергии активации соответственно в начале и конце процесса сгорания (табл. 1). Условная продолжительность реакции окисления группы активных молекул топлива определяется по выражению [8]
(6)
где ZN2, Zco2, Zн2o и ZcО — количество молекул соответственно азота, диоксида углерода, воды и оксида углерода в расчетном объеме V.
Турбулентный характер процесса сгорания гомогенной смеси в цилиндре ДВС, вызванный движением поршня, предлагается моделировать коэффициентом К2, который определяется по следующей эмпирической зависимости:
К2 = 1 + л/2 ^п ф|.
(8)
Здесь ф — угол поворота коленчатого вала. При моделировании сгорания гомогенной смеси в камере постоянного объема принимается К2 = 1.
Теплота, отведенная от рабочего тела на расчетном участке рабочего цикла (от точки 1 до точки 2), определяется из выражения
Дд1-2 = ДQw 1-2 + ДQисп 1-2, (9)
где ДQw 1-2 — теплота, отведенная от рабочего тела в стенки надпоршневого объема, вычисляется по известному закону Ньютона — Рихмана:
ДОиЛ-2 =
а^СГх -Гуу)Аф1_ 6п
(10)
где Zт — общее количество молекул топлива в рассматриваемом объеме V цилиндра двигателя; к — константа, учитывающая количество активных соударений молекул реагирующих веществ в единицу времени в единице объема (см. табл. 1); К1 — коэффициент реакционной активности кислорода, учитывающий влияние инертных составляющих рабочего тела (азота и продуктов сгорания); К2 — коэффициент, учитывающий турбулентность внутри камеры сгорания, К2 > 1; Ст, СО2 — концентрации всех молекул топлива Zт
Здесь а1 — коэффициент теплоотдачи от рабочего тела в стенки надпоршневого объема в начале шага расчета; Р1, Тцг — площадь и температура поверхности надпоршневого объема, соприкасающаяся с рабочим телом в начале шага расчета; Т1 — температура рабочего тела в начале шага расчета; ДQиcп 1-2 — теплота, отведенная от рабочего тела на нагрев и испарение поданного в цилиндр топлива. При отсутствии подачи топлива на текущий шаг расчета ДQиCп 1-2 = 0.
Как отмечается в работе [14], известные выражения Вошни для определения коэффициента теплоотдачи а1 от рабочего тела в стенки надпоршневого объема, применяемые для расчетов в дизелях, где имеют место высокие локальные температуры, не совсем корректно использовать для расчетов в НСС1-двигателях, так как они дают завышенные значения теплоотдачи. Однако в первом приближении при отсутствии достаточного объема экспериментального материала на различных
Таблица 1
Параметры, используемые в расчете процесса сгорания исследованных топлив
Топливо Еа1, кДж/(г-моль) Еа2, кДж/ (г-моль) к-1018, м3/с Показатель степени
Р q
Диметиловый эфир (ДМЭ) 72-116 в зависимости от количества метана 120 2 1,95 0,05
Дизельное топливо 77 130 2 1,566 0,434
Пропан 130 135 45 1,4 0,6
Природный газ 130 171 55 1,1 0,9
режимах работы HCCI-двигателей их применение оправдано.
Как показали результаты расчетов максимальная температура рабочего тела HCCI-двигателя при оптимизированных параметрах горючей смеси на впуске не превышает 2 000...2 100 К [9, 12]. Степень диссоциации диоксида углерода при этих температурах не превышает 0,013, поэтому теплоту, затрачиваемую на процесс диссоциации, можно не учитывать [15].
Текущая масса рабочего тела на шаге расчета определяется как сумма всех компонентов топливно-воз-душной смеси (азота, кислорода, аргона, диоксида углерода, воды, топлива) с учетом ее изменения в процессе сгорания углеводородного топлива с образованием диоксида углерода и воды. Также учитывается подача дополнительного компонента и утечки через цилин-дропоршневой зазор, которые влияют на интегральные показатели ДВС. При необходимости количество рабочего тела, поступающего на шаге расчета от точки 1 до точки 2, можно вычислять по другим известным зависимостям.
Наличие фактора времени (в виде частоты вращения коленчатого вала n) в формулах (2), (3) и (10) для определения утечек рабочего тела (Am1-2), тепловыделения (Qct 1-2) и теплоотдачи (AQW 1-2) через продолжительность каждого шага позволяет рассчитывать рабочий цикл при различных частотах вращения коленчатого вала, включая случаи неравномерного вращения коленчатого вала ДВС, которые характерны для холодного пуска.
Показатель адиабаты k определяется по теплоемкости смеси газов, составляющих рабочее тело (азот, кислород, аргон, диоксид углерода, вода, пары топлива), с учетом температурной зависимости каждого компонента по А.А. Равделю и его количества в текущий момент времени [15]. В методике использованы известные физико-химические параметры исследованных топлив [15].
Величины объемов определяются по известным зависимостям кинематики кривошипно-шатунного механизма ДВС. Процесс сжатия начинается в момент закрытия впускных клапанов. До этого времени изменение объема приводит к пропорциональному уменьшению массы рабочего тела за счет выталкивания его части из цилиндра при сохранении заданного давления начала сжатия.
Система уравнений (2)-(10) и исходное уравнение (1) позволяют определять давление в цилиндре двигателя в зависимости от объема и массы рабочего тела (при утечках из объема сжатия и подаче дополнительного компонента), тепловыделения внутри цилиндра, затрат энергии на смесеобразование и теплообмен со стенками объема сжатия. Далее определяется средняя температура рабочего тела в точке 2 из уравнения состояния газов
~ _ P2V2
R
(11)
Таким образом, в разработанной методике расчета рабочего цикла учитываются текущие значения тепловыделения, теплоотдачи, изменение массы, объема и состава рабочего тела в цилиндре, что позволяет
применять ее для прогнозирования индикаторных показателей НСС1-двигателя на различных режимах работы (по тепловому состоянию ДВС, нагрузке и частоте вращения коленчатого вала).
Расчетные исследования при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала. Для практического использования НСС1-двигателей особый интерес представляет возможность повышения их удельной мощности за счет применения наддува. Представленная методика позволяет прогнозировать возможные показатели рабочего цикла конкретного НСС1-двигателя при заданных конструктивных и регулировочных параметрах.
Расчетные исследования проводились для НСС1-двигателя, конвертированного из дизеля ЧН13/15 ООО «ЧТЗ-Уралтрак» и работающего на смесевом топливе на основе природного газа с добавлением диметилового эфира (ДМЭ) в количестве, соответствующем массовой доле фдМЭ = 0,27. При этом сохранялись неизменными следующие параметры: геометрическая степень сжатия (ег = 14), угол закрытия впускных клапанов (55 град п.к.в. после НМТ), давление (ра = 0,24 МПа) и температура (Та = 355 К) начала сжатия.
Результаты расчетных исследований рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных нагрузках. Исследования при различных нагрузках проводились при частоте вращения коленчатого вала п = = 2 100 мин-1 и изменении цикловой подачи смесевого топлива от 0,10 до 0,18 г, что соответствует уменьшению коэффициента избытка воздуха по смесевому топливу асм от 2,69 до 1,46 (на 45,7 %).
По мере повышения цикловой подачи воспламенение ускоряется и процесс сгорания интенсифицируется. В результате угол максимальной скорости сгорания aW сг тах уменьшается на 10 град п.к.в. (до 362 град п.к.в.), а максимальная скорость нарастания давления Wpmax увеличивается в 3,2 раза (до 10,7 МПа/град п.к.в.) (рис. 3). Одновременно увеличиваются максимальные давление ртах на 7,92 МПа (до 19,39 МПа), температура Ттах на 717 К (до 2 453 К) и среднее индикаторное давление цикла p¡ на 0,847 МПа (83,1 %). В то же время экономические индикаторные показатели (г|; и g¡) сначала улучшаются, а затем постепенно ухудшаются.
Анализ полученных результатов показал, что при заданных начальных условиях наибольший индикаторный КПД г|; = 0,473 и наименьший удельный индикаторный расход топлива g¡ = 172,1 г/(кВт-ч) достигаются в рабочих циклах с цикловой подачей смесевого топлива 0,13 г (см. рис. 3). При этом максимальная скорость сгорания (по тепловыделению) наступает через 6 град п.к.в. после ВМТ (aW сг тах = 366 град п.к.в.). Это соответствует величине оптимального угла, полученного ранее [11, 14, 15] при исследовании влияния Та, степени сжатия, угла закрытия впускных клапанов и коэффициента остаточных газов 7ост на показатели рабочего цикла. Максимальное давление в цилиндре ртах на этом режиме составляет 15,59 МПа, максимальная температура газа Ттах = 2 062 К при коэффициенте избытка воздуха по смесевому топливу асм
Ртах. МПа
а,г/(кВтч)
aWcr max» yjQ град п.к.в.
тт ■ КГ, кг
Рис. 3. Зависимость показателей рабочего цикла двигателя с наддувом от цикловой подачи смесевого топлива при постоянной температуре начала сжатия Та = 355 К
=2,05. Таким образом, увеличение цикловой подачи смесевого топлива при постоянстве других параметров приводит к практически линейному росту среднего индикаторного давления двигателя. Однако раннее сгорание и снижение суммарного коэффициента избытка воздуха ниже значения 2,0 не только ухудшают экономические индикаторные показатели, но и увеличивают механическую и тепловую напря-
женность, а также опасность возникновения детонационного сгорания.
Выполненные ранее расчетные исследования рабочего цикла HCCI-двигателя без наддува [9, 10, 12] показали возможность влияния на процессы воспламенения и сгорания гомогенной смеси за счет изменения температуры в начале сжатия. Результаты расчетов рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при подборе оптимальной температуры Та опт для получения на каждом режиме наилучших индикаторных показателей рабочего цикла, характеризующихся углом a^ сг max = = 366 град п.к.в., приведены на рис. 4. На рисунке видно, что увеличение температуры Та от 355 до 362 К при уменьшении подачи топлива от 0,10 до 0,13 г приводит к улучшению индикаторных показателей (на ~1,9 %) и увеличению максимальных значений давления (на ~2 МПа) и температуры ( на ~158 К) в цилиндре по сравнению с результатами при постоянной температуре Та =355 К. Одновременно можно ожидать более стабильное самовоспламенение обедненной гомогенной смеси с коэффициентом избытка воздуха по смесевому топливу асм =2,64.
Уменьшение температуры Та от 355 до 349 К при увеличении подачи топлива от 0,13 до 0,18 г также приводит к улучшению индикаторных показателей (всего на ~0,45 %) (см. рис. 3), но максимальные значения давления и температуры в цилиндре при этом снижаются на 0,81 МПа (~4,2 %) и 45 К (~1,8 %) соответственно, по сравнению с результатами при постоянной температуре Та = 355 К (см. рис. 2).
Результаты расчетных исследований рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала. Исследования при различных частотах вращения коленчатого вала проводились с учетом турбулентного характера процесса сгорания гомогенной смеси в цилиндре ДВС с коэффициентом K2. В результате на всех режимах получено улучшение
МПа/град п.к.в.
g-, г/(кВт-ч) 172,5
й,г/(кВт-ч)
град п.к.в.
1ПП0
14ПП
160(1
Рис. 4. Зависимость показателей рабочего цикла двигателя с наддувом от цикловой подачи смесевого топлива при оптимальной температуре в начале сжатия
Рис. 5. Зависимость показателей рабочего цикла
двигателя с наддувом от частоты вращения коленчатого вала при постоянной температуре
начала сжатия Та=351 К
р, МПа 16 12
р —1 ^2
^ j
т — 2
~3 ^ í
6 5 i 3 2 ш 1
V I 1 di 2Jd Ф
ÜI ш
W
i7 max'
МПа/град п.к.в.
Г, К 2400
2000
1600
1200
800
й,г/(кВтч)
dQJdv?, Дж/град п.к.в.
6000
4000
2000 0
345 350 355 360 365 370 <р, град п.к.в.
Рис. 6. Влияние частоты вращения коленчатого вала HCCI-двигателя на давление, температуру и скорость тепловыделения в цилиндре при постоянной температуре начала сжатия Та = 351 К:
1 — n = 2 100 мин-1; 2 — n = 1 900 мин-1;
3 — n = 1 700 мин-1; 4 — n = 1 500 мин-1;
5 — n = 1 300 мин-1; 6 — n = 1 100 мин-1
индикаторных показателей рабочего цикла и снижение максимальной скорости нарастания давления.
Для заданных конструктивных параметрах HCCI-двигателя определена температура в начале сжатия Та = 351 К, при которой обеспечиваются наилучшие индикаторные показатели на номинальном режиме (эффективная мощность 183,8 кВт, n = 2 100 мин-1): среднее индикаторное давление p¡ = 1,635 МПа, индикаторный КПД h¡ = 0,478, удельный индикаторный расход топлива g¡ = 170,3 г/(кВт-ч). Цикловые подачи природного газа и ДМЭ составили 0,112 и 0,042 г соответственно. Угол максимальной скорости сгорания aw сг max = 365 град п.к.в. (рис. 5).
При уменьшении частоты вращения коленчатого вала от 2 100 до 1 000 мин-1 сгорание начинается все раньше. При постоянной температуре Та = 351 К угол максимальной скорости сгорания изменился от 365 град п.к.в. (при n = 2 100 мин-1) до 357 град п.к.в. (при n = 1 100 мин-1), т. е. на 8 град п.к.в. (рис. 6). Характер процесса сгорания практически не изменился, но максимальное значение скорости тепловыделения dQ^/df имело тенденцию к увеличению в диапазоне 4 500...5 200 Дж/град п.к.в. (см. рис. 5). В результате чего максимальные значения давления pmax, температуры Tmax и скорости нарастания давления Wpmax в цилиндре увеличились соответственно на 1,54 МПа, 76 К и 1,4 МПа/град п.к.в., а индикаторные показатели ухудшились (на ~2 %) (см. рис. 5).
Подбором оптимальной температуры Та опт для каждого скоростного режима удалось замедлить развитие
1«' 0,49 0,48 0,47 175 170 165 К 360 340
320 1000
W "p пах
max
Л/
T
Pi g¡
т 1 опт
dr
—
1400
1600 и, мин 1
!9 д^МПа
18
17
^шах» К
2200 2100
1 7 p¡, МПа
1,65
1,6
2,0 <хсм 1,9 1,8
Рис. 7. Зависимость показателей рабочего цикла
двигателя с наддувом от частоты вращения коленчатого вала при оптимальной температуре в начале сжатия
процесса сгорания и увеличить угол максимальной скорости сгорания ащ сг тах до уровня ~365 град п.к.в. (рис. 7). В результате снижения температуры в начале сжатия на меньших частотах вращения коленчатого вала (от 351 до 328 К) коэффициент избытка воздуха асм увеличился с 1,85 (п = 2 100 мин-1) до 1,98 (п = = 1 000 мин-1) (на ~7 %), а максимальная температура Ттах снизилась на 149 К до 2 110 К (при Та = 351 К Ттах = = 2 259 К). Максимальное давление ртах и скорость нарастания давления Щртах также стали меньше: 18,2 МПа против 19,2 МПа (на 5 %) и 8,75 МПа/град п.к.в. против 9,63 МПа/град п.к.в. (на 9 %), соответственно. Это будет способствовать снижению механической нагрузки на кривошипно-шатунный механизм.
В результате своевременного развития процесса сгорания индикаторные показатели по внешней скоростной характеристике заметно улучшились. Наибольший эффект зафиксирован при п = 1 000 мин-1, улучшение составило 3,8 %. Следует отметить, что при реализации такого регулирования температуры в начале сжатия могут возникнуть проблемы, связанные со сложностью охлаждения наддувочного воздуха (после сжатия в компрессоре до 0,24 МПа) до требуемого уровня.
Разработанная методика расчета рабочего цикла НСС1-двигателя учитывает текущие значения тепловыделения, теплоотдачи, изменение массы, объема и состава рабочего тела в цилиндре ДВС. Применение методики при известных конструктивных и регулировочных параметрах НСС1-двигателя позволяет определять индикаторные показатели рабочего цикла на различных режимах работы (по тепловому состоянию ДВС, нагрузке и частоте вращения коленчатого вала).
Выводы
По результатам проведенных расчетных исследований можно прогнозировать следующие показатели рабочего цикла НСС1-двигателя с наддувом, конвертированного из дизеля ЧН13/15 ООО «ЧТЗ-Уралтрак»
и работающего на смеси природного газа и ДМЭ при степени сжатия 14 единиц и давлении начала сжатия 0,24 МПа.
1. Увеличение цикловой подачи смесевого топлива (от 0,13 до 0,18 г) при постоянстве частоты вращения коленчатого вала (2 100 мин-1), давления наддува (ра = 0,24 МПа) и массовой доли ДМЭ (фдМЭ = 0,27) приводит к практически линейному росту среднего индикаторного давления от 1,01 до 1,87 МПа. При этом индикаторный КПД г|; изменяется в диапазоне от 0,459 до 0,473, а удельный индикаторный расход топлива gi — от 172,1 до 177,5 г/(кВт-ч).
2. Наибольший индикаторный КПД ^ (0,473) и наименьший удельный индикаторный расход топлива gi (172,1 г/(кВт-ч)) достигаются в рабочих циклах с цикловой подачей смесевого топлива 0,13 г. При этом максимальная скорость сгорания наступает через 6 град п.к.в. после ВМТ (а^- сг тах = 366 град п.к.в.), максимальное давление в цилиндре ртах составляет 15,59 МПа, максимальная температура газа Ттах = = 2062 К при коэффициенте избытка воздуха по сме-севому топливу асм =2,05.
Литература
3. При номинальной частоте вращения п = = 2 100 мин-1, давлении начала сжатия 0,24 МПа и суммарном коэффициенте избытка воздуха асм = 1,85 наилучшие индикаторные показатели достигаются в рабочих циклах при температуре начала сжатия 351 К: П = 0,478, р = 1,635 МПа и gi = 170,3 г/(кВт-ч).
4. При снижении частоты вращения коленчатого вала от 2 100 до 1 000 мин-1 и постоянстве других параметров сгорание начинается все раньше: а^сг тах изменяется от 365 до 357 град п.к.в. (при п = = 1 100 мин-1), максимальные значения давления ртах, температуры Ттах и скорости нарастания давления
тах в цилиндре увеличиваются соответственно на 1,54 МПа, 76 К и 1,4 МПа/град п.к.в., а индикаторные показатели ухудшаются примерно на 2 %.
5. Для сохранения угла максимальной скорости сгорания на уровне ~365 град п.к.в. и получения наилучших индикаторных показателей рабочего цикла на каждой частоте вращения коленчатого вала целесообразно понижать температуру начала сжатия Та от 351 до 328 К (при п = 1 000 мин-1).
[1] Марков В.А., Гайворонский А.И., Грехов Л.В., Иващенко Н.А. Работа дизелей на нетрадиционных
топливах. Москва, «Легион-Автодата», 2008. 464 с.
[2] Kong S.C. A study of natural gas/DME combustion in HCCI engines using CFD with detailed chemical
kinetics. Fuel, 2007, no. 86, pp. 1483-1489.
[3] Luszcz P.M. Combustion Diagnostics in Homogeneous Charge Compression Ignition Optical and Thermal
Single Cylinder Engines. University of Birmingham. 2009. 293 pp.
URL: http://etheses.bham.ac.uk/524/1/Luszcz09PhD.pdf (дата обращения 10 марта 2014).
[4] Chen Z., Konno M., Oguma M., Yanai T. Experimental study of CI natural-gas/DME homogeneous charge
engine. SAE Technical Paper Series, 2000, no. 2000-01-0329. 10 р.
[5] Камалтдинов В.Г., Драгунов Г.Д., Марков В.А. Прогнозирование показателей рабочего цикла HCCI-
двигателя с наддувом при различных нагрузках и частотах вращения. Двигателестроение, 2013, № 3, с. 9-15.
[6] Гусаков С.В., Епифанов И.В. Исследование HCCI процесса с использованием однозонной химико-
кинетической модели горения. Вестник РУДН. Сер. Инженерные исследования, 2008, № 2, c. 67-73.
[7] Злотин Г.Н., Федянов Е.А., Иткис Е.М., Кузьмин В.Н. Математическое моделирование индикаторного
процесса в двигателе с самовоспламенением от сжатия гомогенной метано-воздушной смеси. Сб. науч. тр. по матер. междунар. конф. Двигатель-2007, посвящ. 100-летию школы двигателе-строения МГТУ им. Н.Э. Баумана. Москва, 2007, с. 57-61.
[8] Камалтдинов В.Г. Новая модель процесса горения топлива в ДВС. Двигателестроение, 2008,
№ 3(233), с. 17-20.
[9] Камалтдинов, В.Г., Никифоров С.С. Управление рабочим процессом в HCCI-двигателе. Двигате-
лестроение, 2010, № 3 (241), с. 3-9.
[10] Камалтдинов В.Г., Марков В.А. Влияние температуры огневой поверхности цилиндра на процесс
сгорания и показатели рабочего цикла HCCI-двигателя. Грузовик, 2010, № 12, с. 38-47.
[11] Камалтдинов В.Г., Марков В.А. Влияние геометрической степени сжатия и угла закрытия впускных
клапанов на процесс сгорания и показатели рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом. Авто-газозаправочный комплекс + альтернативное топливо, 2011, № 2 (56), с. 9-16.
[12] Камалтдинов В.Г., Марков В.А., Хрипупов С.А. Расчетное исследование влияния рециркуляции
отработавших газов на показатели рабочего цикла HCCI-двигателя. Автогазозаправочный комплекс + альтернативное топливо, 2011, № 4 (58), с. 25-32.
[13] Камалтдинов В.Г. Уточненная методика расчета параметров рабочего тела на пусковых режимах
дизеля. Двигателестроение, 2008, №2 (232), с. 31-34.
[14] Федянов Е.А., Иткис Е.М., Кузьмин В.Н. Особенности теплоотдачи в стенки цилиндра двигателя
с самовоспламенением гомогенной топливовоздушной смеси. Изв. ВолгГТУ. Сер. Процессы преобразования энергии и энергетические установки, вып. 2, 2009, № 7, с. 72-74.
[15] Камалтдинов В.Г. Организация эффективного процесса сгорания топлива для перспективного
поршневого двигателя внутреннего сгорания. Дис. ... д-ра техн. наук. Челябинск, 2012. 24 с.
References
[1] Markov V.A., Gaivoronskii A.I., Grekhov L.V., Ivashchenko N.A. Rabota dizelei na netraditsionnykh toplivakh
[Work on non-conventional diesel fuels]. Moscow, Legion-Avtodata publ., 2008. 464 p.
[2] Kong S.C. A study of natural gas/DME combustion in HCCI engines using CFD with detailed chemical
kinetics. Fuel, 2007, no. 86, pp. 1483-1489.
[3] Luszcz P.M. Combustion Diagnostics in Homogeneous Charge Compression Ignition Optical and Thermal
Single Cylinder Engines. University of Birmingham. 2009. 293 p.
Available at: http://etheses.bham.ac.uk/524/1/Luszcz09PhD.pdf (accessed 10 March 2014).
[4] Chen Z., Konno M., Oguma M., Yanai T. Experimental study of CI natural-gas/DME homogeneous charge
engine, SAE Technical Paper Series, 2000, no. 2000-01-0329. 10 p. Doi:10.4271/2000-01-0329.
[5] Kamaltdinov V.G., Dragunov G.D., Markov V.A. Prognozirovanie pokazatelei rabochego tsikla HCCI-
dvigatelia s nadduvom pri razlichnykh nagruzkakh i chastotakh vrashcheniia [Supercharged HCCI Engine: Prediction of Combustion Parameters at Varying Load and Speed]. Dvigatelestroenie [Engine Building]. 2013, no. 3, pp. 9-15.
[6] Gusakov S.V., Epifanov I.V. Issledovanie HCCI protsessa s ispol'zovaniem odnozonnoi khimiko-kineticheskoi
modeli goreniia [Zero-dimentional chemical-kinetics HCCI research]. VestnikRUDN. Ser. Inzhenernyeissle-dovaniia [Bulletin of PFUR. Ser. Engineering studies]. 2008, no. 2, pp. 67-73.
[7] Zlotin G.N., Fedianov E.A., Itkis E.M., Kuz'min V.N. Matematicheskoe modelirovanie indikatornogo protsessa v
dvigatele s samovosplameneniem otszhatiiagomogennoi metano-vozdushnoi smesi [Mathematical modeling of the indicator process in the engine with a compression-ignition homogeneous methane-air mixture]. Sbornik nauchnykh trudov po materialam mezhdunarodnoi konferentsii Dvigatel'-2007, posviashchennoi 100-letiiu shkoly dvigatelestroeniia MGTUim. N. E. Baumana [Collection of scientific papers based on an international conference Engine-2007, on the 100th anniversary of the school engine Bauman Moscow State Technical University]. Moscow, 2007, pp. 57-61.
[8] Kamaltdinov V.G. Novaia model' protsessa goreniia topliva v DVS [New Model of Fuel Combustion in
Diesel Engines]. Dvigatelestroenie [Engine building]. 2008, no. 3(233), pp. 17-20.
[9] Kamaltdinov V.G., Nikiforov S.S. Upravlenie rabochim protsessom v HCCI-dvigatele [Combustion Control
in HCCI Engine]. Dvigatelestroenie [Engine building]. 2010, no. 3(241), pp. 3-9.
[10] Kamaltdinov V.G., Markov V.A. Vliianie temperatury ognevoi poverkhnosti tsilindra na protsess sgoraniia
i pokazateli rabochego tsikla HCCI-dvigatelia [Influence of the cylinder hot surface temperature on the combustion process and on the HCCI engine working cycle characteristics]. Gruzovik [Truck]. 2010, no. 12, pp. 38-47.
[11] Kamaltdinov V.G., Markov V.A. Vliianie geometricheskoi stepeni szhatiia i ugla zakrytiia vpusknykh
klapanov na protsess sgoraniia i pokazateli rabochego tsikla HCCI-dvigatelia s nadduvom [The Influence of Geometrical Degree of Compression and Angle of Closing Inlet Valves on The Process of Combustion And The Indicators of Working Cycles of HCCI Engine with Supercharge]. Avtogazozapravochnyi kompleks + al'ternativnoe toplivo [AutoGas Filling Complex+ Alternative Fuel]. 2011, no. 2(56), pp. 9-16.
[12] Kamaltdinov V.G., Markov V.A., Khripupov S.A. Raschetnoe issledovanie vliianiia retsirkuliatsii otrabotavshikh gazov na pokazateli rabochego tsikla HCCI-dvigatelia [Calculated investigation of infl uence of waste gases recirculation on working cycles indicators in the HCCI engine]. Avtogazozapravochnyi kompleks + al'ternativnoe toplivo [AutoGas Filling Complex+ Alternative Fuel]. 2011, no. 4(58), pp. 25-32.
[13] Kamaltdinov V.G. Utochnennaia metodika rascheta parametrov rabochego tela na puskovykh rezhimakh
dizelia [Method of Analysis of Work Medium Parameters as Applied to Engine Starting Condition]. Dvigatelestroenie [Engine building]. 2008, no. 2(232), pp. 31-34.
[14] Fedianov E.A., Itkis E.M., Kuz'min V.N. Osobennosti teplootdachi v stenki tsilindra dvigatelia s samo-
vosplameneniem gomogennoi toplivovozdushnoi smesi [Properties of heat transfer in the cylinder wall of the engine with a homogenous air-fuel mixture autoignition]. Izvestiia VolgGTU. Ser. Protsessypreo-brazovaniia energii i energeticheskie ustanovki [Proceedings VSTU. Ser. Processes of energy conversion and power plants]. 2009, no. 7, pp. 72-74.
[15] Kamaltdinov V.G. Organizatsiia effektivnogo protsessa sgoraniia topliva dlia perspektivnogo porshnevogo
dvigatelia vnutrennego sgoraniia. Diss. dokt. tekh. nauk [Organization of effective combustion process for prospective piston internal combustion engine. Dr. tech. sci. diss.]. Cheliabinsk, 2012. 24 p.
Статья поступила в редакцию 13.03.2014
Информация об авторах
КАМАЯТДиноВ Вячеслав Гилимянович (Челябинск) — доктор технических наук, профессор кафедры «Двигатели внутреннего сгорания». Южно-Уральский государственный университет (454080, Челябинск, Российская Федерация, Ленина пр., д. 76).
МАРКоВ Владимир Анатольевич (Москва) — доктор технических наук, профессор кафедры «Теплофизика». МГТУ им. Н.Э. Баумана (105005, Москва, Российская Федерация, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1, e-mail: [email protected]).
ДРАГуноВ Геннадий Дмитриевич (Челябинск) — доктор технических наук, профессор кафедры «Колесно-гусеничные машины и автомобили». Южно-Уральский государственный университет (454080, Челябинск, Российская Федерация, Ленина пр., д. 76).
Information about the authors
KAMALTDINOV Vyacheslav Gilimyanovich (Chelyabinsk) — Dr. Sc. (Eng.), Professor of «Internal Combustion Engines» Department. South Ural State University (SUSU, Lenina ave., 76, 454080, Chelyabinsk, Russian Federation).
MARKOV Vladimir Anatol'evich (Moscow) — Dr. Sc. (Eng.), Professor of «Thermal Physics» Department. Bauman Moscow State Technical University (BMSTU, building 1, 2-nd Baumanskaya str., 5, 105005, Moscow, Russian Federation, e-mail: markov@ power.bmstu.ru).
DRAGUNOV Gennadiy Dmitrievich (Chelyabinsk) — Dr. Sc. (Eng.), Professor of «Wheeled and Caterpillar Vehicles and Automobiles» Department. South Ural State University (SUSU, Lenina ave., 76, 454080, Chelyabinsk, Russian Federation).
С.А. Герасимов, Л.И. Куксенова, В-Г. Лаптева
Структура и износостойкость
азотированных конструкционных сталей и сплавов
В Издательстве МГТУ им. Н.Э. Баумана вышло в свет 2-е издание монографии
«Структура и износостойкость азотированных конструкционных сталей и сплавов»
авторов С.А. Герасимова, Л.И. Куксенова, В.Г. Лаптева.
Изложены закономерности формирования структуры поверхностного слоя при азотировании сталей и сплавов перлитного, мартенситного и аустенитного классов в зависимости от их химического состава, плотности дефектов строения матрицы и тем-пературно-временных параметров технологического процесса. Описаны механизмы влияния строения азотированного слоя на твердость сталей и их износостойкость. Установлены основные структурные факторы, влияющие на износостойкость сталей и контактную долговечность изделий из них. Рассмотрены принципы управления структурными факторами для достижения оптимальных значений износостойкости и контактной долговечности. Представлены результаты экспериментальных исследований износостойкости конструкционных материалов при трении в разных условиях. С позиций эксплуатационных требований изложена проблема выбора конструкционных материалов для узлов трения технологического оборудования. В приложении представлен обширный справочный материал по триботехническим характеристикам конструкционных материалов.
По вопросам приобретения обращайтесь:
105005, Москва, 2-я Бауманская ул., д. 5, стр. 1. Тел.: +7 499 263-60-45, факс: +7 499 261-45-97; [email protected]; www.baumanpress.ru
