PHYSICAL MODELING OF GAS-DIESEL ENGINE OPERATIONAL PROCESS

Full Text

Введение Известно, что применение газового топлива в ДВС позволяет уменьшить затраты на топливо, снизить шум, выбросы NOx, CO, частиц и CO2. В МАДИ накоплен многолетний опыт конвертации высокооборотных дизелей КАМАЗ в газовые двигатели с искровым зажиганием. В настоящее время в рамках работ по созданию современных высоко- и среднеоборотных транспортных двигателей, питаемых природным газом, МАДИ занимается разработкой систем питания и электронного управления для таких двигателей. Предварительно выполнен анализ с целью определения наиболее эффективных методов конвертации средне- и высокооборотных транспортных двигателей для работы на природном газе [1]. Для таких двигателей газодизельный процесс представляется более перспективным, чем чисто газовый с искровым зажиганием, в связи с получением лучшей топливной экономичности, а также поскольку в этом случае нет ограничений, связанных с детонацией, которые особенно сильно проявляются по мере увеличения размеров цилиндров и роста степени форсирования. При сохранении топливоподающей аппаратуры конвертируемого дизеля и подачи в цилиндры запальной дозы дизельного топлива удается заместить часть дизельного топлива газом, улучшить по сравнению с базовым дизелем топливную экономичность и снизить токсичные выбросы. Так, у газодизеля ЯМЗ 236Д трактора РТМ-160 запальная доза дизельного топлива составляет 30 % от номинальной при работе в дизельном режиме [2], а у газодизеля ДМ самосвалов БелАЗ удалось уменьшить запальную дозу дизельного топлива до 18 % и снизить выбросы частиц в 5 раз, СО - в 2-3 раза, NOx - в 1,3-1,4 раза [3]. В целом, у таких газодизелей доля замещения дизельного топлива газом получается не очень большой (40-60 %), так как они запускаются и работают на холостом ходу на дизельном топливе. По мнению А.А. Капустина [4], минимальная запальная доза дизельного топлива 20-25 % определяется минимальным количеством топлива, которое может устойчиво подавать ТНВД традиционного типа. Если на двигателе установить специальный ТНВД только для впрыска запального жидкого топлива, можно обеспечить устойчивую работу при запальной дозе топлива 3-5 %. Наконец, возможен инновационный процесс, при котором происходит воспламенение газовоздушной смеси запальной порцией тонко распыленного дизельного топлива, подаваемого системой Common Rail, когда при правильной организации рабочего процесса доза дизельного топлива может быть доведена до 5 % от общей цикловой подачи дизельного и газового топлива. Причем доля дизельного топлива остается низкой и при снижении нагрузки. Цель исследования По результатам проведенного анализа была поставлена цель создания систем питания топливом и электронного управления для высоко- и среднеоборотного газодизеля «нового поколения» с воспламенением газа минимизированной порцией дизельного топлива, подаваемого системой Common Rail. Поскольку отсутствовала возможность проведения экспериментальных работ на среднеоборотном дизеле, было решено конвертировать высокооборотный дизель Камминс-КАМА 6ЧН10,7/12,4 в газодизель путем формирования его систем питания газом и электронного управления с последующей калибровкой этих систем на основе экспериментальных исследований и моделирования. Разработанные системы имеют архитектуру, позволяющую применять их на среднеоборотном газодизеле 6ЧН20/28 после соответствующей адаптации. Разработка систем питания газом и управления Предложена система питания газом газодизеля, состоящая из нескольких модулей, соединенных между собой. Каждый газовый модуль обеспечивает редуцирование и подачу природного газа. Это позволяет использовать в зависимости от размерности газодизеля соответствующее количество модулей. Так, для газодизеля 6ЧН10,7/12,4 требуется один модуль, а для газодизеля 6ЧН20/28 -3 модуля. Экспериментальный образец системы подачи газа (рис. 1) обеспечивает подачу природного газа для газодизеля с внешним смесеобразованием с рабочим давлением 1 МПа. По своим конструктивным признакам данная система относится к газовым редуцирующим топливным системам с электро-управляемыми дозаторами природного газа. Для подачи запальной порции дизельного топлива использовалась штатная аккумуляторная топливная система дизеля 6ЧН10,7/12,4 с электрогидроуправляемыми форсунками. Экспериментальный образец системы электронного управления подачей и воспламенения газовых топлив для 6-цилиндрового газодизеля (рис. 2) на основании данных, получаемых от информационных элементов систем подачи газа и запальной порции дизельного топлива, формирует электрические импульсы управления исполнительными элементами этих систем, обеспечивает синхронизацию и распределение импульсов управления по цилиндрам в соответствии с режимом работы двигателя. Проведение расчетного моделирования Использовался разработанный в МАДИ программный комплекс для расчетов показателей газодизеля [5]. Проводились следующие серии расчетов: • расчеты рабочего процесса газодизеля 6ЧН10,7/12,4 в широком диапазоне частот вращения и нагрузок, необходимые для калибровки систем питания газом и электронного управления, а также для анализа полученных экспериментальных показателей данного газодизеля; I- ш о т I- ш о т • сравнительные расчеты показателей высокооборотного газодизеля 6ЧН10,7/12,4 и среднеоборотного газодизеля 6ЧН20/28 при сходных условиях работы для оценки возможности успешного использования на среднеоборотном газодизеле решений, принятых при разработке систем питания топливом и электронного управления высокооборотного газодизеля. Было сделано предположение, что индикаторные показатели газодизелей большой и малой размерности могут быть близкими при следующих одинаковых параметрах: • средняя скорость поршня Сп; • среднее эффективное давление ре; • давление наддува ps и полученные вследствие этого близкие значения коэффициента избытка воздуха а; • параметры тепловыделения по формуле И. И. Вибе (для двух рассчитываемых величин средней скорости поршня 9,33 и 5,88 м/с принимались значения длительности тепловыделения ppz = 50° и 40° поворота коленчатого вала и показатель тепловыделения m = 1). Предположение о возможности получения близких индикаторных показателей у двигателей, значительно различающихся размерами, при указанных выше сходных условиях основано на возможности получения близких значений относительных потерь теплоты в стенки цилиндров так как: • при увеличении размеров цилиндров количество рабочего тела растет пропорционально увеличению размеров цилиндров в третьей степени, а площадь - во второй степени, что обуславливает у двигателя большого размера снижение относительных потерь теплоты в стенки из-за уменьшения относительной площади теплообмена; • у двигателя малого размера при неизменной длительности тепловыделения в градусах поворота коленчатого вала и при одинаковой средней скорости поршня в силу большей частоты вращения относительные потери теплоты в стенки снижаются из-за уменьшения времени контакта горячего рабочего тела со стенками цилиндра. Вначале моделировалась работа газодизеля 6ЧН20/28 при двух частотах вращения 1000 и 630 мин-1 (что соответствовало величинам средней скорости поршня С = 9,33 и 5,88 м/с) на полной и частичной нагрузках. На номинальном режиме доля дизельного топлива принималась равной 5 % от общей цикловой подачи, и далее цикловая подача дизельного топлива для всех остальных режимов оставалась неизменной, а менялась только цикловая подача газового топлива. Для каждого режима подбирался оптимальный по топливной экономичности угол опережения воспламенения. Затем были проведены аналогичные расчеты для газодизеля 6ЧН10,7/12,4. Частоты вращения определялись из условий равенства средней скорости поршня. Одинаковое давление наддува обеспечивалось за счет изменения минимального эффективного проходного сечения турбины. Результаты исследования и их обсуждение Результаты испытаний газодизеля 6ЧН10,7/12,4 по точкам скоростной и нагрузочной характеристик представлены на рис. 3 и 4. Здесь приводятся величины среднего эффективного давления ре, давления наддувочного воздуха ps и газов перед турбиной рт, коэффициента избытка воздуха а, расхода воздуха G дизельного топлива Gт и газа G, температуры наддувочного воздуха Т и индикаторного КПД гц. Как видно из рис. 3, на малых частотах вращения не удалось достичь высоких величин ре. Это может объясняться снижением коэффициента избытка воздуха газодизеля из-за частичного замещения воздуха газом, а также тем, что в дизеле все топливо находится в камере сгорания, а в газодизеле газ заполняет зазоры между поршнем-гильзой и поршнем-головкой цилиндров и сгорает не полностью. Высокий эффективный КПД газодизеля г|е = 0,43 получен в диапазоне частот вращения 1300-1600 мин-1. При минимальной частоте вращения экспериментальное значение г е = 0,34 заметно меньше расчетного ге = 0,42. Это может объясняться неполным сгоранием топлива в зазорах, что особенно заметно влияет на малых частотах вращения, когда турбулизация заряда снижается. При расчетах последствия попадания топлива в зазоры не учитывались. Поскольку измеренный расход воздуха газодизеля меньше, чем базового дизеля примерно на 8 %, некоторое повышение крутящего момента на малых частотах вращения можно получить подбором турбокомпрессора, обеспечивающего больший расход воздуха. Дальнейшее повышение крутящего момента может быть достигнуто изменением формы камеры сгорания в поршне, что требует проведения дополнительных исследований. На рис. 5. приводится сравнение ряда показателей газодизеля и базового дизеля 6ЧН10,7/12,4 при трех частотах вращения и двух нагрузках - максимальной и частичной (30-40 % от максимальной). Здесь указана доля запальной порции дизельного топлива по отношению к общему количеству топлива. На полных нагрузках доля дизельного топлива составляет 4,5-6,2 %, а на малых равна 8,7-8,9 %. На холостом ходу доля дизельного топлива равна 33 %. Эффективный КПД газодизеля в среднем на 3 % выше, чем базового дизеля. Получено среднее снижение CO2 на 1,17 и 1,46 %, а NOx - на 1,52 и 7,4 %, соответственно, на полных и частичных нагрузках. Результаты сравнительных расчетов высокооборотного газодизеля 6ЧН10,7/12,4 и среднеоборотного газодизеля 6ЧН20/28 при одинаковых величинах средней скорости поршня, среднего эффективного давления и давления наддува приводятся в табл. 1, где кроме упомянутых ранее параметров представлены величины отношения потерь теплоты в стенки I- ш IB о т I- ш о т к теплоте, выделившейся при сгорании QJQB, и фактора тепловой напряженности, представляющего собой произведение результирующей по теплообмену температуры Трез на коэффициент теплоотдачи аср. Из таблицы видно, что получены близкие значения относительных потерь теплоты среднеоборотного и высокооборотного газодизелей. В случае среднеоборотного газодизеля эти потери меньше, чем у высокооборотного на 2,5-5 % на высоких частотах вращения и на 5,6-6,7 - на низких. Поскольку относительные потери теплоты в систему охлаждения рассматриваемых газодизелей составляют 11,7-18,7 % от всей теплоты, вводимой с топливом, различия в величинах индикаторного КПД и максимального давления сгорания получаются значительно меньше и не превышают 1-2 %. Обращает на себя внимание, что в среднеоборотном газодизеле получено меньшее, чем в высокооборотном газодизеле значение фактора тепловой напряженности, характеризующего один из важнейших показателей надежности двигателя. При средней скорости поршня Сп = 9,33 м/с эта разница составляет 11-16 %, а при Сп = 5,88 м/с равна 13,5-14,4 %. То есть, несмотря на существенно большие размеры цилиндра, большую по времени длительность горения в среднеоборотном газодизеле достигается меньшая тепловая напряженность. Эффективные показатели обоих газодизелей, кроме среднего эффективного давления, не приводятся, так как задача их сравнения не ставилась, но очевидно, что при выбранных условиях сравнения эффективные показатели высокооборотного газодизеля хуже, чем среднеоборотного, в основном потому, что на нем установлен турбокомпрессор меньшего размера, соответственно, имеющий меньший КПД. А это приводит к снижению механического I- ш о т КПД двигателя за счет повышения потерь на газообмен, поскольку с уменьшением КПД турбокомпрессора отношение давления на впуске и выпуске снижается. Получение близких при выбранных условиях сравнения индикаторных показателей высокооборотного и среднеоборотного газодизелей позволяют сделать вывод, что при одинаковых величинах средней скорости поршня, среднего эффективного давления и давления наддува повышение относительных потерь теплоты в стенки у высокооборотных газодизелей из-за увеличения относительной поверхности теплообмена в значительной степени компенсируется их снижением из-за уменьшения времени контакта рабочего тела со стенками. Следовательно можно ожидать, что реализованный на газодизеле 6ЧН10,7/12,5 рабочий процесс с воспламенением газа минимизированной порцией дизельного топлива, подаваемого системой Common Rail, и также разработанные системы питания газом и электронного управления двигателем после соответствующих адаптаций обеспечат показатели среднеоборотного газодизеля не хуже, чем высокооборотного. Это относится к высокой доле замещения газом дизельного топлива, высокому эффективному КПД и низким токсичным выбросам. Выводы Разработаны модульная система питания газом и электронная система управления газодизеля, которые могут применяться как на высокооборотных, так и на среднеоборотных двигателях. С использованием этих систем выполнена конвертация в газодизель базового дизеля 6ЧН10,7/12,4 и проведена калибровка систем питания газом и управления. Определены экспериментальные показатели газодизеля 6ЧН10,7/12,4, показавшие возможность работы на нагрузках 100 %, 35 % и холостом ходу со средними долями дизельного топлива, соответственно, 5,5, 8,8 и 33 %, что превышает показатели газодизелей с топливной аппаратурой традиционного типа, а также достигнуты: высокий эффективный КПД 43 %, снижение выбросов NOx в среднем в 1,52 раза и выбросов СО2 - в 1,18 раза. Расчеты показателей высокооборотного и среднеоборотного газодизелей при одинаковых значениях средней скорости поршня, среднего эффективного давления и давления наддува показали близкие величины индикаторных показателей, что позволяет ожидать при использовании на среднеоборотном газодизеле разработанных систем питания топливом и электронного управления достижения показателей работы не хуже, чем на высокооборотном газодизеле.

About the authors

M. G Shatrov

Moscow Automobile And Road Construction State Technical University (MADI)

Email: sinvlad@mail.ru
DSc in Engineering

A. S Khachiyan

Moscow Automobile And Road Construction State Technical University (MADI)

Email: sinvlad@mail.ru
PhD in Engineering

V. V Sinyavskiy

Moscow Automobile And Road Construction State Technical University (MADI)

Email: sinvlad@mail.ru
PhD in Engineering

I. G Shishlov

Moscow Automobile And Road Construction State Technical University (MADI)

Email: sinvlad@mail.ru
PhD in Engineering

A. V Vakulenko

Moscow Automobile And Road Construction State Technical University (MADI)

Email: sinvlad@mail.ru

References

Supplementary files