CC BY
39щ
Научные разработки и исследов
Сравнительный анализ циклов газового и газодизельного двигателей большой размерности
А.С. Хачиян, профессор МАДИ, к.т.н.,
И.Г. Шишлов, старший научный сотрудник МАДИ, к.т.н.,
Д.М. Карпов, инженер МАДИ
Представлены результаты расчетных исследований циклов газового и газодизельного двигателей, созданных на базе дизеля большой размерности для тепловозов. Показано преимущество конвертации среднеоборотного дизеля в газовый двигатель с внешним смесеобразованием и воспламенением газовоздушной смеси от минимизированной мелко распыленной запальной порции дизельного топлива по сравнению с конвертацией в газовый двигатель с внешним смесеобразованием и искровой системой зажигания. Отмечена более высокая экономичность, обеспеченная благодаря применению в газодизеле высокой степени сжатия и работе на более бедных смесях.
Ключевые слова: газовый двигатель, газодизель, природный газ, показатели цикла, степень сжатия, способ смесеобразования.
При решении задачи по созданию на базе большеразмер-ного дизеля средней оборотности двигателя, питаемого природным газом, важным является выбор варианта конвертации. Способы смесеобразования и воспламенения газовоздушной смеси оказывают безусловное влияние на эксплуатационную экономичность газовых модификаций дизеля.
В Московском автомобильно-дорожном техническом университете (МАДИ) проведены расчеты показателей цикла двигателя, питаемого природным газом и разрабатываемого на базе большеразмерного дизеля средней оборотности для разных вариантов конвертации. Расчеты выполнены с использованием методик, созданных на кафедре «Теплотехника и автотракторные двигатели» [1].
Рассмотрены следующие варианты конвертации дизелей:
• конвертация дизеля в газовый двигатель с внешним и внутренним смесеобразованием и воспламенением газовоздушной смеси от искрового разряда;
• конвертация дизеля в газовый двигатель (газодизель) с внешним смесеобразованием и воспламенением газовоздушной смеси от минимизированной мелко распыленной запальной порции дизельного топлива.
Первый вариант требует доработки поршней для снижения
степени сжатия при внешнем смесеобразовании и головок цилиндров для установки вместо форсунок свечей зажигания, а также применения микропроцессорной системы управления подачей искрового разряда и дозированной подачи природного газа.
Основной недостаток этого способа связан с необходимостью снижения степени сжатия при внешнем смесеобразовании и применения количественного регулирования. Надо также иметь в виду, что
Таблица 1
Октановое число Степень сжатия s для двигателей размерностью Разность
D/S=120/130 D/S=265/310
105 9,57 5,99 3,76
110 11,05 6,46 4,59
115 12,76 7,01 5,75
120 15,10 7,66 7,44
125 18,47 8,44 10,03
Среднее значение 13,39 7,11 6,28
«Транспорт на альтернативном топливе» № 2 (32), апрель 2013 г.
е разработки и исследования
с учетом возможной неравномерности состава газовоздушной смеси в цилиндрах, связанной с различием цикловых подач природного газа, поступающего в отдельные цилиндры, которые зависят от индивидуальных расходных характеристик газовых форсунок, при выборе коэффициента избытка воздуха необходимо ограничиваться а=1,5...1,7. В то время как в газодизеле избыток воздуха может быть больше.
При наддуве газовый двигатель с внутренним смесеобразованием и воспламенением газовоздушной смеси от искрового разряда не имеет существенных преимуществ по сравнению с газодизелем,
имеющим внешнее смесеобразование и воспламенение газовоздушной смеси от минимизированной мелко распыленной запальной порции дизельного топлива. В то же время способ создания чистого газового двигателя с внутренним смесеобразованием требует существенно больших затрат.
Степень сжатия газового двигателя может быть определена двумя способами.
1. Расчет температуры адиабатного сжатия от начального давления цикла до максимального в цилиндре, условно называемой температурой детонации, которая для природного газа не должна превышать 1050 К:
к-1
Т =т (?Ак дет а \р3) '
где Гдет - температура детонации; Та
- начальная температура адиабатного сжатия; ра - начальное давление в цилиндре; р2 - максимальное давление в цилиндре, к - показатель адиабаты.
2. Расчет по эмпирическому уравнению Д.М. Аронова [2]
04 = 125,4 - — + 0,183£), (2)
£
где ОЧ - октановое число природного газа; £ - степень сжатия; й
- диаметр цилиндра, мм.
Для определения степени сжатия по способу 1 с использованием методик и программ расчета циклов двигателей были выполнены серии
Таблица 2
Параметр Двигатель
Газовый е=7,11 Газодизель е=14,0
Давление перед выпускным клапаном, МПа 0,25 0,32
Коэффициент избытка воздуха 1,5 2,0
Среднее давление газообмена, МПа -0,028 -0,035
Коэффициент наполнения 0,866 0,904
Коэффициент остаточных газов 0,0604 0,0628
Давление в цилиндре в конце впуска, МПа 0,2697 0,3455
Температура в цилиндре в конце впуска, К 417,30 368,47
Среднее индикаторное давление, МПа 1,763 2,239
Индикаторный КПД 0,405 0,492
Удельный индикаторный расход топлива, г/кВтч 179,89 148,07
Максимальная скорость нарастания давления, МПа/°ПКВ 0,6289 0,9648
Максимальное давление сгорания, МПа 9,448 18,535
Максимальная температура сгорания, К 2314,1 2057,6
Теплота, подведенная к циклу, Дж 68458,8 69580,9
Потери теплоты в стенки, Дж 4256,7 4370,3
Средний коэффициент теплоотдачи, Вт/м2К 348,62 537,59
Средняя температура цикла, К 1026,00 872,94
Средняя результирующая по теплообмену температура, К 1185 1027
Примечание. Для газодизеля допустимое максимальное давление цикла ограничено величиной 18,5 МПа, поэтом показатели цикла получены при неоптимальном моменте начала воспламенения.
«Транспорт на альтернативном топливе» № 2 (32), апрель 2013 г.
11^ АН| ИШГ I мтШ| Т1Р1Г тгп п°1"ПТГПТГИШШИШ
т
Научные разработки и исследов
р, МПа
£ ? 14 II 11 11 II 14 17 ЗА 19 10
/■103, м3
Рис. 1. Изменение давления в цилиндре двигателей в процессе сжатия, сгорания и расширения
расчетов при среднем для состава заряда показателе адиабаты
к = i^bH = 1)37.
(3)
(4)
Для газового варианта степень сжатия £=11.
При этом значении степени сжатия температура детонации была определена по формуле (1).
1,37-1
Т - Q4Q Q А5.525Л 1-37 _
1 дет - 007,0 ^ Q 25 J
= 1034,5 К.
Полученное значение близко к 1050 К.
Следует принять во внимание, что способ 1 не учитывает того, что при большом диаметре цилиндра продолжительность развития фронта пламени до наиболее удаленных слоев заряда в камере сгорания увеличивается, поэтому необходимо выбирать еще меньшую степень сжатия, чтобы избежать детонации.
При определении степени сжатия по способу 2 расчеты выполнены для ряда значений ОЧ (табл. 1), так как в различных источниках этот показатель природного газа оценивается в диапазоне 105...125.
Проведенные ранее экспериментальные исследования двигателей размерностью D/S =120/130 (КАМАЗ)
показали, что работа двигателя на природном газе с £=13, близкой к оценочному значению £=13,39, не сопровождалась детонацией. Поэтому для двигателя размерностью D/S = 265/310 в соответствии с результатом, представленным в табл. 1, можно назначить степень сжатия £=7,11.
Для номинального режима (п=1000 мин-1) среднеоборотного дизеля размерностью D/S=265/310 выполнены расчеты показателей циклов при его работе в газовом и газодизельном вариантах (табл. 2).
Коэффициент избытка воздуха для газового варианта принят а=1,5, для газодизельного а=2,0. С учетом этого различия давление наддува для газодизельного варианта выбрано 0,42 МПа вместо 0,25 МПа для газового варианта.
Степень сжатия в газодизельном варианте соответствует степени сжатия дизельного £=14,0, в газовом принята £=7,11.
Результаты расчетов показателей циклов представлены на рис. 1-3.
Анализ результатов расчетного исследования показал следующее:
• в газодизеле выше механические нагрузки на детали двигателя;
• экономичность цикла в газодизеле оказалась выше на 21,5 %;
• при равенстве средней скорости поршня, потерь на газообмен и большем значении среднего индикаторного давления можно предположить, что механический КПД будет выше в газодизеле, и поэтому различия в эффективном КПД будут больше, чем в индикаторном.
Следует отметить, что газодизель имеет и другие преимущества, в частности, большую унификацию с базовым дизелем.
Q, Дж/°ПКВ еда
-<н>
«00
зм
JW
JM
J0C
100
- ■ ruej г-; шо] шла ыЛ ™
у
У
16? ]-0 Г* 1№ 18? 190 НУ :м
Рис. 2. Интегральные характеристики подвода теплоты к циклу
на
Ф, °ПКВ
»ЮПФйяЯЭ!
«Транспорт на альтернативном топливе» № 2 (32), апрель 2013 г.
е разработки и исследования
liííQbl
Qw, Дж/°ПКВ UQ
i:o im за fú ■ю
о
-д.
- ч Г * г р a lj Jíi
■ И
SO 40
J:Ü 150
]|0
до
ф, °ПКВ
Рис. 3. Интегральные характеристики потерь теплоты в стенки цилиндра
Проведенные исследования позволили сделать следующие выводы.
Для тепловозных дизелей средней оборотности нецелесообразно использовать способ конвертации в чисто газовый двигатель с искровым зажиганием, так как
Наиболее целесообразно применение газодизельного способа конвертации с внешним смесеобразованием и воспламенением от минимизированной тонко распыленной запальной порции дизельного топлива, впрыскиваемого аккумуляторной топливной системой с электрогидравлическими форсунками.
При работе газодизеля только по двухтопливной схеме для впрыска минимизированной запальной порции дизельного топлива можно применить серийно выпускаемые автомобильные аккумуляторные топливные системы.
необходимо существенно снижать степень сжатия с целью предотвращения детонации. На эксплуатационную экономичность, естественно, повлияет также уменьшение механического КПД и количественное регулирование.
Литература
1. Хачиян А.С., Синявский В.В. Расчеты четырехтактного газового двигателя. - М.: МАДИ, 2001.
2. Аронов Д.М., Малявинский Л.В.
Антидетонационные качества автомобильных двигателей. Тр. НИИАТ, вып. 2. - М.: изд-во НИИАТ, 1961.
Насосы и насосные агрегаты Corken Z2000
произво^тельность - 220 п/мйн • максимальное дифференциальной давление - 1.03 М Па • максимальная потребляемая мощность - 7,5 кВт ■ лазерная центровка насосных агрегатов ■ постоянное наличие на складе в Санкт-Петербурге * цена - 118 тыс. руб-
F4S CORHBN ijXTK
(4У5) Ш 0577 . (812) 335 4950 - 318 75Й0 . COMPRESSOR^FAS.SU -1 JGK@FAS.5U
WWW.FAS.SU
«Транспорт на альтернативном топливе» № 2 (32), апрель 2013 г.
l^ffHiUlf I шттпТГГГи Т1Г1Г Т^П^ПТГТШИВВ!>1%-
