Научная статья на тему 'Оценка показателей рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала и нагрузках'

Оценка показателей рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала и нагрузках Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

CC BY
646
130
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.
Ключевые слова
РАБОЧИЙ ЦИКЛ / ИНДИКАТОРНАЯ ДИАГРАММА / КОЛЕНЧАТЫЙ ВАЛ ДВИГАТЕЛЯ / ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ / DUTY CYCLE / INDICATOR DIAGRAM / ENGINE CRANKSHAFT / ROTATIONAL SPEED

Аннотация научной статьи по механике и машиностроению, автор научной работы — Камалдинов Вячеслав Гилимянович, Марков Владимир Анатольевич, Драгунов Геннадий Дмитриевич

Показатели рабочего цикла двигателя с объемным самовоспламенением гомогенного заряда (hcc i-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 р а = 0,24 МПа и массовой доли диметилового эфира в смеси φ ДМЭ = 0,27 обусловливает практически линейный рост среднего индикаторного давления p i 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 %.

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Похожие темы научных работ по механике и машиностроению , автор научной работы — Камалдинов Вячеслав Гилимянович, Марков Владимир Анатольевич, Драгунов Геннадий Дмитриевич

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.
i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.

Evaluation of duty cycle parameters of an HCCI-supercharged engine at various loads and rotational speeds of the crankshaft

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 HCCIengine 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 p a = 0.24 MPa, and the mass fraction of dimethyl ether φ DME = 0.27 causes an almost linear increase in the mean indicated pressure p i 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.

Текст научной работы на тему «Оценка показателей рабочего цикла HCCI-двигателя с наддувом при различных частотах вращения коленчатого вала и нагрузках»

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|.

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

(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

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

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.

iНе можете найти то, что вам нужно? Попробуйте сервис подбора литературы.

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

i Надоели баннеры? Вы всегда можете отключить рекламу.