Нагрузка на двигатель: Что такое нагрузка двигателя?

Что такое нагрузка двигателя?

Двигатель — это устройство, которое преобразует электрическую энергию в механическую энергию для воздействия на механическую нагрузку. Нагрузка на двигатель из-за этой механической активности называется нагрузкой на двигатель. Правильное согласование нагрузки двигателя с двигателем важно для предотвращения повреждения двигателя или неэффективной и излишне дорогостоящей работы.

Моторы выполняют такие задачи, как перемещение предмета из одного места в другое, разрезание, изменение его формы и т. Д. Устройства могут быть оценены с точки зрения нескольких факторов, включая выходную мощность, напряжение, ток и температуру, при которых они могут использоваться. Номинальная мощность иногда упоминается как размер двигателя. Этот рейтинг представляет допустимую нагрузку двигателя в идеальных условиях окружающей среды. Как правило, двигатель выбирается таким образом, чтобы фактическая нагрузка двигателя была несколько меньше, чем допустимая нагрузка, чтобы учесть неидеальные условия.

Использование двигателя, который значительно больше по сравнению с нагрузкой двигателя, представляет собой ненужные расходы как с точки зрения первоначальной стоимости, так и продолжительной работы двигателя. С другой стороны, может потребоваться значительно увеличенный размер двигателя, когда ожидаются пиковые нагрузки, которые значительно больше типичных нагрузок. Повреждение двигателя может произойти, если он работает при чрезмерной нагрузке двигателя по сравнению с его номинальной мощностью. Когда двигатель работает тяжелее, чем было задумано, отработанное тепло может генерироваться быстрее, чем рассеивается, учитывая условия окружающей среды, в которых он работает. Это приводит к снижению эффективности двигателя, сокращению срока службы и, возможно, даже выгоранию двигателя.

Двигатели могут быть рассчитаны на непрерывную работу с почти постоянными нагрузками, такими как работа воздуходувки или конвейерной ленты. Такие двигатели более эффективны, чем те, которые предназначены для внезапного применения тяжелых нагрузок.

Двигатели, рассчитанные на пиковые нагрузки двигателя, менее эффективны, но могут потребоваться в условиях, когда, например, тяжелые грузы поднимаются подъемниками или другими непостоянными нагрузками. Такие пиковые нагрузки должны учитываться при выборе подходящего двигателя.

Случайные перегрузки могут объясняться переменной, называемой коэффициентом обслуживания двигателя. Этот коэффициент обслуживания представляет собой величину, на которую двигатель может быть перегружен в идеальных условиях окружающей среды без существенного повреждения. Такая перегрузка может быть сделана только изредка и в течение короткого времени в каждом случае без значительного сокращения срока службы двигателя. Не следует допускать, чтобы это происходило в неидеальных условиях окружающей среды, таких как высокие температуры или грязные поверхности двигателя.

ДРУГИЕ ЯЗЫКИ

%d0%bd%d0%b0%d0%b3%d1%80%d1%83%d0%b7%d0%ba%d0%b0%20%d0%b4%d0%b2%d0%b8%d0%b3%d0%b0%d1%82%d0%b5%d0%bb%d1%8f — с русского на все языки

Все языкиРусскийАнглийскийИспанский────────Айнский языкАканАлбанскийАлтайскийАрабскийАрагонскийАрмянскийАрумынскийАстурийскийАфрикаансБагобоБаскскийБашкирскийБелорусскийБолгарскийБурятскийВаллийскийВарайскийВенгерскийВепсскийВерхнелужицкийВьетнамскийГаитянскийГреческийГрузинскийГуараниГэльскийДатскийДолганскийДревнерусский языкИвритИдишИнгушскийИндонезийскийИнупиакИрландскийИсландскийИтальянскийЙорубаКазахскийКарачаевскийКаталанскийКвеньяКечуаКиргизскийКитайскийКлингонскийКомиКомиКорейскийКриКрымскотатарскийКумыкскийКурдскийКхмерскийЛатинскийЛатышскийЛингалаЛитовскийЛюксембургскийМайяМакедонскийМалайскийМаньчжурскийМаориМарийскийМикенскийМокшанскийМонгольскийНауатльНемецкийНидерландскийНогайскийНорвежскийОрокскийОсетинскийОсманскийПалиПапьяментоПенджабскийПерсидскийПольскийПортугальскийРумынский, МолдавскийСанскритСеверносаамскийСербскийСефардскийСилезскийСловацкийСловенскийСуахилиТагальскийТаджикскийТайскийТатарскийТвиТибетскийТофаларскийТувинскийТурецкийТуркменскийУдмуртскийУзбекскийУйгурскийУкраинскийУрдуУрумскийФарерскийФинскийФранцузскийХиндиХорватскийЦерковнославянский (Старославянский)ЧеркесскийЧерокиЧеченскийЧешскийЧувашскийШайенскогоШведскийШорскийШумерскийЭвенкийскийЭльзасскийЭрзянскийЭсперантоЭстонскийЮпийскийЯкутскийЯпонский

 

Все языкиРусскийАнглийскийИспанский────────АлтайскийАрабскийАрмянскийБаскскийБашкирскийБелорусскийВенгерскийВепсскийВодскийГреческийДатскийИвритИдишИжорскийИнгушскийИндонезийскийИсландскийИтальянскийКазахскийКарачаевскийКитайскийКорейскийКрымскотатарскийКумыкскийЛатинскийЛатышскийЛитовскийМарийскийМокшанскийМонгольскийНемецкийНидерландскийНорвежскийОсетинскийПерсидскийПольскийПортугальскийСловацкийСловенскийСуахилиТаджикскийТайскийТатарскийТурецкийТуркменскийУдмуртскийУзбекскийУйгурскийУкраинскийУрумскийФинскийФранцузскийЦерковнославянский (Старославянский)ЧеченскийЧешскийЧувашскийШведскийШорскийЭвенкийскийЭрзянскийЭсперантоЭстонскийЯкутскийЯпонский

Повышенная нагрузка на двигатель из-за неисправности компрессора или муфты | Extradrive

Водители часто сетуют на увеличение расхода топлива, но не всегда правильно понимают, чем это может быть вызвано. Нередко можно услышать, что в этом виноваты владельцы автозаправочных станций, которые разбавляют горючее низкооктановым бензином. Встречаются даже конспирологические версии (например, всемирный сговор автопроизводителей и нефтедобывающих компаний, которые боятся потерять свои доходы). При этом владельцы автомобилей часто не замечают очевидных вещей, которые лежат буквально на поверхности.

Одним из очевидных факторов, напрямую влияющих на топливную экономичность, является автомобильный кондиционер. Сейчас редко можно встретить авто, в котором не установлена климатическая система или хотя бы самый простой кондиционер. Но мало кто замечает, что для охлаждения двигателя в салоне авто тратится достаточно много энергии. Исследования по топливной экономичности автомобилей убедительно доказывают, что при эксплуатации авто с кондиционером, включенным на полную мощность, «прожорливость» двигателя резко растет. Если кондиционер исправный, то рост потребления топлива достигает 10%. Если же есть технические неполадки в работе системы кондиционирования воздуха, то «аппетит» двигателя может вырасти даже больше из-за повышенных нагрузок.

Компрессор – самая важная часть в системе кондиционирования

Самый важный агрегат в конструкции системы охлаждения воздуха – это компрессор. Образно говоря, он является «сердцем» любой климатической установки, потому что обеспечивает прокачку газообразного хладагента (фреона) по патрубкам и трубопроводам системы кондиционирования.

Компрессор работает благодаря приводу от двигателя авто. На двигателе и компрессоре установлены шкивы, по которым катится приводной ремень. При включении климатической установки в салоне электрика приводит в зацепление муфту, которая находится в шкиве компрессорного агрегата. В результате часть крутящего момента двигателя тратится на привод компрессора. Из-за прямой механической связи между компрессорным агрегатом и двигателем техническое состояние компрессора напрямую влияет на топливную экономичность авто. Подклинивание компрессора, неэффективная работа вращающихся узлов или повышенное трение в подшипниках и парах трения приводят к тому, что увеличивается нагрузка на силовую установку и растет потребление бензина или дизтоплива.

Автомобильный кондиционер по конструкции похож на обычный холодильник. Но, в отличие от бытовой техники, автомобильные системы кондиционирования воздуха не могут годами бесперебойно работать без обслуживания и ремонта. Большая разница в надежности автомобильных и бытовых систем объясняется разными условиями эксплуатации. Детали автомобильной системы кондиционирования воздуха подвергаются значительным нагрузкам и работают в сложных условиях. На их ресурс влияют:

  • значительные перепады температур снаружи и под капотом;
  • постоянное наличие загрязнений на поверхностях подвижных и вращающихся деталей;
  • большие нагрузки и значительная вибрация;
  • отсутствие регулярного и своевременного технического обслуживания и др.

Неисправности подшипника муфты кондиционера

Одно из самых слабых мест в автомобильной системе кондиционирования воздуха – это подшипник. На него опирается вал, соединяющий компрессор со шкивом. Во многих моделях компрессоров муфта вращается постоянно, независимо от того, включена климатическая установка или нет. Поэтому подшипник кондиционера подвергается ускоренному износу и требует повышенного внимания во время планового ТО автомобиля.

К повреждению подшипника приводят:

  • неправильная регулировка натяжения приводного ремня;
  • попадание грязи или влаги в подшипник;
  • вибрации, которые появляются из-за повреждения ремня или биения шкива.

Диагностировать проблемы с подшипником кондиционера можно по звукам из-под капота. Если при заведенном двигателе из района компрессора доносится глухой гул, который нарастает при увеличении оборотов, то подшипник муфты требует замены. Замену подшипника следует доверить опытному мастеру, потому что это непростая работа, которая требует опыта и квалификации.

Эксплуатация автомобиля при неисправном подшипнике кондиционера – это не просто временный дискомфорт в виде громкого шума, который можно перетерпеть. Повышенное трение в подшипнике означает, что часть энергии двигателя тратится на преодоление дополнительного сопротивления. Это влечет за собой ускоренный износ двигателя и увеличение расхода топлива.

Некачественное ТО – частая причина поломок компрессоров

Второй по распространенности причиной проблем с компрессорами автомобильных кондиционеров является несвоевременное обслуживание системы. Отсутствие регулярных ТО, включающих периодическую замену хладагента, приводит к тому, что в патрубках и трубопроводах системы кондиционирования воздуха появляется конденсат. Из-за водяных пробок в тонких медных трубках, по которым циркулирует фреон, увеличиваются нагрузки на компрессор и все детали, которые обеспечивают его работу. Вместо перекачивания фреона по чистым трубкам энергия тратится на проталкивание хладагента сквозь водяные пробки и засоры. Это влечет за собой повышенные нагрузки на двигатель и пропорциональный рост потребления горючего.

Допустимые нагрузки на вал двигателя. Приложение 4

МАКСИМАЛЬНО ДОПУСТИМАЯ ОСЕВАЯ И РАДИАЛЬНАЯ НАГРУЗКА НА РАБОЧИЙ КОНЕЦ ВАЛА ДВИГАТЕЛЯ. ПРИЛОЖЕНИЕ 4

Тип двигателяПоложение валаЧисло полюсов двигателя и точка приложения «X» радиальной нагрузки FR (Н)
2р = 22р = 42р = 62р = 82р = 102р = 12
00,5100,5100,5 100,5100,5100,51
5А80,
5А90К
Г590490420750620530860720610950800680
В6205104407906505609107606501000830720
5АМ112,
5АМХ112
г156012601050197015901330226018201530249020201620
в1320 11102080 16901420237019301620262021201680
АИРМ132,
5АМХ132
6А132
г242019501630305024602060347028102360386031202620
в253020501720320025902180367029802510406033002770
АИС160Мг243018601510307023701920352027202210
3910
30202450
в257019801610324025102050372028902350412031902600
5А160,
5АМХ160,
6А160
г280022801920354028902430400032802770443036402930
вЗОЮ24602080380031202640436035903050481039703120
6А180г28102280
1920
353028802420400032802770443036402930
вЗОЮ24602080380031202640436035903050481039703120
АИР180,
5АМХ180,
АИС200
г356028902420446036203040515041803510572046503200
в380030902610479039003290550044803690607049503770
5А200,
5А225К
г411034202920518041203410594047303920659052603730
в449037503220567045403790649052004150714057204600
5А225,
5А250К
г452038203300569046103330654053104450722058604920
в498042203670628051204320720058704960793064705470
5А250,
5А280К
г477039403350730060605150852070806030935077206440
в5520460039408290692059409500794068101041086307380
5АМ280, 6A315S, Мг487041103530664055004240778063805380865070905990938077006510
в59405050439081406810497092407640651010170841071701098090907750
5АМ315,
6A315L
г44503830335074806270538087307210610096807990678010460865066601127093307930
в594051704580927078706840104308700745011480957075801239010340887013180110009430

Примечание:

1. Положение вала двигателя: Г — горизонтальное; В — вертикальное.

2. Точка приложения радиальной нагрузки X = 0 — у заплечика вала; X = 0,5 — середина вала; X = 1 — конец вала.

3. Максимально допустимые осевые нагрузки даны для следующих двух вариантов нагружения:

  • А) радиальная нагрузка отсутствует FR = 0;
  • Б) максимально допустимая радиальная нагрузка FR = max, приложена в середине вала Х=0.

Указанные нагрузки соответствуют применению шариковых подшипников, указанных в Приложении 6.
В случае применения роликовых подшипников нагрузки можно увеличить в 2 раза (для двигателей, имеющих 2р≤6) и в 1,6 раза (для двигателей, имеющих 2р≥8).
Более подробные сведения в Техническом Каталоге Изготовителя.
Потребитель несет полную ответственность за соблюдение допустимых осевых и радиальных нагрузок на вал двигателя.
Превышение максимально допустимых допустимых осевых и радиальных нагрузок на вал двигателя, приводит к сокращению срока службы подшипников.

Тип двигателяЧисло пар полюсовПоложение вала и допустимое направление действия осевой нагрузки
горизонтальноевертикальное




FR=0FR=maxFR=0FR=maxFR=0FR=maxFr=0FR=max
5А80,
5А90К
23302303303034524034530
45003605008052037552080
6630460630130655480655130
8725540725170750560750170
5АМ112
5АМХ112
298077098030010208001020300
4134010601340420140011001400420
6163012801630500169013301690500
8186014701860600194015301940600
АИРМ132
6А132
5АМХ132
2150012001500470154012301540470
4200015502000700218016002180700
6255019802550840264020502640840
8293022902930970305023603050970
АИС160М2150011501500470154011901540470
4208016202080690218016602180690
6254019302540830265020002650830
8292022302920960305023003050960
5АМХ160
5А160,
6А160
2153011701530117016201230
4217017002170170023201800
6264020102640201028702190
8308023803080238033002520
6А1802155011901550119016501260
4216016902160169023101790
6264020102640201028702190
8308023803080238033002520
5АМХ180
АИР180,
АИС200
2198014501980145021101530
4285021302850213030202260
6354026503540265037602770
8412030904120309043303230
5А200,
5А225К
28303908303901020490
4140066014006601650820
61810930181093021201140
8220012002200120025001380
5А225,
5А250К
28103208103201050460
4144063014406301750820
61880920188092022601150
8227011602270116025901320
5А250,
5А280К
21850140018501400
43200240032002400
64050303040503030
84530340045303400
5АМ280,
6A315S, М
22200175022001750
42700205027002050
63350250033502500
84000295040002950
104400320044003200
5AM315, 6A315L22900250029002500
44450370044503700
65100410051004100
85550435055504350
105150365051503650
126000435060004350___

Тепловая нагрузка стенок цилиндра

При работе двигателя внутреннего сгорания часть выделенного тепла при сгорании топлива в цилиндре передается через стенки его охлаждающей воде. Указанная передача тепла охлаждающей воде является одной из не­избежных тепловых потерь двигателя. Необходимость отвода тепла от сте­нок цилиндра с охлаждающей водой вызывается требованием поддержания определенной температуры стенок цилиндра. Температура внутренней по­верхности цилиндра должна быть ниже той, при которой смазочное масло начинает коксоваться и терять свои смазывающие свойства.

Одновременно температура внутренней поверхности цилиндра должна быть достаточно высокой для обеспечения минимальной вязкости масляной пленки на стенках цилиндра, для поддержания требуемого зазора между стенками цилиндра и направляющей частью поршня и для предотвращения вредного действия на стенки цилиндра и выпускного тракта газовой кор­розии продуктов сгорания. В связи с этим температура охлаждающей воды в замкнутой системе охлаждения поддерживается на выходе из двигателя 75—85° С, при этом температурный перепад ее (разность между температурой охлаждающей воды при выходе и входе в двигатель) составляет всего 10—12°.

Температура днища цилиндровой крышки и поршня, а также темпера­турный перепад в них должны быть такими, при которых суммарные напря­жения в этих деталях не превосходили бы допускаемых.

Перегрев днища поршня может привести к образованию прогаров в нем и, следовательно, к аварии двигателя.

Большой температурный перепад способствует образованию трещин в днище цилиндровой крышки и поршня. Тепловое состояние стенок ци­линдра характеризуется его тепловой нагрузкой q, т. е. количеством теп­лоты, передаваемым охлаждающей жидкости 1 м2 поверхности стенок цилиндра в течение одного часа:

При работе с наддувом ?0 снижается на 0,03—0,05.

Указанное количество тепла передается через поверхность стенок ци­линдра; поверхность складывается из поверхности нижнего (огневого) днища крышки цилиндра F1, поверхности днища поршня F2 (если оно имеет жидкостное охлаждение) и внутренней боковой поверхности стенок цилиндра (цилиндровой втулки) F3. Если количество тепла, передаваемого охлаждаю­щей жидкости в течение часа, отнести ко всей поверхности стенок цилиндра, то получим значение средней тепловой нагрузки цилиндра

Из полученной формулы следует, что тепловая нагрузка цилиндра во время работы двигателя меняется при изменении: числа оборотов вала, сред­него эффективного давления и удельного эффективного расхода топлива. Все остальные величины, входящие в формулу (161) при работе конкретного двигателя, остаются неизменными или мало изменяются (?0 и т. д.).

При увеличении п и ре, т. е. литровой мощности двигателя, а также ge (независимо от повышения п и ре) q возрастает, особенно возрастает при одновременном повышении п, ре и ge. Форсировка двигателя по числу обо­ротов вала и среднему эффективному давлению обычно вызывает рост gе, а следовательно, и рост тепловой нагрузки цилиндра.

Из рассмотрения данной формулы следует, что с увеличением коэф­фициента форсировки двигателя kрест тепловая нагрузка цилиндра двигателя возрастает.

Для двигателей без жидкостного охлаждения поршней тепло от днища поршня отводится через поршневые кольца и боковую поверхность цилиндра к охлаждающей воде (в этом случае F2 = 0), и формулы для определения тепловой нагрузки цилиндра примут вид:

Тепловая нагрузка цилиндров двухтактных двигателей, как это следует из полученных формул, при равных ре, п, D и S примерно в два раза больше тепловой нагрузки цилиндров четырехтактных двигателей.

Тепловая нагрузка q цилиндров выполненных двигателей (без над­дува) приблизительно составляет у четырехтактных дизелей — 75 000— 150 000 ккал/м2ч; у двухтактных — 150 000—300 000.

При работе двигателя с наддувом q возрастает в зависимости от степени форсировки двигателя, т. е. от значения кре ст, и одновременно уменьшает­ся от того, насколько снизились gе и ?0. В связи с этим при малой степени наддува тепловая нагрузка возрастает незначительно, а при больших степенях наддува, и особенно когда число оборотов вала двигателя не умень­шается, тепловая нагрузка цилиндра существенно возрастает.

При жидкостном охлаждении поршня количество тепла, отводимого через днище поршня (Q’), достигает 6—9% от всего выделяемого тепла в цилиндре:


Последствия низкой нагрузки на генераторную установку

Почему низкая нагрузка двигателя на генератор отрицательно влияет на техническое состояние генераторной установки? Это может причинить существенный ущерб и вывести из строй технику. Избежать подобных негативных последствий помогут определённые корректирующие действия.

Фактическая нагрузка двигателя зависит от требуемой мощности. Узел привода и его компоненты предназначены в основном для работы при больших нагрузках. Продолжительная работа в режиме низкой нагрузки может привести к более высокому расходу масла. Как следствие, его остаток в двигателе усиленно нарастает. Система впрыска топлива начинает давать сбой. Это отрицательно сказывается на производительности и сроке службы силового агрегата. Постепенно нарушения в работе двигателя становятся очевидными. Требуется внеплановый технический осмотр.

Ещё одним отрицательным последствием длительной работы в режиме низкой нагрузки является охлаждение двигателя. Это означает, что топливо сгорает только частично. Увеличивается объём выбросов углеводородов. Из-за низкой температуры количество несгоревшего топлива увеличивается. Эти проблемы возникают из-за того, что поршневые кольца, поршень и сам цилиндр недостаточно расширяются. В результате масло попадает в картер. Его качество ухудшается, снижаются и свойства смазки.

Частое и длительное использование генераторных агрегатов при нагрузке ниже 30% со временем может привести к увеличению плотности задымления, наличию топлива в моторном масле, утечкам масла и чрезмерному износу турбокомпрессора, повышению давления в коробке передач и картере, чрезмерному отложению углеродистых остатков на поверхностях клапана, поршней или выпускного коллектора.

Безусловно, следует избегать длительной работы в режиме низкой нагрузки. Если всё же это необходимо, то данный период времени не должен превышать 15 минут пока заряд батареи не вернется к норме. Кроме того, необходимо один раз в год запустить на несколько часов работу генератора при полной нагрузке. Это позволит очистить двигатель и устранить обугленные отложения масла в двигателе и выхлопной системе. Нагрузка должна быть поступательно увеличена на 4 часа — с нуля до максимальных показателей. Если в двигателе обнаружены неисправности, которые возникают при длительном использовании агрегата на низкой нагрузке, генератор должен быть запущен при полной нагрузке перед заменой любого из требуемых компонентов. 

Видео: Партнёрская программа от сервиса «Перевозка 24»

Всего оценок: 1 Комментариев: 2 Просмотров: 765

Автор новости: / Дата публикации: 02-02-2019

Поиск запроса «генераторная установка» по информационным материалам и форуму

Масса, разрешенная для буксировки, и нагрузка на шаровое устройство | Буксирный крюк и прицеп | Запуск двигателя и вождение | XC60 2020

T4

B4204T31

Автоматическая

2300

100

T5

B4204T23

Автоматическая

2300

100

T5

B4204T26

Автоматическая

2300

100

T5 AWD

B4204T23

Автоматическая

2400

100

T5 AWD

B4204T26

Автоматическая

2400

100

T5 AWD

B4204T20

Автоматическая

2400

100

T6 AWD

B4204T27

Автоматическая

2400

100

T6 AWD

B4204T29

Автоматическая

2400

100

D3

D4204T4

Manual select

2300

100

D4

D4204T14

Manual select

2300

100

D4

D4204T14

Автоматическая

2300

100

D4

D4204T7

Автоматическая

2300

100

D4 AWD

D4204T14

Manual select

2400

100

D4 AWD

D4204T14

Автоматическая

2400

100

D5 AWD

D4204T23

Автоматическая

2400

100

B4 AWD

D420T8

Автоматическая

2400

100

B5 AWD

D420T2

Автоматическая

2400

100

Нагрузка на двигатель — определение, расчет, в зависимости от числа оборотов в минуту на холостом ходу

Нагрузка на двигатель определяет потребность, предъявляемую к мощности двигателя по выработке мощности. Кроме того, нагрузка предоставляет производителям рекомендации по спецификациям, поскольку они проектируют двигатели, чтобы убедиться, что они соответствуют назначению.

В этой статье вы узнаете определение нагрузки двигателя, как ее рассчитать, нагрузку двигателя в зависимости от оборотов и нагрузку двигателя на холостом ходу.

Определение нагрузки на двигатель

Нагрузка на двигатель — это сила, противодействующая мощности, которую производит двигатель.Итак, для удовлетворительной работы двигателя его мощность должна быть достаточной для преодоления его номинальной нагрузки. В результате производителям необходимо знать расчетную нагрузку при изготовлении двигателей. Кроме того, важно отметить, что нагрузка, которую может преодолеть двигатель, устанавливается для конкретной частоты вращения двигателя. По мере увеличения силы частота вращения двигателя уменьшается. Таким образом, препятствуя его способности производить мощность вращения.

На практике термины «нагрузка двигателя», «мощность торможения» и «крутящий момент» взаимозаменяемы. Крутящий момент двигателя относится к его мощности вращения в условиях нагрузки. Сила торможения обеспечивает необходимое усилие для остановки двигателя. В любом случае, все они представляют аналогичные параметры. Примером использования этих терминов является двигатель внутреннего сгорания.

Двигатель внутреннего сгорания

Конструкция двигателя внутреннего сгорания определяет его грузоподъемность. Для транспортного средства основной нагрузкой двигателя является собственный вес транспортного средства.Однако существуют переменные нагрузки в зависимости от уклона дороги, сопротивления ветра и веса пассажиров, багажа и аксессуаров. Таким образом, конструкция двигателя транспортного средства должна быть достаточно прочной, чтобы выдерживать их. Факторы, определяющие надежность двигателя, включают, помимо прочего: конструкцию двигателя с толкателем или верхним расположением клапанов, количество цилиндров, запас топлива, материал двигателя и даже то, является ли приводная цепь ременной или цепной. Предоставлено: FAVPNG

Расчет нагрузки двигателя

Способ расчета нагрузки двигателя зависит от его применения.В этом разделе рассматривается расчет двигателя транспортного средства. Для транспортного средства, движущегося с постоянной скоростью, нагрузка состоит из сил аэродинамического сопротивления, сопротивления качению и уклона дороги. Обычно инженеры называют нагрузку двигателя транспортного средства дорожной нагрузкой.

Аэродинамическое сопротивление

Как правило, транспортные средства тратят большую часть своей энергии на преодоление аэродинамического сопротивления. Более того, дизайнеры минимизируют уровень сопротивления автомобиля, делая его более узким, коротким и более скользким.Кроме того, езда на более низких скоростях снижает лобовое сопротивление автомобиля. Сила, действующая на транспортное средство из-за лобового сопротивления (F d ), является функцией плотности воздуха (ρ), лобовой площади транспортного средства (A), относительной скорости относительно ветра (v rel ) и коэффициента лобового сопротивления транспортного средства (C d ), что зависит от его формы.

[Latexcode]

   

Сопротивление качению

Другим фактором, влияющим на силу, которую должен преодолевать двигатель транспортного средства, является сопротивление качению.Это сопротивление качению (F r ), зависит от полной массы транспортного средства и его составляющих (м), ускорения свободного падения (g) и коэффициента сопротивления качению (C r ), которые зависят от типа шин и влияние дорожного покрытия.

[Latexcode]

   

Градиент дороги

Нагрузка двигателя автомобиля при движении по склону отличается от нагрузки при движении по ровной поверхности. Кроме того, эффект движения по склону увеличивает мощность двигателя при движении вниз и увеличивает нагрузку при движении вверх.Таким образом, влияние уклона дороги на нагрузку учитывается только при движении в гору. Сила, действующая на автомобиль из-за уклона дороги (F г ), зависит от угла наклона (θ) и веса автомобиля (мг).

[Latexcode]

   

При объединении этих трех факторов общая дорожная нагрузка (F T ), которую должен преодолеть двигатель, определяется как:

   

   

RPM

Каждый раз, когда сила, действующая на двигатель, увеличивается, его скорость, которую инженеры измеряют в оборотах в минуту (об/мин), уменьшается. В результате происходит потеря мощности. Для двигателей внутреннего сгорания топливная форсунка компенсирует это снижение скорости, нагнетая больше топлива в камеру сгорания во время такта впуска.

Затем больший объем топливно-воздушной смеси сжимается и воспламеняется соответственно в такте сжатия и рабочем такте. После этого более высокие уровни энергии проходят через поршни к коленчатому валу для достижения адекватной скорости и мощности для привода нагрузки. Предоставлено: My Tutorial World

Соотношение между мощностью двигателя в лошадиных силах (л.с.), частотой вращения двигателя в об/мин (Н) и крутящим моментом двигателя (Т) выглядит следующим образом:

[Latexcode]

Нагрузка на двигатель на холостом ходу

Холостой ход для автомобиля означает, что автомобиль не движется, но двигатель все еще работает.Обычно это происходит в пробке или когда водитель ждет, пока включена передача. Поскольку водитель отсоединяет двигатель от трансмиссии и не дросселирует, скорость холостого хода обычно составляет от 600 до 1000 об/мин. В результате двигатель не способен выдерживать большую нагрузку. Но вырабатываемая мощность может обслуживать автомобильные аксессуары. Однако, если используются более требовательные аксессуары, такие как кондиционер, система впрыска топлива должна компенсировать это, подавая в двигатель больше топлива, тем самым увеличивая его обороты.

Произошла ошибка при настройке пользовательского файла cookie

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности. Если ваш браузер не принимает файлы cookie, вы не можете просматривать этот сайт.


Настройка браузера на прием файлов cookie

Существует множество причин, по которым файл cookie не может быть установлен правильно. Ниже приведены наиболее распространенные причины:

  • В вашем браузере отключены файлы cookie. Вам необходимо сбросить настройки браузера, чтобы принять файлы cookie, или спросить вас, хотите ли вы принимать файлы cookie.
  • Ваш браузер спрашивает, хотите ли вы принимать файлы cookie, и вы отказались. Чтобы принять файлы cookie с этого сайта, нажмите кнопку «Назад» и примите файл cookie.
  • Ваш браузер не поддерживает файлы cookie. Попробуйте другой браузер, если вы подозреваете это.
  • Дата на вашем компьютере в прошлом. Если часы вашего компьютера показывают дату до 1 января 1970 г., браузер автоматически забудет файл cookie. Чтобы это исправить, установите правильное время и дату на своем компьютере.
  • Вы установили приложение, которое отслеживает или блокирует установку файлов cookie. Вы должны отключить приложение при входе в систему или проконсультироваться с системным администратором.

Почему этому сайту требуются файлы cookie?

Этот сайт использует файлы cookie для повышения производительности, запоминая, что вы вошли в систему, когда переходите со страницы на страницу. Предоставить доступ без файлов cookie потребует от сайта создания нового сеанса для каждой посещаемой вами страницы, что замедляет работу системы до неприемлемого уровня.


Что сохраняется в файле cookie?

Этот сайт не хранит ничего, кроме автоматически сгенерированного идентификатора сеанса в файле cookie; никакая другая информация не фиксируется.

Как правило, в файле cookie может храниться только та информация, которую вы предоставляете, или выбор, который вы делаете при посещении веб-сайта. Например, сайт не может определить ваше имя электронной почты, если вы не решите ввести его. Разрешение веб-сайту создавать файлы cookie не дает этому или любому другому сайту доступ к остальной части вашего компьютера, и только сайт, создавший файл cookie, может его прочитать.

границ | Исследование работы двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, при высокой нагрузке

Введение

В рамках Парижского соглашения об изменении климата Канада обязалась сократить выбросы парниковых газов (ПГ) на 30 % по сравнению с 2005 г. уровне к 2030 году (правительство Канады, 2016). В качестве средства достижения этой цели Канада также разрабатывает Стандарт чистого топлива с 2016 года с целью сокращения выбросов ПГ за счет использования «топлива с низким содержанием углерода, источников энергии и технологий» (правительство Канады, 2019).

Двигатели с воспламенением от сжатия, работающие на дизельном топливе, широко используются в электроэнергетике и грузовых перевозках благодаря их высокой эффективности преобразования топлива и способности надежно работать в течение длительного времени при высоких нагрузках. Из-за их повсеместного распространения и степени использования выбросы двуокиси углерода (CO 2 ), оксидов азота (NOx) и твердых частиц (ТЧ) из этих двигателей могут оказывать значительное неблагоприятное воздействие на окружающую среду. Природный газ (NG) и возобновляемый природный газ (RNG) являются низкоуглеродистыми и возобновляемыми видами топлива, которые генерируют около 20–30% и 80–90%, соответственно, более низкие выбросы CO 2 в течение жизненного цикла на единицу энергии по сравнению с дизельным топливом ( Шарп, 2019). Одним из решений по снижению выбросов CO 2 и твердых частиц дизельными двигателями при сохранении их эффективности и надежности является замена дизельного топлива на природный газ с использованием технологии двойного сжигания дизельного топлива и природного газа. Возможная конфигурация двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, представляет собой впрыск сжатого природного газа во впускное отверстие для образования в цилиндре гомогенной смеси воздуха и природного газа и воспламенение этой смеси с использованием прямого впрыска (DI) дизельного топлива. В дополнение к компенсации потребления дизельного топлива потенциальные преимущества такой конфигурации заключаются в более низких выбросах твердых частиц и ограниченном количестве модификаций двигателя (Sahoo et al., 2009). Кроме того, такие двухтопливные двигатели могут работать как обычные дизельные двигатели, когда ПГ недоступен. Одним из основных недостатков двухтопливных двигателей, работающих на природном газе, являются более высокие выбросы метана по сравнению с обычными дизельными двигателями (Liu et al. , 2013; Guo et al., 2015). Потенциал глобального потепления метана за 100 лет в 25 раз больше, чем у CO 2 (Агентство по охране окружающей среды США, 2020). Кроме того, метан трудно эффективно окислить в системе дополнительной обработки выхлопных газов (EAT) (Osman, 2016; Gärtner et al., 2018). Таким образом, выбросы метана могут компенсировать преимущество двухтопливных двигателей в виде более низких выбросов CO 2 , особенно в условиях низкой нагрузки. Были предложены передовые стратегии сжигания, которые могут минимизировать выбросы метана при низких нагрузках (Srinivasan et al., 2006; Guo et al., 2017; Yousefi et al., 2018). В условиях средней и высокой нагрузки из-за высокой скорости подачи топлива и более высоких температур, которые приводят к более высокой скорости распространения пламени, выбросы метана намного ниже, чем в условиях низкой нагрузки, но они все же могут быть выше, чем у дизельных двигателей (Папагианнакис и Хунталас, 2003).Основными источниками этих выбросов метана в условиях средней и высокой нагрузки являются расщелины (Yousefi et al. , 2019).

NG-дизельные двухтопливные двигатели тщательно изучались на протяжении многих лет. В литературе есть много примеров, в которых обобщаются основные характеристики таких двухтопливных двигателей (Karim, 1980; Wagemakers and Leermakers, 2012; Wei and Geng, 2016). Также были проведены исследования влияния параметров впрыска ПГ и дизеля двухтопливных двигателей с целью повышения эффективности двигателя и снижения выбросов метана (Фигер и др., 2014; Ян и др., 2015; Го и др., 2017). Увеличение доли ПГ в общем расходе энергии топлива, особенно при низких и средних нагрузках, может привести к снижению теплового КПД тормозов (BTE) и увеличению выбросов окиси углерода и метана (Papagiannakis et al., 2010; Imran et al. , 2014). Увеличение фракции природного газа также имеет тенденцию вызывать более высокую скорость роста максимального давления и более низкое максимальное давление сгорания (Sahoo et al., 2009). Однако при любых нагрузках и скоростях двигателя увеличение доли ПГ приводит к снижению выбросов NOx и сажи (Papagiannakis et al. , 2010). Снижение выбросов NOx при увеличении доли ПГ может быть вызвано увеличением удельной теплоемкости газовоздушной смеси ПГ и более низким максимальным давлением сгорания (Imran et al., 2014). Одним из способов противодействия снижению эффективности, связанному с более высоким содержанием природного газа, является увеличение времени впрыска дизельного топлива и увеличение давления впрыска дизельного топлива (Sahoo et al., 2009; Yang et al., 2015). Однако это сопровождается увеличением выбросов NOx, максимальным давлением сгорания и скоростью нарастания давления (Sahoo et al., 2009). Следовательно, существует компромисс между выбросами NOx-метана при сжигании двойного топлива (Wei and Geng, 2016). Кроме того, существует незначительное влияние момента впрыска ПГ на характеристики сгорания и выбросы при опережающем времени впрыска дизельного топлива (Yang et al., 2015).

Лаборатория авторов ранее изучала выбросы загрязняющих веществ от двухтопливных двигателей, включая механизмы образования загрязняющих веществ (Guo et al. , 2017; Li et al., 2018). Настоящая работа основывается на предыдущем исследовании путем изучения влияния увеличения фракции ПГ и времени впрыскивания (дизеля) на характеристики двигателя и выбросы выхлопных газов в условиях работы при высокой нагрузке и низкой скорости.Потенциальным применением такого исследования является преобразование существующих дизельных двигателей в двухтопливные двигатели, в которых синхронизация дизельного топлива и доля ПГ могут быть простейшими параметрами управления для оптимизации без значительных модификаций аппаратного обеспечения двигателя. Дополнительным и уникальным показателем, используемым в этом исследовании, является температура наконечника форсунки. Двухтопливные двигатели с возможностью работы только в дизельном режиме, как правило, используют стандартные дизельные форсунки. При работе в двухтопливном режиме расход дизельного топлива через форсунку может значительно уменьшиться.Поскольку дизельное топливо также действует как охлаждающая жидкость для снижения температуры наконечника форсунки, уменьшенный расход дизельного топлива может привести к перегреву и возможному закоксовыванию форсунок форсунок. Это может нарушить впрыск дизельного топлива и отрицательно сказаться на работе двигателя. Прошлые исследования показали, что проблемы с закоксовыванием инжектора увеличиваются, когда температура наконечника инжектора превышает 300°C (Argueyrolles et al., 2007). Исследования температуры наконечника форсунки для двухтопливных дизельных двигателей, работающих на природном газе, ограничены.Кенигссон и др. обнаружили, что увеличение доли ПГ вызывает повышение температуры наконечника инжектора (Königsson et al., 2012). Лаборатория авторов провела исследование температуры наконечника форсунки при постоянной доле ПГ 75% (Guo and Liko, 2018). Это исследование продолжает анализ температуры наконечника форсунки при различных фракциях природного газа с целью определить, может ли быть достигнут порог 300°C при работе на двух видах топлива с высокой нагрузкой. Основываясь на поиске авторов, эта опубликованная работа уникальна тем, что в ней представлены корреляции между долей ПГ, синхронизацией дизельного DI и температурой наконечника форсунки.

В этой статье исследуются два режима высокой нагрузки — 75% и 100% нагрузки. Двумя основными переменными являются доля ПГ и время впрыска дизельного топлива. Оцениваются характеристики сгорания, температура наконечника форсунки и выбросы выхлопных газов. Работа организована следующим образом. Экспериментальная установка и процедура, а также условия испытаний описаны в Экспериментальная установка и методы , после чего следует обсуждение результатов в Результаты и обсуждение , который состоит из трех подразделов, описывающих характеристики сгорания, температуру наконечника форсунки и выбросы выхлопных газов.Основные выводы этого исследования представлены в Выводы .

Экспериментальная установка и методы

Этот раздел состоит из двух подразделов. В первом подразделе, посвященном экспериментальной установке, подробно описывается система тестирования. Второй подраздел описывает экспериментальную процедуру и условия, включая методы расчета, параметры испытаний и аппаратные ограничения.

Экспериментальная установка

Исследование проводилось на одноцилиндровом исследовательском двигателе.Установка состояла из мощного четырехтактного дизельного двигателя Caterpillar 3401, соединенного с вихретоковым динамометром мощностью 131 кВт. Технические характеристики двигателя приведены в таблице 1, а схема экспериментальной установки показана на рисунке 1. Для запуска и приведения двигателя в движение использовался электродвигатель постоянного тока.

ТАБЛИЦА 1 . Проверьте технические характеристики двигателя и свойства топлива.

РИСУНОК 1 . Схема экспериментальной установки.

Испытательная установка также включала коллектор впрыска газа, встроенный непосредственно перед впускным отверстием двигателя.Сжатый ПГ подавался местным поставщиком коммунальных услуг (Enbridge, Inc.) через свою трубопроводную инфраструктуру непосредственно в испытательную камеру, а для поддержания давления закачки использовался регулятор давления. Расходомер Bronkhorst использовался для измерения расхода ПГ в двигатель. После расходомера и перед коллектором для впрыска газа использовалась газовая камера для демпфирования любых импульсов давления в потоке. Коллектор впрыска газа состоял из восьми электромагнитных форсунок газового топлива (модель Gs60 производства Alternative Fuel Systems (AFS) Incorporated), которые регулировались индивидуально для впрыска точного количества ПГ во впускной коллектор двигателя.Поскольку состав ПГ в подающей магистрали может быть разным, состав ПГ определялся перед испытаниями с помощью анализатора Ametek Model 292B BTU. Результат показан в Таблице 1. Для подачи дизельного топлива в двигатель использовалась специальная дизельная система прямого впрыска Common Rail, состоящая из электромагнитного инжектора Ganser с шестью отверстиями и топливного насоса высокого давления, работающего независимо от двигателя. На боковой стенке дизельной форсунки была установлена ​​термопара типа К для измерения температуры наконечника форсунки. Расположение этой термопары относительно сопла показано на рисунке 2.Свойства канадского дизельного топлива со сверхнизким содержанием серы (ULSD), использованного в этом исследовании, перечислены в таблице 1. Расход дизельного топлива измеряли расходомером Bronkhorst. Подача дизельного топлива и природного газа контролировалась аппаратным обеспечением National Instruments (NI) и программным обеспечением на основе LabVIEW (автономная система привода с прямым впрыском, Drivven Inc.). Аппаратное обеспечение состояло из шасси NI PXI-1031 со встроенным контроллером NI PXI-8184, шасси расширения NI cRIO-9151 и карты драйвера форсунки NI 7813R RIO (для дизельной форсунки).PXI-8184 управлял двумя четырехканальными модулями привода форсунок AFS для управления восемью газовыми форсунками.

РИСУНОК 2 . Измерение температуры наконечника форсунки.

Двигатель атмосферный с кондиционированной системой подачи воздуха с независимым регулированием давления воздуха (безмасляный воздушный компрессор и регуляторы давления) и магистральным подогревом впуска. Расход воздуха измерялся с помощью теплового проводного массового расходомера производства Sierra Instruments Inc. Впускной и выпускной уравнительные баки были установлены во всасывающем контуре и выпускном контуре для гашения волн давления в системе.Электропневматический обратный клапан использовался для имитации обратного давления от турбокомпрессора. Системы кондиционирования смазочного масла и охлаждающей жидкости двигателя также работали независимо от двигателя, при этом температура масла и охлаждающей жидкости поддерживалась на уровне 85°C. Газоанализаторы серии

CAI 600 использовались для определения концентрации CO, CO 2 , CH 4 , общих HC, O 2 и NOx в выхлопных газах двигателя. Для определения выбросов сажи использовался дымомер AVL 415S.Число дыма на фильтре (FSN) на выходе дымомера было преобразовано в массовую концентрацию ( m сажа в мг/м 3 ) с использованием уравнения. 1 (Кристиан и др., 1993).

msoot=10,405×4,95×FSN×e0,38×FSN.(1)

Дополнительное оборудование двигателя включало датчик давления Kistler 6041A скрытого монтажа с водяным охлаждением для измерения давления в цилиндре и датчик угла поворота коленчатого вала серии AVL 365. Выходные данные датчика давления и энкодера обрабатывались с помощью системы анализа горения AVL IndiModule.Нагрузка и скорость двигателя контролировались с помощью системы AVL Digalog Testmate. Термопары были установлены в нескольких местах в испытательной камере для контроля температуры. Испытательная камера также была оборудована контуром рециркуляции отработавших газов (EGR), хотя в данном исследовании он не использовался. Более подробная информация о тестовой установке описана в Guo and Liko (2018).

Экспериментальная процедура и условия

В двухтопливных дизельных двигателях, работающих на ПГ, основным параметром является доля ПГ (обозначается «αNG»).Это было рассчитано с использованием уравнения. 2. αNG = 0% указывает на то, что вся входная энергия топлива поступает от дизельного топлива.

αNG=100×mNGLHVNGmNGLHVNG+mDLHVD.(2)

, где « м » и «LHV» — массовый расход (кг/с) и низшая теплотворная способность (МДж/кг) соответственно, а нижние индексы « NG» и «D» представляли природный газ и дизельное топливо соответственно.

Данные о давлении в цилиндрах были сохранены для 100 последовательных циклов двигателя с разрешением 0,2 градуса угла поворота коленчатого вала (CAD). Эти данные были использованы для расчета чистой скорости тепловыделения («HRR net » в Дж/CAD) по уравнению.3.

HRRnet=1γ−1[γpdVdθ+Vdpdθ].(3)

В уравнении. 3, « γ » представляет собой отношение удельной теплоемкости при постоянном давлении к удельной теплоемкости при постоянном объеме и рассчитывается как функция температуры и состава газа в цилиндре, « p » представляет собой давление (Па), « V » — объем цилиндра (м 3 ), а « θ » — угол поворота коленчатого вала (CAD). Анализ тепловыделения использовали для расчета значений времени сгорания, таких как начало сгорания (обозначается «СА10»), фазы сгорания (обозначается «СА50») и конец сгорания (обозначается «СА90»). СА10, СА50 и СА90 соответствовали определенным углам поворота коленчатого вала, при которых происходило 10%, 50% и 90%, соответственно, общего тепловыделения. Продолжительность горения обозначали CA10-90.

Термическая эффективность тормозов (BTE) использовалась в качестве меры эффективности двигателя. Он был выражен в процентах и ​​рассчитан по формуле. 4. В уравнении. 4, «Мощность тормоза » — тормозная мощность двигателя, измеренная динамометром (кВт), «LHV f » — низшая теплотворная способность комбинации ПГ-дизельное топливо (кДж/кг), и «mf» – массовый расход смеси ПГ-дизель (кг/час).

BTE=100×3600×PowerbrakeLHVf×mf.(4)

Эксперименты состояли в детальном исследовании характеристик сгорания при двух типичных условиях высокой нагрузки — 12,86 и 17,65 бар среднего эффективного давления в тормозной системе (BMEP) при частоте вращения двигателя 1010 и 1120 об/мин. соответственно соответствует 75% и 100% нагрузке соответственно. Этот выбор был основан на предыдущем исследовании, в котором самые высокие температуры наконечника форсунки наблюдались при нагрузке от 75% до 100%, особенно при низких оборотах двигателя ~1000 об/мин, хотя и при фиксированной доле NG 75 % (Guo and Liko, 2018). .Более низкие обороты двигателя соответствовали тенденции снижения оборотов двигателей большой мощности, особенно в транспортных средствах, в интересах повышения эффективности использования топлива. Хотя первоначально предполагалось, что двигатель будет работать со скоростью примерно 1000 об/мин и при 100%-ной нагрузке, в интересах поддержания нагрузки и стабильности при различных фракциях природного газа и времени впрыскивания частота вращения двигателя должна была быть увеличена до 1 120 об/мин. Условия эксперимента перечислены в таблице 2. Двумя переменными для этой стадии экспериментов были αNG и синхронизация дизельного DI (начало впрыска дизельного топлива).

ТАБЛИЦА 2 . Условия эксперимента.

Все испытания проводились в установившемся режиме без рециркуляции отработавших газов. Для этого есть две основные причины. Во-первых, цель этого исследования заключалась в том, чтобы изолировать влияние фракции ПГ и времени прямого впрыска дизельного топлива, которое было бы осложнено глубоким влиянием EGR на сгорание. Во-вторых, управление рециркуляцией отработавших газов, как правило, выходит за рамки простого преобразования дизельного двигателя для работы в качестве двухтопливного двигателя, работающего на природном газе. Однако важность EGR для оптимизации сгорания дизельного топлива, работающего на природном газе, нельзя переоценить, и эффекты EGR оценивались в отдельном исследовании (Dev et al., 2020). Процедура испытаний включала следующие этапы для каждого режима нагрузки. Во-первых, приведение в движение двигателя было запущено с помощью двигателя постоянного тока, и поддерживалась постоянная скорость вращения 600 об/мин. Затем дизельный DI был инициирован для запуска двигателя. Скорость подачи топлива контролировалась для поддержания скорости холостого хода на уровне 600 об/мин, после чего двигатель постоянного тока отключался. Впоследствии нагрузка и скорость двигателя постепенно увеличивались до целевого значения с использованием обратной связи динамометра. Двигатель работал с заданной нагрузкой и частотой вращения в течение нескольких минут для выхода на установившийся режим. Наконец, синхронизация дизельного DI была изменена в диапазоне. Пределы этого диапазона были основаны на оборудовании двигателя. Предел опережения по времени зависел от таких ограничений, как скорость нарастания пикового давления (<12 бар/CAD) и пиковое давление в цилиндре (<150 бар). Предел задержки по времени ограничивался температурой выхлопных газов (<600°C). Для двухтопливных условий скорость потока дизельного топлива постепенно снижалась, а скорость подачи ПГ постепенно увеличивалась, чтобы установить αNG. Как только целевое значение αNG было достигнуто, была проведена проверка синхронизации дизельного двигателя, как и в случае с дизельным двигателем.Давление впрыска дизельного DI и температура на впуске поддерживались на уровне 525 бар (обозначается «p inj ») и 40°C (обозначается «T in ») соответственно. Давление на впуске (обозначаемое «p в ») и давление на выходе (обозначаемое «p ex ») были постоянными для каждого режима нагрузки (таблица 2). Эти значения были установлены с намерением поддерживать относительное соотношение воздух/топливо на базовом уровне дизельного топлива в диапазоне ∼1,5–1,7, преобладающем при работе с высокой нагрузкой в ​​​​обычных дизельных двигателях.

Результаты и обсуждение

Этот раздел состоит из трех подразделов. Сначала описываются характеристики сгорания, затем температура наконечника форсунки и результаты выбросов во втором и третьем подразделах соответственно.

Характеристики сгорания

Кривые давления в цилиндре и скорости тепловыделения для 75% полной нагрузки (BMEP = 12,86 бар) показаны на Рисунке 3 при времени впрыска дизельного топлива -18 CAD после верхней мертвой точки (ВМТ) и различных NG дроби.Для каждой фракции ПГ на кривой полезного тепловыделения имеется два основных пика. При αNG = 0 % первый пик тепловыделения соответствует предварительно смешанному сгоранию воздушно-дизельной смеси, за которым следует второй основной пик, соответствующий смешанно-регулируемому диффузионному сгоранию. За вторым пиком следует относительно более медленное диффузионное сгорание оставшихся горючих в цилиндре (после 15 CAD ATDC). Для двухтопливных двигателей увеличение доли природного газа приводит к увеличению пикового давления в цилиндре и максимальной скорости тепловыделения.Первый пик на кривой тепловыделения каждой фракции ПГ связан со сгоранием предварительно смешанной смеси воздух/ПГ/дизель, за которым следует диффузионное сжигание оставшегося дизельного топлива и последующее распространение пламени фоновой смеси воздух/ПГ. По мере увеличения αNG, поскольку давление на входе постоянно, относительное соотношение воздух/топливо в смеси воздух/NG уменьшается, что, в свою очередь, увеличивает скорость распространения пламени смеси воздух/NG. Это может объяснить резкое увеличение скорости тепловыделения двухтопливных двигателей по сравнению с дизельным двигателем, а также вызывает увеличение пикового давления в цилиндре.Кроме того, по мере увеличения αNG позднее сгорание (за пределами 15 CAD ATDC) также сводится к минимуму, вероятно, из-за увеличения скорости распространения пламени фоновой смеси.

РИСУНОК 3 . 75% нагрузки – (А) . Давление в цилиндре; (Б) . Скорость выделения тепла.

В условиях полной нагрузки (BMEP = 17,65 бар) из-за аппаратных ограничений температуры выхлопных газов и пикового давления имело место ограниченное перекрытие временных разверток цифрового входа. Таким образом, кривые давления и тепловыделения показаны при αNG = 0% и αNG = 65% при опережающей и запаздывающей синхронизации дизеля DI (рис. 4).Увеличение времени опережения приводит к увеличению пикового давления в цилиндре и пиковой скорости тепловыделения как для дизельного, так и для двухтопливного двигателей. Пик скорости тепловыделения также опережает время, так как горение начинается раньше. Поскольку синхронизация двухтопливного прямого впрыска значительно отстает из-за более высокой скорости нарастания пикового давления и максимального давления в цилиндре по сравнению со случаем только с дизельным двигателем, пиковое давление в цилиндре ниже. Опять же, как и в случае нагрузки 75 %, двухтопливный механизм сгорания может привести к тому, что пиковая скорость тепловыделения в случаях αNG = 65 % будет выше, чем в случае дизельного топлива, из-за повышенной скорости распространения пламени в смеси воздух/ПГ.

РИСУНОК 4 . 100% нагрузка – (А) . Давление в цилиндре; (Б) . Скорость выделения тепла.

Максимальное давление в цилиндре, температура выхлопных газов, CA50 и CA10–90 при нагрузке 75 % показаны на рисунке 5. На этом рисунке также показаны ограничения для опережения и замедления времени DI, описанные в предыдущем разделе. Для всех αNG опережение момента впрыска приводит к увеличению максимального давления в цилиндре, увеличению CA50 и снижению температуры выхлопных газов.Когда сгорание начинается раньше во время такта сжатия с опережением синхронизации DI, больше тепла выделяется вблизи верхней мертвой точки, что приводит к повышению давления в цилиндре. Когда момент впрыска задерживается, большая часть энергии топлива высвобождается позже в такте расширения, что вызывает повышение температуры выхлопных газов. Для αNG = 0% замедление времени замедления приводит к уменьшению продолжительности сгорания (CA10–90), поскольку больше топлива впрыскивается позже в такт сжатия, когда температура выше.Это может увеличить скорость горения. Однако чрезмерное замедление может привести к тому, что CA50 будет опаздывать (более 10 CAD ATDC), что может снизить эффективность сгорания. Следовательно, CA10–90 может снова начать увеличиваться. В случае двухтопливных двигателей замедление времени DI приводит к увеличению продолжительности сгорания. Более раннее время впрыска может позволить части впрыска дизельного топлива смешаться с фоновым воздухом/ПГ, тем самым повысив реакционную способность смеси фонового воздуха/ПГ. Это может увеличить скорость последующего распространения пламени.

РИСУНОК 5 . Результаты нагрузки 75 % – (A) : Максимальное давление в цилиндре; (В) : СА50; (C) : Температура выхлопных газов; (D) : CA10–90.

С увеличением αNG при одном и том же моменте DI максимальное давление в цилиндре увеличивается, температура выхлопа снижается, СА50 опережает, а СА10–90 укорачивается. Увеличение максимального давления в цилиндре можно коррелировать с повышением СА50. Как объяснялось ранее, это явление может быть связано с переходом сгорания от преимущественно диффузионного сгорания обычного дизельного топлива к типу сгорания с предварительным смешиванием с увеличением αNG.Более низкая температура выхлопных газов с увеличением αNG при постоянной синхронизации DI может быть связана с усовершенствованным CA50.

При нагрузке 100 % (рис. 6) общие тенденции аналогичны тенденциям при нагрузке 75 % за одним исключением. Для αNG = 0% замедление момента впрыска увеличивает продолжительность сгорания, вероятно, из-за замедления фазирования сгорания (CA50, рис. 6) после 11 CAD ATDC.

РИСУНОК 6 . Результаты 100% нагрузки – (A) : Максимальное давление в цилиндре; (В) : СА50; (C) : Температура выхлопных газов; (D) : CA10–90.

Увеличение времени DI может быть выгодным с точки зрения увеличения BTE при обоих уровнях нагрузки (рис. 7). Вероятно, это связано с оптимизацией CA50. Когда CA50 слишком продвинут, высвобождение энергии при сгорании топлива может работать против сжатия двигателя. Когда CA50 слишком запаздывает, высвобождение энергии может произойти слишком поздно, чтобы произвести полезную механическую работу. Таким образом, для αNG = 0% при нагрузке 75% BTE увеличивается с опережением синхронизации DI, но затем начинает уменьшаться при наиболее опережающей синхронизации, которая соответствует CA50, которая слишком близка к TDC.Подобные пики BTE наблюдаются и для других случаев αNG. Увеличение αNG может привести к увеличению BTE для обоих уровней нагрузки, поскольку CA50 продвигается до более оптимального диапазона, эффективность сгорания повышается за счет повышения реактивности смеси фонового воздуха/NG, а продолжительность горения короче, что приводит к большему выделению тепла. выпустить возле ВМТ. Самый высокий BTE может находиться в диапазоне около 42 % при доле NG 90 % и 65 % для условий нагрузки 75 % и 100 % соответственно.

РИСУНОК 7 . (А) . BTE при нагрузке 75%; (Б) . БТЭ при 100% нагрузке; (С) . Скорость нарастания пикового давления при нагрузке 75 %; (Г) . Скорость нарастания пикового давления при 100% нагрузке.

Опережение синхронизации цифрового входа зависит от дополнительного аппаратного ограничения скорости нарастания пикового давления (рис. 7). Пиковая скорость повышения давления имеет тенденцию увеличиваться с продвижением в СА50 либо за счет опережения времени DI, либо за счет увеличения αNG. Таким образом, пиковые скорости роста давления для вариантов нагрузки 75% больше, чем для вариантов нагрузки 100% из-за замедленного CA50.

Температура наконечника форсунки

Температура наконечника форсунки при нагрузке 75 % и 100 % показана на рис. 8. Ожидается, что температура наконечника форсунки будет коррелировать со средней температурой цилиндра во время каждого цикла. Однако диапазон температур в цилиндрах во время цикла обычно довольно широк. При нагрузке 75 % по мере увеличения времени опережения прямого впрыска температура наконечника форсунки повышается, вероятно, из-за повышенного тепловыделения вблизи ВМТ и, следовательно, более высокой температуры цилиндра.Это также подтверждается тем фактом, что температура наконечника форсунки продолжает расти, даже несмотря на то, что BTE уменьшается с увеличением времени DI, поскольку наиболее совершенный CA50 приближается к ВМТ. С увеличением αNG температура наконечника форсунки продолжает расти. Это связано с уменьшением расхода дизельного топлива и повышением температуры в цилиндрах. Уменьшение расхода дизельного топлива снижает охлаждающий эффект, а увеличение пикового давления в цилиндре (рис. 5) увеличивает температуру цилиндра.При нагрузке 75 % максимальная наблюдаемая температура наконечника форсунки составляет ~250°C.

РИСУНОК 8 . Температура наконечника форсунки – (A) . 75% нагрузки; (Б) . 100% нагрузка.

При нагрузке 100 % данные о температуре наконечника форсунки не были доступны для αNG = 0 %. Однако варианты с двумя видами топлива показаны на рис. 8. Хотя общие тенденции для 100% нагрузки аналогичны тенденциям для 75% нагрузки, диапазон температур наконечника форсунки намного уже и составляет около 220°C. Это, вероятно, связано с задержкой CA50 для случаев 100% нагрузки.

Во всех условиях испытаний температура наконечника форсунки была ниже критической температуры, при которой происходит закоксовывание внутри форсунки (Argueyrolles et al., 2007). Лаборатория авторов ранее провела подробный анализ скорости нагрузки температуры наконечника форсунки при αNG = 75% (рис. 9). Для этой тестовой установки максимальные температуры наконечника форсунки наблюдаются в диапазоне нагрузки BMEP 12–15 бар из-за комбинированного воздействия высокого расхода энергии топлива и времени DI (Guo and Liko, 2018).

РИСУНОК 9 . Нагрузочно-скоростная карта температуры наконечника впрыска при доле природного газа 75%.

Выбросы

NOx, сажа, CO и общее количество неметановых углеводородов (HCs) являются одними из основных регулируемых выбросов дизельных двигателей, используемых в транспортном секторе. На рис. 10 показаны удельные выбросы тормозов в тестовых случаях при нагрузке 75 % (обозначается префиксом «bs»). Образование NOx в первую очередь зависит от температуры в цилиндрах. Как правило, при определенной фракции ПГ и времени DI максимальное давление в цилиндре и максимальная температура в цилиндре будут иметь прямую корреляцию.На Рисунке 10 видно, что выбросы NOx обычно уменьшаются с замедлением времени DI. Это связано с тем, что CA50 находится дальше от ВМТ, что, в свою очередь, снижает пиковую температуру цилиндра. Выбросы NOx при αNG = 0% и αNG = 25% схожи, вероятно, из-за комбинированного воздействия механизма образования NOx и температуры в цилиндрах. Быстрый путь и тепловой путь являются двумя основными механизмами образования NOx в большинстве камер сгорания. Быстрый путь играет существенную роль в образовании NOx процесса диффузионного горения, при котором оксид азота (NO) может образовываться за счет начальных реакций углеводородных радикалов с азотом (Miller and Bowman, 1989).Термический путь преобладает в образовании NOx в большинстве процессов сжигания с предварительным смешиванием (Guo et al., 2005) из-за окисления азота в высокотемпературных зонах сгорания и дожигания (Miller and Bowman, 1989). С увеличением доли ПГ в двухтопливном двигателе доля диффузии внутри цилиндра уменьшается, что приводит к быстрому снижению образования NOx. Однако увеличение доли ПГ приводит к более высокому давлению и температуре в цилиндре, как обсуждалось выше, что приводит к увеличению образования NOx тепловым путем.Суммарное изменение образования NOx по быстрому и тепловому маршрутам приводит к незначительному изменению выбросов NOx при увеличении доли NG от нуля до 25. При αNG = 50 % и выше увеличение образования NOx по тепловому маршруту превышает уменьшение образования NOx быстрым путем, что вызывает увеличение выбросов NOx с увеличением доли ПГ. Это также может уменьшить влияние изменения удельной теплоемкости смеси воздух-ПГ с изменением доли ПГ, как сообщается в литературе (Imran et al., 2014).

РИСУНОК 10 . Выбросы выхлопных газов при нагрузке 75 % – (А) . NOx; (Б) . Сажа; (С) . СО; (Г) . Неметановые УВ.

Копоть имеет тенденцию образовываться в областях цилиндров, где высокая температура и обогащенная топливно-воздушная смесь (декабрь 1997 г.; декабрь 2009 г.). Когда синхронизация DI задерживается, дизельное топливо впрыскивается позже в такте сжатия, когда температура выше, а период времени, доступный для смешивания дизельного топлива с фоном воздуха/ПГ и образования гомогенной смеси, ограничен.Это может привести к увеличению выбросов сажи при задержке синхронизации прямого впрыска. С увеличением αNG по мере уменьшения количества впрыскиваемого дизельного топлива преобладает сгорание предварительно смешанной смеси. Следовательно, скорость образования сажи может быть снижена (рис. 10). В то время как преимущество двухтопливного сгорания с точки зрения снижения сажи хорошо известно (Wei and Geng, 2016), также наблюдается, что при очень высоком αNG (75% и выше) из-за уменьшенного объема впрыска дизельного топлива влияние время DI на выбросы сажи уменьшено.Самые низкие наблюдаемые выбросы сажи составляют порядка 0,01 г/кВтч, когда выбросы NOx на выходе из двигателя ниже 6 г/кВтч для α NG = 90 % при нагрузке 75 %. Предыдущие исследования состава ТЧ в двухтопливных двигателях, работающих на природном газе и дизельном топливе, показали, что, в отличие от дизельных двигателей, большая часть фракции ТЧ по своей природе является летучей, а не элементарным углеродом (Mustafi et al., 2010). Кроме того, существуют различия в форме агломератов ТЧ и их фрактальных размерах при работе на дизельном и двухтопливном топливе (Mustafi et al. , 2009). Фракция ПГ также может оказывать влияние на гранулометрический состав и массовую долю летучих веществ (Momenimovahed et al., 2019). Настоящий анализ ограничен сажей и не учитывает летучие ТЧ. Более того, эти выбросы сажи, как правило, происходят из-за дизельного топлива (Graves et al., 2015).

Выбросы CO для вариантов нагрузки 75% также показаны на рисунке 10. CO обычно возникает в результате неполного сгорания углеводородов. С задержкой синхронизации DI выбросы CO увеличиваются.BTE уменьшается с задержкой синхронизации DI. Следовательно, по мере увеличения скорости заправки для поддержания нагрузки относительное соотношение воздух/топливо уменьшается, что снижает доступность кислорода (рис. 11). Более того, отсроченное время прямого впрыска может сократить время, необходимое дизельному топливу для смешивания с фоновым воздухом/ПГ. Эти два фактора могут снизить вероятность окисления CO. С увеличением αNG выбросы CO увеличиваются, а затем уменьшаются. Есть два момента, которые следует учитывать при увеличении αNG. Во-первых, снижается фоновое соотношение воздух/топливо смеси воздух/ПГ, а во-вторых, увеличивается скорость распространения пламени (о чем свидетельствует более короткая продолжительность горения (рис. 5). Первое и второе действия могут работать друг против друга, увеличивая или уменьшая скорости образования CO соответственно. Для αNG < 75% снижение отношения воздух/топливо может быть уравновешено увеличением скорости распространения пламени, что может привести к тому, что выбросы CO останутся на том же уровне. При дальнейшем увеличении αNG большая часть топлива NG и скорость распространения пламени выше.ПГ может образовывать гомогенную смесь с воздухом при значительном снижении количества дизельного топлива (расход дизельного топлива уменьшается с ~5,7 до ~1,26 кг/ч). Это может объяснить тенденцию СО при изменении αNG.

РИСУНОК 11 . Относительное соотношение воздух/топливо – (А) . 75% нагрузки; (Б) . 100% нагрузка.

Выбросы неметановых углеводородов также показаны на рис. 10. Когда α NG увеличивается, выбросы неметановых углеводородов увеличиваются. С увеличением α NG , в то время как реакционная способность фоновой смеси воздух/ПГ может увеличиваться, большее количество молекул УВ (из ПГ) может попасть в объемы щелей и остаться несгоревшими.Когда время DI задерживается, выбросы неметановых углеводородов уменьшаются. Это может быть связано с замедленным сгоранием и более высокими температурами во время такта расширения, что может усилить сгорание заряда, застрявшего в щелях.

При нагрузке 100 % тенденции выбросов качественно аналогичны тенденциям при нагрузке 75 % (рис. 12). Однако есть и другие исключения. Удельные выбросы NOx для 100-процентных вариантов нагрузки ниже, чем для 75-процентных вариантов нагрузки, вероятно, из-за запаздывающего CA50 и, в некоторой степени, из-за более высокой нагрузки.Выбросы NOx в двухтопливных двигателях немного снижены по сравнению с дизельным двигателем. Это может быть связано с задержкой синхронизации DI, необходимой для ограничения пикового давления в цилиндре, что противодействует снижению CA10–90 по мере использования большего количества NG. Выбросы сажи для дизельного двигателя составляют менее 0,1 г/кВтч, а для αNG = 25% выбросы сажи имеют тенденцию к увеличению. Относительное соотношение воздух/топливо может уменьшиться с 1,65 для αNG = 0 % до 1,55 для αNG = 25 %, что может привести к увеличению выбросов сажи (рис. 11).Дальнейшее увеличение α NG позволяет значительно снизить расход дизельного топлива и преобладает сгорание предварительно смешанной смеси, что приводит к уменьшению образования сажи.

РИСУНОК 12 . Выбросы выхлопных газов при 100% нагрузке – (А) . NOx; (Б) . Сажа; (С) . СО; (Г) . Неметановые УВ.

В то время как тенденции неметановых углеводородов с увеличением αNG одинаковы для уровней нагрузки 75 % и 100 %, тенденции выбросов CO различаются (рис. 12).При использовании ПГ выбросы CO увеличиваются. При 100-процентной нагрузке расход дизеля хотя и может снижаться с увеличением αNG, но все же остается значительным (2,7 кг/ч) даже при максимальном αNG = 65%. Таким образом, описанный выше фоновый эффект более богатого воздуха/ПГ может снизить доступность кислорода, особенно при замедлении времени DI. При аналогичном времени DI, например -18 CAD ATDC, выбросы CO снижаются с увеличением αNG, и тенденция аналогична вариантам нагрузки 75%.

Одной из основных целей разработки двухтопливных двигателей дизель-ПГ является снижение выбросов парниковых газов.На рис. 13 показаны выбросы метана и CO 2 -эквивалента при нагрузке 75% и 100%. Тенденции одинаковы для обоих уровней нагрузки в отношении времени DI и αNG. Выбросы метана увеличиваются с увеличением α NG , вероятно, из-за большего количества молекул метана, захваченных в расщелинах и пограничных областях. При замедлении времени DI пониженное давление в цилиндре приводит к меньшему количеству метана, удерживаемого в щелях и пограничных областях.

РИСУНОК 13 . (А) .Выбросы метана при нагрузке 75%; (Б) . Выбросы метана при 100% нагрузке; (С) . CO 2 — эквивалент выбросов при нагрузке 75%; (Г) . CO 2 — эквивалент выбросов при 100% нагрузке.

Эквивалентные выбросы CO 2 рассчитываются на основе выбросов CO 2 и выбросов метана (Рисунок 13). Метан является более мощным парниковым газом, чем CO 2 , и вес 25 включен в расчет эквивалента CO 2 . Было обнаружено, что независимо от более высоких выбросов метана в случае двухтопливных двигателей увеличение αNG может снизить выбросы, эквивалентные CO 2 , при обоих режимах нагрузки.Усовершенствованные тайминги DI, которые соответствуют самым высоким BTE, обычно имеют самые низкие выбросы CO 2 -эквивалента.

Выводы

Исследование влияния времени DI и увеличения фракции ПГ на двухтопливное сгорание дизель-ПГ проводится на установке двигателя большой мощности. Температура наконечника форсунки измеряется с помощью специально модифицированной форсунки. Также изучаются характеристики сгорания и выбросы выхлопных газов. Испытания проводятся при 75% и 100% нагрузке в нижнем диапазоне оборотов двигателя.Основные выводы этого исследования:

• Фазовое сгорание (CA50) является очень важным фактором, определяющим эффективность двухтопливного сгорания при высоких нагрузках двигателя. Увеличение фракции ПГ может ускорить СА50 и привести к уменьшению продолжительности горения. Используя оптимизированный CA50, полученный за счет управления синхронизацией цифрового входа, можно достичь теплового КПД тормоза порядка ∼42%.

• При высоких нагрузках усовершенствованные параметры опережения впрыска дизельного топлива обычно соответствуют более высокому максимальному давлению в цилиндре, максимальной скорости нарастания давления, выбросам NOx, более низкому выбросу сажи и CO, а также более высокому BTE и более низкому эквиваленту CO 2 .

• С увеличением фракции природного газа при заданном времени впрыска увеличивается температура наконечника форсунки. С увеличением времени прямого впрыска для данной фракции природного газа также увеличивается температура наконечника форсунки. При всех условиях испытаний температура наконечника форсунки не превышала 250°С. Это ниже температурного порога в 300°C, выше которого проблемы закоксовывания инжектора могут усугубиться.

• Выбросы CO имеют тенденцию к снижению, а выбросы HC (метановые и неметановые) имеют тенденцию к увеличению с увеличением доли NG при заданном времени DI.

• При высоких нагрузках увеличение доли ПГ может увеличить выбросы метана. Однако выбросы в эквиваленте CO 2 уменьшаются с увеличением доли ПГ.

Заявление о доступности данных

Необработанные данные, подтверждающие выводы этой статьи, будут предоставлены авторами без неоправданных оговорок.

Вклад автора

С.Д. обработал данные, сделал рисунки и написал рукопись. HG собрал и обработал данные, а также отредактировал рукопись.Компания BL провела тесты и организовала необработанные данные.

Финансирование

Финансирование этой работы было предоставлено Министерством природных ресурсов Канады через PERD Energy End Use (Проект 3B03.003) и Национальным исследовательским советом Канады через внутреннюю программу биоэнергетики.

Конфликт интересов

Авторы заявляют, что исследование проводилось при отсутствии каких-либо коммерческих или финансовых отношений, которые могли бы быть истолкованы как потенциальный конфликт интересов.

Дополнительный материал

Дополнительный материал к этой статье можно найти в Интернете по адресу: https://www.frontiersin.org/articles/10.3389/fmech.2020.545416/full#supplementary-material.

Ссылки

Argueyrolles, B., Dehoux, S., Gastaldi, P., Grosjean, L., Levy, F., Michel, A., et al. (2007). Влияние конструкции сопла форсунки и кавитации на явление закоксовывания. Технический документ SAE № 2007-01-1896.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Кристиан В. Р., Кнопф Ф., Яшек А. и Шиндлер В. (1993). Eine neue Messmethodik der Bosch-Zahl mit erhohter Empfindlichkeit. Motortech Z. 54, 16–22.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Dec, JE (1997). Концептуальная модель сгорания дизельного топлива DL на основе лазерного изображения листа. SAE Trans. 1319–1348. doi: 10.4271/970873

Google Scholar

Dec, JE (2009). Усовершенствованные двигатели с воспламенением от сжатия — понимание процессов в цилиндрах. Проц. Сгорел. Инст. 32 (2), 2727–2742. doi:10.1016/j.proci.2008.08.008

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Дев, С., Го, Х., Лафранс, С., и Лико, Б. (2020). Экспериментальное исследование влияния рециркуляции отработавших газов на двухтопливный двигатель, работающий на природном газе и дизельном топливе. Технический документ SAE 2020-01-0310.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Фигер Г., Зейтц Х. Ф., Граф Г. и Шрайер Х. (2014). Двигатели коммерческого транспорта, работающие на природном газе, с эффективностью дизельного топлива. МТЗ по всему миру. 75 (10), 10–15. doi:10.1007/s38313-014-0229-2

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Гртнер, У., Рабл, Х.-П., и Цинк, У. (2018). Доочистка выхлопных газов будущего. МТЗ Мир. 79, 70–75. doi:10.1007/s38313-018-0060-2

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Грейвс Б., Олферт Дж., Патычук Б., Дастанпур Р. и Рогак С. (2015). Характеристика морфологии и летучести твердых частиц в двигателе с воспламенением от сжатия, работающем на природном газе, с непосредственным впрыском. Аэрозоль. науч. Технол. 49 (8), 589–598. doi:10.1080/02786826.2015.1050482

Google Scholar

Guo, H.и Лико Б. (2018). «Температура наконечника форсунки и характеристики сгорания двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, в условиях средней и высокой нагрузки», в материалах осенней технической конференции ASME 2018, посвященной двигателям внутреннего сгорания. Цифровая коллекция Американского общества инженеров-механиков, Сан-Диего, Калифорния, ноябрь 2018 г.

Google Scholar

Guo, H., Liko, B., and Neill, WS (2017). «Влияние разделения дизельного впрыска на характеристики сгорания и выбросов двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, в условиях низкой нагрузки», в материалах осенней технической конференции подразделения двигателей внутреннего сгорания ASME 2017.Цифровая коллекция Американского общества инженеров-механиков, Сиэтл, Вашингтон, октябрь 2017 г.

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Го, Х., Лю, Ф., и Смоллвуд, Г. Дж. (2005). Численное исследование образования NOx в ламинарном противотоке CH 4 /воздух в тройном пламени. Горение. Пламя. 143 (3), 282–298. doi:10.1016/j.combustflame.2005.06.004

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Го, Х., Нил, В.С., и Лико, Б. (2015). «Экспериментальное исследование характеристик сгорания и выбросов двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, при низких и средних нагрузках», в материалах осенней технической конференции подразделения двигателей внутреннего сгорания ASME 2015. Цифровая коллекция Американского общества инженеров-механиков, Хьюстон, Техас, ноябрь 2015 г.

Google Scholar

Имран, С., Эмберсон, Д.Р., Диз, А., Вен, Д.С., Крукс, Р.Дж., и Коракианитис, Т. (2014 ). Характеристики двигателя с воспламенением от сжатия, работающего на природном газе, и карты выбросов с дизельным топливом и пилотным топливом RME. Заяв. Энергия. 124, 354–365. doi:10.1016/j.apenergy.2014.02.067

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Карим, Г. А. (1980). Обзор процессов горения в двухтопливном двигателе — газодизеле. Прог. Энергетическое сгорание. науч. 6 (3), 277–285. doi:10.1016/0360-1285(80)-2

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Кенигссон Ф., Сталхаммар П. и Ангстрем Х. Э. (2012). Контроль температуры наконечника форсунки в двухтопливном дизельном двигателе. Технический документ SAE № 2012-01-0826.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Ли, Ю., Ли, Х., и Го, Х. (2018). Численное исследование пути реакции образования NO 2 в двухтопливном двигателе, работающем на природном газе и дизельном топливе. Горение. Пламя. 190, 337–348. doi:10.1016/j.combustflame.2017.12.006

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Лю Дж., Ян Ф., Ван Х., Оуян М. и Хао С. (2013). Влияние количества пилотного топлива на характеристики выбросов двухтопливного двигателя, работающего на сжатом природном газе/дизельном топливе, с оптимизированным временем пилотного впрыска. Заяв. Энергия. 110, 201–206. doi:10.1016/j.apenergy.2013.03.024

Google Scholar

Миллер, Дж. А., и Боумен, К. Т. (1989).Механизм и моделирование химии азота при горении. Прог. Энергетическое сгорание. науч. 15 (4), 287–338. doi:10.1016/0360-1285(89)

-8

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Моменимовахед А., Лю Ф., Томсон К. А., Смоллвуд Г. Дж. и Го Х. (2019). Влияние состава топлива на свойства частиц, выбрасываемых двухтопливным двигателем дизель-природный газ. Междунар. J. Рез. двигателя doi:10.1177/1468087419846018

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Мустафи, Н.Н. и Рейн Р.Р. (2009). Электронно-микроскопическое исследование твердых частиц двухтопливного двигателя. Аэрозоль. науч. Технол. 43 (9), 951–960. doi:10.1080/027868207210

CrossRef Full Text | Google Scholar

Мустафи, Н. Н., Рейн, Р. Р., и Джеймс, Б. (2010). Характеристика твердых частиц в выхлопных газах двухтопливного двигателя методами TGA, XPS и Raman. Аэрозоль. науч. Технол. 44 (11), 954–963. doi:10.1080/02786826.2010.503668

CrossRef Full Text | Google Scholar

Осман, А.И., Абу-Дахрие, Дж. К., Лаффир, Ф., Кертин, Т., Томпсон, Дж. М., и Руни, Д. В. (2016). Биметаллический катализатор на двухкомпонентном носителе для низкотемпературного полного окисления метана. Заяв. Катал. Б Окружающая среда. 187, 408–418. doi:10.1016/j.apcatb.2016.01.017

CrossRef Full Text | Google Scholar

Папагианнакис Р. Г. и Хунталас Д. Т. (2003). Экспериментальное исследование влияния процентного содержания природного газа на производительность и выбросы двухтопливного дизельного двигателя с прямым впрыском топлива. Заяв. Терм. англ. 23 (3), 353–365. doi:10.1016/S1359-4311(02)00187-4

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Papagiannakis, R.G., Rakopoulos, C.D., Hountalas, D.T. and Rakopoulos, D.C. (2010). Характеристики выбросов высокоскоростного двухтопливного двигателя с воспламенением от сжатия, работающего в широком диапазоне соотношений природного газа и дизельного топлива. Топливо. 89 (7), 1397–1406. doi:10.1016/j.fuel.2009.11.001

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Саху, Б.Б., Саху, Н., и Саха, Великобритания (2009). Влияние параметров двигателя и типа газообразного топлива на характеристики двухтопливных газодизельных двигателей — критический обзор. Продлить. Поддерживать. Energy Rev. 13 (6-7), 1151–1184. doi:10.1016/j.rser. 2008.08.003

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Шринивасан К.К., Кришнан С.Р., Сингх С., Мидкифф К.С., Белл С.Р., Гонг В. и др. (2006). Двигатель с усовершенствованным впрыском топлива на природном газе с низким пилотным зажиганием: анализ сгорания. АСМЭ. Дж. Инж. Мощность газовых турбин. 128 (1), 213–218. doi:10.1115/1.1915428

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Wagemakers, AMLM, and Leermakers, C.A.J. (2012). Обзор влияния двухтопливной работы с использованием дизельного и газообразного топлива на выбросы и производительность. Технический документ SAE № 2012-01-0869.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Вэй, Л., и Гэн, П. (2016). Обзор двойного сжигания природного газа и дизельного топлива, выбросов и производительности. Топливный процесс. Технол. 142, 264–278. doi:10.1016/j.fuproc.2015.09.018

Google Scholar

Ян Б., Си К., Вэй К., Цзэн К. и Лай М. К. (2015). Параметрическое исследование впрыска природного газа через порт и пилотного впрыска дизельного топлива на сгорание и выбросы двухтопливного двигателя Common Rail с турбонаддувом при низкой нагрузке. Заяв. Энергия. 143, 130–137. doi:10.1016/j.apenergy.2015.01.037

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Юсефи, А., Го, Х., и Бирук, М. (2018). Экспериментальное и численное исследование разделения впрыска дизельного топлива в двухтопливном двигателе, работающем на природном газе и дизельном топливе, при низкой нагрузке на двигатель. Топливо. 212, 332–346. doi:10.1016/j.fuel.2017.10.053

Полный текст CrossRef | Google Scholar

Юсефи А., Го Х. и Бирук М. (2019). Влияние момента впрыска дизельного топлива на сгорание двухтопливного двигателя, работающего на природном газе и дизельном топливе, в условиях низкой-высокой нагрузки и низкой-высокой скорости. Топливо. 235, 838–846.

Полнотекстовая перекрестная ссылка | Google Scholar

Блог : Многослойные автомобильные средства управления

Этот вопрос мы получаем почти еженедельно, и мы хотим прояснить различия, а также плюсы и минусы каждой методологии. Чтобы объяснить эти два метода настройки, мы должны сначала полностью понять нагрузку и буст, а затем проанализировать плюсы и минусы этих двух методов.

НАГРУЗКА:  Нагрузку можно рассматривать как количество воздуха, поступающего в двигатель при определенной частоте вращения.Нагрузка — это приблизительный выходной крутящий момент вашего двигателя, рассчитанный с использованием количества воздуха, поступающего в двигатель, оборотов двигателя и коэффициента масштабирования. Количество воздуха, поступающего в двигатель (измеряется в граммах в секунду или фунтах в минуту), измеряется либо напрямую с помощью датчика массового расхода воздуха (MAF), либо рассчитывается с помощью датчика абсолютного давления в коллекторе (MAP).

Глядя на нагрузку, мы получаем гораздо более реалистичное представление о том, какой крутящий момент развивает двигатель, независимо от используемого турбокомпрессора, температуры и высоты над уровнем моря.Это самая важная разница между load и boost. В то время как автомобиль, создающий наддув 20 фунтов на квадратный дюйм при 3000 об / мин на одном турбокомпрессоре, будет производить другую мощность по сравнению с автомобилем, производящим 20 фунтов на квадратный дюйм при той же частоте вращения двигателя с другим турбонагнетателем; автомобиль с нагрузкой 2,0 при 3000 об/мин даст такое же количество энергии, как , что и другой автомобиль с нагрузкой 2,0 при тех же оборотах в минуту (при условии, что нагрузки рассчитаны точно). Из-за этого важного различия настройки, основанные на нагрузке, могут обеспечить гораздо более постоянный крутящий момент во всех условиях эксплуатации, что приводит к стабильной и надежной работе автомобиля.Вы увидите, что ECU будет изменять давление наддува для достижения одинаковой нагрузки/крутящего момента в зависимости от условий окружающей среды. В более жаркую погоду ECU будет стремиться к большему наддуву из-за более низкой плотности воздуха, а в более прохладную погоду он будет управлять меньшим наддувом из-за более высокой плотности воздуха. Например, чтобы предотвратить слишком сильное усиление в очень жарких условиях, наши мелодии, основанные на нагрузке, ограничивают усиление на разумном уровне.

На приведенном ниже графическом изображении показаны кривые крутящего момента и мощности автомобиля MazdaSpeed3.Внизу отображаются показания нагрузки и массового расхода воздуха для одного и того же автомобиля. Обратите внимание, что кривые выглядят одинаково по форме. Действительно, нагрузка коррелирует с выходным крутящим моментом, а массовый расход воздуха коррелирует с выходной мощностью в лошадиных силах.

Обратите внимание, как расчетная кривая нагрузки соответствует кривой крутящего момента, а измеренный расход воздуха имитирует мощность в лошадиных силах.

BOOST:  Датчик MAP вашего автомобиля измеряет абсолютное давление во впускном коллекторе. Наддув — это мера давления выше атмосферного во впускном коллекторе, обычно выражаемая в фунтах на квадратный дюйм (psi).Тюнинг на основе наддува — это старый способ настройки наддувных автомобилей, так как это простой способ узнать, что делает турбо. Однако массовый расход воздуха, а также количество кислорода, поступающего в двигатель при определенном давлении наддува, сильно зависят от температуры окружающей среды, влажности, высоты над уровнем моря, впуска, используемого турбонаддува и т. д. окружающий воздух имеет гораздо более высокую плотность и, следовательно, более богатое содержание кислорода, чем воздух на больших высотах и ​​при высоких температурах.Из-за этого настройка на основе наддува будет иметь более высокий крутящий момент зимой, чем летом. Наши настройки на основе наддува нацелены на давление наддува, но также могут ограничивать нагрузки для безопасности двигателя.

Теперь, когда мы понимаем эти две концепции, все еще остается вопрос, что лучше ?

Несмотря на то, что настройки на основе нагрузки поддерживают довольно постоянный крутящий момент в различных условиях окружающей среды, способность двигателя изменять крутящий момент. Транспортное средство, которое нацелено на 2.0 при 3000 об/мин может потребоваться давление наддува в районе 20 фунтов на квадратный дюйм в самый жаркий летний день. Тому же автомобилю потребуется меньший наддув для достижения такой нагрузки в разгар зимы, поскольку плотность воздуха выше — скажем, она будет где-то в районе 15 фунтов на квадратный дюйм (все еще при 3000 об/мин). Хотя выходной крутящий момент двигателя будет оставаться довольно постоянным между двумя ситуациями, конечный пользователь иногда удивляется, когда видит, что его автомобиль внезапно развивает всего 15 фунтов наддува. Кроме того, поскольку зимой двигатель может работать с более высокими значениями нагрузки, некоторые считают, что производительность автомобиля не максимизируется (хотя теперь мы начинаем беспокоиться о шатунах).

Настройка на основе буста, которая выполняется летом, может иметь совсем другие результаты, чем при низком значении буста. Представьте себе транспортное средство, которое было настроено летом и могло выдерживать 20 фунтов на квадратный дюйм наддува без детонации. Мелодия этого автомобиля будет нацелена на 20 фунтов на квадратный дюйм, независимо от условий окружающей среды. Таким образом, по мере того, как температура начинает падать, а плотность воздуха увеличивается, автомобиль будет производить все больше и больше мощности при этом значении наддува в 20 фунтов на квадратный дюйм. Это увеличивает выходной крутящий момент, но также увеличивает нагрузку на шатуны и октановое число используемого топлива из-за более высокого давления в цилиндрах.

OEM настраивает целевые нагрузки, потому что они хотят обеспечить постоянную мощность круглый год (номинальная мощность двигателя). Из-за этого система управления имеет приятные функции, такие как нагрузка по передаче, которая улучшает тягу и управляемость. Хотя мы можем переключиться на стратегию повышения таргетинга, некоторые из этих функций, повышающих удобство вождения, не могут использоваться так же эффективно.

Мы в Stratified выбираем настройки, основанные на нагрузке, исходя из их надежности, управляемости и постоянного крутящего момента, который в большинстве случаев практически не зависит от условий окружающей среды. Однако, , некоторые автомобили и настройки лучше подходят для мелодий, нацеленных на буст, чем другие, и если мы знаем цели пользователя с самого начала, мы можем выбрать стратегию, которая им больше всего подходит. Некоторые из них включают:

Автомобили, использующие E85 или топливо с очень высоким октановым числом, где детонация не является серьезной проблемой.
Автомобили со встроенными двигателями, которые хотят постоянно максимизировать выходную мощность и не беспокоятся о повреждении / поломке компонентов.
Полноприводные автомобили, которым не требуется крутящий момент из-за ограничений выходной передачи.
Автомобили/люди, которые хотят постоянно получать абсолютную максимальную мощность от своих установок, меньше заботясь о управляемости или надежности в долгосрочной перспективе.

Надеюсь, что это сделает различие между настройкой на основе нагрузки и настройкой на основе усиления и поможет вам выбрать правильную стратегию для вашего автомобиля. Как и во всем остальном, выберите метод настройки, наиболее подходящий для вас и вашего автомобиля.

 

Удар поршня: MAP-пинг нагрузки двигателя

Обычный TTAC Дэвид Хольцман пишет:

Когда мой сканирующий датчик показывает, что нагрузка на двигатель составляет 99 %, а я нажал педаль газа только наполовину, означает ли это, как я подозреваю, что я могу выжать его из колеи и больше не добьюсь чем капля больше мощности из него?

А в современной машине (Цивик 08 года, палка) компьютерное управление не позволит мне тратить газ, нажимая педаль газа за точку, где я достиг 99% нагрузки?

Сажив ответы:

Я сам задавался этим вопросом, но не настолько, чтобы исследовать, пока кто-то не задал вопрос TTAC.

С момента появления карбюраторов автомобили использовали вакуум двигателя для измерения нагрузки двигателя под видом датчика экономии топлива. Более ранние машины EFI реализовывали рабочий цикл топливной форсунки, чтобы выдавать показания экономии топлива. Дешевле / проще / проще использовать возможности компьютера впрыска топлива для расчета приблизительного числа, но многие (все?) Новые модели используют датчик массового расхода воздуха (MAF) и / или датчик абсолютного давления во впускном коллекторе (MAP) в качестве основы. этих расчетов.

В соответствии со стандартом SAE J1979 существует два значения нагрузки двигателя: расчетное и абсолютное значение нагрузки.Я подозреваю, что абсолютное значение нагрузки используется в большем количестве интерфейсов, ориентированных на клиента, поскольку это нормализованная цифра, которую может быть проще применять к нескольким механизмам, платформам и рабочим параметрам без повторной работы. И это, вероятно, стерилизует данные, чтобы не вызывать путаницы у конечных пользователей, претензий по гарантии, судебных исков и т. д.

Если чтение этого неуклюжего анализа расстраивает вас, мне кажется, вы чертовски блестящий инженер. Превратить это в легко усваиваемый пост в блоге непросто, так как я был скорее энтузиастом SAE.Но давайте сведем это к одному предложению:

.

Значения нагрузки представляют собой нормализованный расчет воздушного потока двигателя, который не является 100% точным показателем нагрузки на двигатель вашего автомобиля в любой момент времени.

Как тебе то, что я не ответил на твой вопрос и вызвал у меня головную боль? Я утешаю себя этим Hot Panther Looove :

Оооооооооооооооооооооооооооооооооооооочень лучше.

[Изображение: пользователь Shutterstock Joyseulay]

Отправляйте свои запросы на [email protected]. Не жалейте подробностей и попросите скорейшего решения, если вы торопитесь… но будьте реалистами и используйте форумы по вашей марке/модели вместо TTAC для получения более своевременных советов.

Связанные

Compute Engine Load Balancing достигает 1 миллиона запросов в секунду!


Начиная с пустого проекта Compute Engine и заканчивая выделенными 456 ядрами (для генератора нагрузки и виртуальных машин веб-серверов) и одним IP-адресом с балансировкой нагрузки, активно обрабатывающим 1.016 млн запросов в секунду (+-0,007 млн) заняло в общей сложности 7 минут 30 секунд. Число 1M измеряет полный запрос и успешный ответ. Вы можете узнать больше о том, как настроить балансировку нагрузки Compute Engine и как выделить виртуальные машины Compute Engine на веб-сайте Google Cloud Platform.

Ниже показана используемая установка:

Эта установка продемонстрировала несколько функций, включая масштабирование балансировки нагрузки Compute Engine, использование различных типов машин и быструю подготовку. Для генерации нагрузки мы использовали 64 запущенных curl_loader n1-standard-4 с 16 потоками и 1000 соединений. Каждый curl_loader запускал одну и ту же конфигурацию, чтобы генерировать примерно одинаковое количество запросов к LB. Нагрузка была направлена ​​на один IP-адрес, который затем распространялся на веб-серверы.

Чтобы продемонстрировать масштабирование разветвления балансировки нагрузки Compute Engine, мы использовали веб-сервер 200 n1-standard-1, работающий под управлением Apache v2.2.22 на образах Debian 7.1 Wheezy. Пользователям рекомендуется использовать более крупные типы виртуальных машин для лучшего веб-обслуживания бэкэнда на одной машине, однако здесь мы продемонстрировали масштабирование балансировщика нагрузки для бэкэндов и не беспокоились о том, что бэкенды сами используют каждый цикл для обслуживания ответов.Каждый внутренний веб-сервер получал около 5 тыс. запросов в секунду, что является равномерным распределением.

Балансировка нагрузки Compute Engine распределила нагрузку с помощью кортежа из исходного адреса+порта, целевого адреса+порта и протокола. Размер каждого веб-ответа составлял 1 байт без учета заголовков http. Все это было настроено из пустого проекта Compute Engine. Чтобы воспроизвести данные самостоятельно, вы можете использовать следующий Gist.

Вся установка и проверка стоят всего 10 долларов США!

— Автор: Энтони Ф.Воэллм, менеджер по проектированию производительности

Проблема C10k — это прошлый век. Как насчет обслуживания 1 миллиона запросов с балансировкой нагрузки в секунду в облаке? Используя общедоступные сервисы Google Cloud Platform, в том числе Google Compute Load Balancing, мы сделали именно это. В течение 5 секунд после настройки и без предварительного прогрева наш балансировщик нагрузки смог обслужить 1 миллион запросов в секунду и поддерживать этот уровень.

Это число в 20 раз превышает пропускную способность прошлогоднего конкурса песни «Евровидение», который обслуживал 125 миллионов пользователей в Европе и был размещен на Google Compute Engine.В установке «Евровидение» использовалась балансировка нагрузки DNS, что усложняло настройку, обслуживание и стоимость. Мы смогли упростить этот процесс с помощью балансировки нагрузки Compute Engine, которая позволяет избежать этих проблем, предоставляя простые API и позволяя одному IP-адресу обслуживать весь трафик с меньшими затратами, чем варианты «сделай сам». Кроме того, Compute Engine Load Balancing позволяет обнаруживать неработоспособные экземпляры и динамически добавлять и удалять новые экземпляры для обслуживания трафика. Это решает трудноразрешимую проблему кэшированных записей DNS в браузерах конечных пользователей.Больше никаких «404-х».


Начиная с пустого проекта Compute Engine и заканчивая выделенными 456 ядрами (для генератора нагрузки и виртуальных машин веб-серверов) и одним IP-адресом с балансировкой нагрузки, активно обрабатывающим 1,016 млн запросов в секунду (+-0,007 млн), в общей сложности потребовалось 7 минут. 30 секунд. Число 1M измеряет полный запрос и успешный ответ. Вы можете узнать больше о том, как настроить балансировку нагрузки Compute Engine и как выделить виртуальные машины Compute Engine на веб-сайте Google Cloud Platform.

Ниже показана используемая установка:

Эта установка продемонстрировала несколько функций, включая масштабирование балансировки нагрузки Compute Engine, использование различных типов машин и быструю подготовку. Для генерации нагрузки мы использовали 64 запущенных curl_loader n1-standard-4 с 16 потоками и 1000 соединений. Каждый curl_loader запускал одну и ту же конфигурацию, чтобы генерировать примерно одинаковое количество запросов к LB. Нагрузка была направлена ​​на один IP-адрес, который затем распространялся на веб-серверы.

Чтобы продемонстрировать масштабирование разветвления балансировки нагрузки Compute Engine, мы использовали веб-сервер 200 n1-standard-1, работающий под управлением Apache v2.2.22 на образах Debian 7.1 Wheezy. Пользователям рекомендуется использовать более крупные типы виртуальных машин для лучшего веб-обслуживания бэкэнда на одной машине, однако здесь мы продемонстрировали масштабирование балансировщика нагрузки для бэкэндов и не беспокоились о том, что бэкенды сами используют каждый цикл для обслуживания ответов. Каждый внутренний веб-сервер получал около 5 тыс. запросов в секунду, что является равномерным распределением.

Балансировка нагрузки Compute Engine распределила нагрузку с помощью кортежа из исходного адреса+порта, целевого адреса+порта и протокола. Размер каждого веб-ответа составлял 1 байт без учета заголовков http. Все это было настроено из пустого проекта Compute Engine. Чтобы воспроизвести данные самостоятельно, вы можете использовать следующий Gist.

Вся установка и проверка стоят всего 10 долларов США!

— Автор: Энтони Ф. Воэллм, менеджер по проектированию производительности

Управление нагрузкой для главного двигателя, вспомогательного двигателя и электрических нагрузок

Управление нагрузкой для главного двигателя, вспомогательного двигателя и электрических нагрузок – меры по повышению энергоэффективности на борту судна Главная || Безопасность танкера || Обработка контейнеровозов || Коммерческий менеджмент || Скорая помощь ||

Управление нагрузкой для главного двигателя, вспомогательного двигателя и электрических нагрузок – меры по повышению энергоэффективности на борту Характер различных видов деятельности на борту будет варьироваться от одного типа судна к другому. Кроме того, они могут различаться в зависимости от района операций и портов захода. Требования различных операций должны быть тщательно изучены, и судовое оборудование/ресурсы должны использоваться соответствующим образом. Планирование вышеперечисленного требует хорошей координации между палубным и машинным отделами.

На этой веб-странице поясняются примеры действий по планированию на борту судна с важными ссылками на управление нагрузкой двигателя, снижение электрической нагрузки и минимизацию использования вспомогательных котлов. Эти действия поддерживаются в рамках «системного планирования», поскольку улучшения требуют значительного уровня планирования использования бортовых систем, отличной коммуникации между персоналом и, в частности, между палубным и машинным отделами, как указано выше.

выровнять=»влево»> выровнять=»влево»> Эксплуатация корабля включает в себя множество действий и задач. Некоторые аспекты перечислены ниже:
  • Загрузка
  • Разгрузка
  • Балластировка и дебалластировка
  • Внутреннее производство газа и доливки для танкеров для сырой нефти и продуктовозов
  • Бункеровка
  • Маневрирование
  • Резервный
  • Нормальная проходная операция
  • Ожидание и якорная стоянка
  • Производство пресной воды
  • Производство питьевой воды
  • И т. д.

Управление нагрузкой двигателя

Хорошо известно, что КПД дизельного двигателя зависит от его уровня нагрузки или коэффициента нагрузки. На рис. 6.1 показан удельный расход топлива (SFC) двигателя в зависимости от коэффициента нагрузки.

Коэффициент нагрузки: Коэффициент нагрузки двигателя определяется как фактическая выходная мощность двигателя по отношению к его максимальной продолжительной номинальной мощности (MCR). Коэффициент нагрузки обычно указывается в процентах. Двигатель, работающий на 50 % от максимальной нагрузки, имеет коэффициент нагрузки, равный 50 %.

/>


Рис. 6.1: Коэффициент нагрузки двигателя
align=»center»>
На рисунке 5.1 кривая для работы двигателя с постоянной частотой вращения (номинальная скорость) представляет работу двигателей, вырабатывающих электроэнергию (таких как вспомогательные двигатели, например, дизель-генераторы), а кривая для пропеллерного закона показывает рабочие характеристики основного двигателя. Как видно, существенной разницы нет, и для обоих типов приложений SFC двигателя меняется в зависимости от нагрузки двигателя.SFC — это минимум (т. е. КПД — это максимум) для определенного уровня нагрузки; обычно для двигателей он находится в диапазоне от 70 до 90% от максимальной продолжительной мощности двигателя (MCR).

Приведенная выше диаграмма также показывает, что в условиях низкой нагрузки SFC двигателя увеличится (эффективность двигателя снизится). Хотя нагрузка на главный двигатель в первую очередь определяется скоростью судна, нагрузка на вспомогательные двигатели зависит от бортовых электрических нагрузок, которые зависят от количества машин, механизмов и оборудования, используемых в каждый момент времени, плюс количество двигатели, используемые для удовлетворения требований.

На этой веб-странице утверждается, что нагрузками двигателя следует управлять, где это возможно, чтобы свести к минимуму потребление топлива двигателем. Фактически это будет означать работу двигателей в диапазоне нагрузки от 70 до 90%, как обсуждалось выше в отношении Рисунка 6. 1.

Управление нагрузкой для главного двигателя

Для главных двигателей в конфигурациях с прямым или зубчатым приводом (механически связанных с винтом) мало что можно сделать в отношении управления нагрузкой, как обычно суда имеют один главный двигатель, и управление нагрузкой обычно применяется к случаям с более чем одним двигателем.

Следует отметить, что нетрудно показать, что медленная продувка приводит к работе главных двигателей на малых нагрузках при менее эффективной перегрузке. В целом, эта низкоэффективная работа главного двигателя была принята промышленностью, поскольку влияние снижения сопротивления корабля на расход топлива корабля намного эффективнее, чем увеличение SFC главных двигателей для случаев медленного пропаривания.

выровнять = «по центру»>
Рис. 5.1: Типичное увеличение мощности/топлива, необходимого для поддержания скорости быстроходного мелкого судна, по сравнению с увеличением шероховатости корпуса [International Paint 2004]. Следовательно, в главных двигателях может быть разрешена неоптимальная работа из-за медленной подачи пара из-за большей выгоды от медленной подачи пара. Тем не менее, в таких условиях и если медленная подача пара будет продолжаться в течение длительного времени, рекомендуются рабочие характеристики двигателя путем изменения турбонагнетателей, систем впрыска и других настроек двигателя (регулировка двигателя для оптимизированной работы с медленным подачей пара).

Независимо от того, под какой нагрузкой работает главный двигатель, обычно рекомендуется, чтобы нагрузка главного двигателя поддерживалась на достаточно стабильном уровне при обычной эксплуатации.Это достигается поддержанием постоянной скорости вращения двигателя (об/мин). Частые изменения частоты вращения вала, а, следовательно, и нагрузки на двигатель, неэффективны, и их следует избегать

Управление нагрузкой для вспомогательных двигателей

Имеется достаточно доказательств того, что управление нагрузкой для вспомогательных двигателей является эффективным способом снижения расхода топлива двигателями. и затраты на техническое обслуживание. Каждое судно обычно имеет три или более вспомогательных двигателя, каждый из которых подключен к одному электрогенератору. Двигатель и генератор как комбинированную систему обычно называют дизель-генератором (ДГ).

На борту судов и часто для защиты от отключения электроэнергии два ДГ работают в течение длительного времени при коэффициенте нагрузки менее 50%. Периоды, в течение которых сохраняются эти условия, могут включать все порты разгрузки, периоды ожидания, периоды очистки танков, движение в водах с ограниченным доступом и периоды замены балласта.

Это часто приводит к ненужному одновременному использованию нескольких двигателей; при низких коэффициентах нагрузки и сверх требований. В результате низкий коэффициент нагрузки приводит к низким показателям энергоэффективности.Кроме того, работа дизельных двигателей при низких нагрузках приводит к плохому уплотнению поршневых колец, неоптимальной работе турбокомпрессора, низкому удельному расходу топлива, повышенным термическим напряжениям и повышенному удельному расходу смазочного масла. Короче говоря, это приводит к большему техническому обслуживанию и увеличению расхода топлива.


На рис. 6.2 показаны периоды запуска 1-ДГ и 2-ДГ для танкера
align=»center»>
Метод анализа

Чтобы оценить сложившуюся практику использования вспомогательных двигателей, необходимо исследовать следующие области:

  1. Коэффициент загрузки различных судовых ДГ необходимо установить путем сбора и анализа данных.Это измерение довольно простое, так как выходная мощность ДГ обычно измеряется и представляется в диспетчерской.
  2. В качестве альтернативы можно оценить коэффициенты использования двигателей11. Его можно легко оценить по ежемесячным записям часов работы двигателя. Затем по коэффициентам использования всех двигателей можно установить периоды одновременной работы одного ДГ (1-ДГ), двух ДГ (2-ДГ) или более ДГ.
  3. Следующим шагом является оценка чрезмерного использования двигателей.Это потребует оценки профиля эксплуатации судна по сравнению с количеством РГ, необходимых для эксплуатации или безопасности. Для этой цели необходимо разработать контрольные показатели.
  4. Заключительный этап заключается в определении методов, с помощью которых можно сократить время работы двигателей; тем самым экономить топливо.

В качестве примера такого анализа на рис. 6.2 показаны периоды работы 1-ДГ и 2-ДГ для танкера. Для этого конкретного танкера анализ рабочего профиля показал, что период работы 2-DG является чрезмерным, и его можно сократить с 48% от общего времени до меньшего числа.Это приведет к повышению энергоэффективности и технического обслуживания (см. тематическое исследование для оценки преимуществ в конце этого раздела).

Способ улучшения

Существует два способа улучшения коэффициента нагрузки двигателя и снижения коэффициента использования двигателя:

Избегайте использования параллельного режима работы нескольких двигателей, когда он не нужен. Для этого необходимо тщательное планирование судовых работ, требующих электроэнергии, и их реализация. Кроме того, необходимо свести к минимуму несколько работающих двигателей в соответствии с требованиями и избегать преднамеренной работы нескольких двигателей, когда в этом нет необходимости.

Сторона спроса также должна управляться за счет лучшего системного планирования для снижения нагрузки. Снижение нагрузок таким образом помогает обеспечить лучшее управление нагрузкой на ДГ и позволяет избежать работы двух двигателей при малых нагрузках. В рамках этого надлежащее управление потребностью судна в электроэнергии, включая снижение нагрузки и планирование нагрузки, может быть использовано для уменьшения количества используемых дизель-генераторов и оптимизации их производительности за счет повышения уровня нагрузки.

Снижение электрической нагрузки

Часто можно снизить потребление энергии, работая над более осознанной и оптимальной работой судовых механизмов и систем. Этого можно было бы добиться более эффективно, если бы они были запланированы для каждого режима работы. Примеры мер, которые могут быть рассмотрены, включают:

Предотвращение ненужного использования энергии путем отключения оборудования, когда оно не требуется. Все второстепенные и ненужные механизмы и оборудование, не влияющие на безопасность судна и персонала, должны быть остановлены в порту и в море для снижения нагрузки на дизель-генераторы.Такие элементы должны быть определены в первую очередь, а затем должны быть разработаны и реализованы процедуры выполнения задач.

Избегание параллельной работы электрических генераторов; когда одного достаточно для этой цели. Этот аспект рассматривается и полностью обсуждается в разделе «Управление нагрузкой двигателя».

Оптимизация работы ОВКВ (отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха) на борту. Работа системы HVAC должна быть согласована с внешними погодными условиями либо с помощью автоматических настроек, либо с помощью ручного управления (что более важно для круизных лайнеров).

На борту должна поддерживаться надлежащая координация между палубным и машинным отделениями, особенно в отношении использования механизмов/оборудования, таких как двигатели рулевого управления, трюмные и пожарные насосы, лебедки и швартовное оборудование, палубные краны, а также использование сжатого воздуха для обслуживания и палубы и т. д. ., Это помогает снизить нагрузку на генераторы. Вышеуказанные мероприятия приведут к снижению спроса на электроэнергию. Более того, работы можно координировать и объединять вместе, чтобы два генератора могли работать более эффективно и в течение более короткого периода времени.Этого можно достичь за счет системного планирования и более скоординированных действий.

Сокращение использования вспомогательного оборудования за счет системного планирования

На борту судов имеется значительное количество избыточного оборудования; это позволяет эксплуатировать судно в случае отказа одного из них, а также в критических с точки зрения безопасности ситуациях, когда два механизма должны работать одновременно. На практике избыточное оборудование обычно используется больше, чем необходимо. Это может включать в себя любой тип оборудования, в частности вентиляторы и насосы.Любое сокращение использования такого оборудования может привести к повышению энергоэффективности.

Надлежащее планирование использования нескольких типов машин в зависимости от режима работы эффективно достигает этой цели. Использование одновременного использования нескольких машин параллельно может быть сокращено за счет заблаговременного планирования и принятия решений о количестве используемых машин с учетом фактических эксплуатационных требований.

Например, когда судно находится в порту, план должен предусматривать отключение одного или двух вентиляторов вентиляции машинного отделения, так как главный двигатель больше не работает.Другой пример – швартовное оборудование. Когда швартовное оборудование не требуется, соответствующие насосы и механизмы могут быть отключены.

Для обеспечения безопасной работы все это необходимо заранее спланировать и выполнить. Без ежедневного планирования и налаживания соответствующих процессов задача сокращения энергопотребления не может быть решена. Как подчеркивалось ранее, координация между палубным и машинным отделами имеет первостепенное значение для эффективных и в то же время безопасных действий во избежание недопонимания или неожиданных последствий.

Вспомогательное оборудование для работы с жидкостями

Это относится к насосам, вентиляторам, компрессорам и т. д., которые широко используются на борту судов. Есть несколько возможностей для экономии энергии с помощью этих машин, которые кратко обсуждаются. К основным областям оценки относятся:

Определение размеров: Необходимо проверить соответствие размеров оборудования реальным эксплуатационным требованиям для выявления случаев завышения размеров. Это может быть выполнено путем контроля эксплуатационных характеристик оборудования в соответствии со спецификациями производителя.Кроме того, о негабаритной технике могут свидетельствовать:

  • Непрерывное дросселирование потока для согласования подачи с потребностью (например, постоянно фиксированное положение клапана или заслонки).
  • Кратковременные периоды работы, когда техника используется в двухпозиционном режиме. Например, в системе сжатого воздуха компрессор большего размера будет подавать воздух в резервуар за более короткий период, чем компрессор правильного размера.

Для каждого оборудования может быть определен коэффициент мощности, указывающий на завышение или занижение размеров.Фактор емкости может быть определен как эксплуатационная мощность, деленная на номинальную мощность проектирования. Коэффициент емкости значительно ниже или выше единства свидетельствует о плохом промежуточных или системах эксплуатационных аномалий.


Рисунок 6.3 Профиль нагрузки для типичного насоса
Align = «Center»>
Профиль работы: Профиль работы машин представляет собой нагрузку на машину по сравнению с временем. Постоянно эксплуатируемая техника при определенной нагрузке будет представлять собой устойчивый профиль работы.

Машины с сильно изменяющейся нагрузкой представляют собой нестационарный профиль нагрузки. Профили нагрузки и эксплуатации обычно представляются в формате гистограммы, пример которой показан на рис. 6.3.


Рисунок 6.4. Основные типы управления потоком
align=»center»>

Рис. 6.5 Управление потоком для машин с вращением жидкости
align=»center»>
Исходя из профиля работы, можно определить стратегию управления работой оборудования.В частности, может быть установлен метод управления и выбор режимов включения-выключения или частотно-регулируемого привода (VSD). Для изменения потока можно использовать два метода управления потоком (см. рис. 6.4):
  • Модуляция клапанной системы (изменение площади открытия клапана) — традиционный способ управления потоком. Этот метод управления является энергосберегающим.
  • Привод с регулируемой скоростью (VSD) используется для управления потоком без дросселирования. Это наиболее эффективный способ управления потоком для машин с вращением жидкости (см. рис. 6.5).
Профиль нагрузки для установки с несколькими машинами может предоставить ценную информацию о методе стратегии распределения нагрузки и управления между машинами.

Эксплуатационные аспекты

Основываясь на приведенной выше оценке и основных характеристиках гидравлического оборудования, можно выделить следующие основные возможности для энергосбережения:

Уменьшение загрязнения: Загрязнение жидкостного оборудования является частой причиной снижения производительности. Засорение можно контролировать с помощью передовых методов технического обслуживания.Например, вентиляторы подвержены загрязнению на входе.

Управление несколькими машинами: Как правило, в конфигурации с несколькими машинами (например, компрессоры холодильной установки) минимальное количество машин, работающих для определенной задачи, представляет собой наилучшую стратегию управления машинами и обеспечивает минимальное общее потребление энергии машинами.

Сокращение режима работы на холостом ходу: В дополнение к работе машин с оптимальной эффективностью целесообразно сократить непроизводительные часы работы всех машин, особенно во время стоянок в порту, а также переключить режимы работы с включенного на выключенный и наоборот. наоборот.В целом должны быть реализованы следующие политики:

  • Каждое оборудование должно работать с максимальной эффективностью.
  • Непроизводительные часы работы должны быть сведены к минимуму с помощью двухпозиционного управления. В частности, следует избегать позднего выключения и раннего включения машин.
    Контроль потока и управление: контроль потока — это область, в которой можно добиться значительной экономии:
  • Дроссельное управление потоком: Насос с переменным расходом, управляемый дросселированием, может сэкономить энергию за счет:

    i) Заменить привод с постоянной скоростью на привод с регулируемой скоростью (уровень экономии зависит от рабочего цикла насоса).
    ii) Замените дроссельное управление на двухпозиционное, если это возможно (включение и выключение в зависимости от потребности), особенно если к системе можно добавить некоторую емкость хранения.

  • Чрезмерный расход: Например, расход насоса, превышающий требования системы, приводит к повышенным потерям энергии. Во избежание:

    i) Убедитесь, что поток насоса регулируется в соответствии с технологическими требованиями.
    ii) Просмотрите и настройте параметры управления.

  • Управление спросом и снижение спроса: Потребность в потоке должна быть исследована на стороне спроса.Необходимо приложить все усилия для снижения спроса путем:

    i) Предотвращения всех утечек.
    ii) Политика сохранения сжатого воздуха, воды, кондиционированного воздуха и т. д. приводит к снижению потребления энергии соответствующими системами.

Электродвигатели

Электродвигатели обеспечивают привод большинства судовых вспомогательных и гостиничных систем. В электродвигателях для привода гребных винтов используются электродвигатели. Несколько вспомогательных систем корабля поддерживают работу главной энергетической установки или необходимых гостиничных служб.Вот некоторые из них:

  1. Система охлаждения двигателя.
  2. Топливная система двигателя.
  3. Система смазки двигателей.
  4. Система сжатого воздуха.
  5. Чиллер для системы отопления, вентиляции и кондиционирования отеля.
  6. Холодильная установка для зоны снабжения.
  7. Паровая система для гостиничных услуг и производства пресной воды.
  8. Системы производства пресной воды.
Основными компонентами всех вышеперечисленных систем являются несколько вращающихся механизмов, приводимых в движение электродвигателями.Электродвигатели, за исключением гребных, потребляют большую часть вспомогательных электрических нагрузок корабля. Поэтому их эффективная работа является важным элементом общего управления энергопотреблением корабля.

Основная характеристика

Электродвигатели, используемые на судах, всегда являются двигателями переменного тока (переменного тока). Типичные характеристики электродвигателей показаны на рис. 6.6.


Рисунок 6.6 Типовая характеристика электродвигателей
align=»center»>
Согласно рисунку 6.6 и другую соответствующую информацию об электродвигателях, применимо следующее:

Эффективность электродвигателя максимальна при его номинальной мощности. Однако КПД существенно не снижается примерно до 40%. Ниже 40% номинальной мощности КПД значительно снижается. Этот порог 40% ниже для более крупных двигателей.

КПД электродвигателя обычно ниже 80-90% в зависимости от его размера, что указывает на наличие потерь, связанных с такими двигателями. Потери рассеиваются в виде тепла.

Основные аспекты энергоэффективности, связанные с электродвигателями, следующие:

Расчет: Расчеты электродвигателей с фактическими характеристиками необходимо проверять для выявления случаев превышения размеров. Его можно определить, отслеживая данные о производительности по сравнению со спецификацией производителя.

Профиль работы: Профиль работы машинного оборудования показывает зависимость его нагрузки от времени. Машины, работающие в непрерывном режиме при номинальной нагрузке, представляют собой устойчивый режим работы.Машины с сильно переменной нагрузкой будут демонстрировать нестационарный профиль нагрузки.

Коэффициент мощности: В электродвигателях коэффициент мощности определяется как отношение фактической мощности в кВт к мощности, полученной непосредственно с использованием тока и напряжения оборудования в кВАр. Низкий коэффициент мощности означает дополнительные потери в электрической сети.

При работе с судовыми электродвигателями необходимо проанализировать вышеизложенное, чтобы выяснить их относительную эффективность и необходимость замены каких-либо двигателей во время технической модернизации для повышения эффективности.Техническую модернизацию обычно следует рассматривать в рамках программ технического обслуживания судового оборудования.

Ссылки и дополнительная литература

В следующем списке приведены ссылки на этот раздел и дополнительные публикации, которые можно использовать для более глубокого изучения тем, затронутых в этом разделе: » разработан WMU, 2013

2. OCIMF «Пример плана управления энергоэффективностью судна», Представление в IMO, MEPC 62/INF. 10, 8 апреля 2011 г.

3. ABS 2013 «Меры по энергоэффективности судов, статус и рекомендации», http://ww2.eagle.org/ 4. MARSIG SEEMP Example, Ship Energy Efficiency Plan, MARSIG mbH, редакция 0, 2012 г., http://www.marsig.com/

, публикация LRTA, ноябрь 2012 г.

6. «Как определить КПД электродвигателя с помощью вспомогательных тормозов», http://electricalengineering-access.blogspot.co.uk/2015/03/how-to-determine-efficiency-of-electric.html,

Подробнее о

Меры по повышению энергоэффективности — Оптимизация дифферента

Меры по повышению энергоэффективности — Управление балластными водами

Меры по повышению энергоэффективности — Причины шероховатости корпуса и профилактические меры

Меры по повышению энергоэффективности — уменьшение шероховатости корпуса

Меры по повышению энергоэффективности — техническое обслуживание гребного винта

Меры по повышению энергоэффективности – управление нагрузкой на двигатель

Меры по повышению энергоэффективности – управление топливом

Меры по повышению энергоэффективности – требования по техническому обслуживанию судов

Подробнее о

Загрязнение нефтью [Marpol Приложение I]

Что такое токсичные выбросы на борту и сопутствующие опасности? .

Как сообщить о разливе нефти на борту

Предотвращение нефтяных аварий

Руководство по обращению с нефтяными грузами

Метод предотвращения загрязнения нефтью

Связанные статьи

Процедура предотвращения разлива нефти

3 Загрязнение 90 вредные вещества и вредные упакованные товары

Загрязнение мусором [приложение V к Марполу]

Загрязнение сточными водами [приложение IV к Марполу]

Загрязнение воздуха [приложение VI к Марполу]

Запрет на использование вредных (ТБТ) необрастающих красок

Загрязнение водяным балластом

Предотвращение загрязнения при проведении технического обслуживания за бортом

Экологически чистые закупки

Вывод из эксплуатации / утилизация судов

Экологическая осведомленность

Другие информационные страницы !

Чартерные суда Связанные термины и рекомендации
Травмы стивидоров Как предотвратить травмы на борту
Вопросы окружающей среды Как предотвратить загрязнение морской среды room Стандартные процедуры
Вопросы пользователей и отзывы Ознакомьтесь с нашей базой знаний
Домашняя страница

КораблиБизнес.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.

2019 © Все права защищены. Карта сайта