Главная > Геометрия свободнопоршневых двигателей

Геометрия свободнопоршневых двигателей

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть2)

Начало статьи Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть1)

Перевод Илья Духанин

Для определения геометрии впускного отверстия и коллектора проводилось численное газодинамическое моделирование, необходимое для получения структуры течения для оптимальной продувки и смешивания заряда. Результаты этого моделирования описаны в [1]. На основе на этих результатов был спроектирован впускной коллектор для создания послойной, прямоточной продувки. По результатам моделирования предполагается, что этот подход даст высокий КПД продувки при минимальном коротком замыкании потока, а также соответствующее смешивание при высокой эффективности сгорания.

Для анализа производительности СПДЛГ было использовано большое число измерительного оборудования. Главными измеряемыми величинами, используемыми для вычисления баланса энергии и КПД, были положения поршней, давления в камере сгорания и буферных камерах, расходы воздуха и водорода и электрические токи в нагрузочных резисторах. Измерения положения поршней производились индуктивными датчиками перемещения. Обращалось внимание на точный анализ положения поршней, фиксируемых и затем преобразуемых в объемы цилиндров. Давление в камере сгорания измерялось пьезоэлектрическими преобразователями Kistler с избыточным диапазоном измерения в 300 Бар. Давления в буферных камерах измерялись пьезоэлектрическими преобразователями Kistler с диапазоном измерения в 250 Бар. Поток воздуха на впуске измерялся посредством турбинного расходомера с диапазоном измерения 0,695 г/с. Выходной электрический ток от линейного генератора измерялся на каждом нагрузочном резисторе, используя мгновенный преобразователь выходного тока на эффекте Холла с диапазоном измерения ±399 А.

Предполагалось, что СПДЛГ будет приводиться в действие пневматической системой привода для достижения требуемой степени сжатия перед подачей топлива. Таким образом, проводилось начальное испытание для оценки системы привода и общей работы системы перед экспериментами со сгоранием. Данные зависимости давления от объема для буферной камеры для типичного испытания привода показаны на рис.6. Во время этого испытания пневматическая система привода была установлена для давления приблизительно 1000 psig (6,9 МПа). Как показано на рисунке, воздух в буферной камере сжимается до точки, при которой приводятся в движения клапаны впуска воздуха, и цилиндр заполняется газом высокого давления, так как поршень продолжает двигаться наружу до тех пор, пока его энергия не будет поглощена. Когда поршень движется назад вовнутрь, клапаны подачи воздуха закрываются, и впущенный газ расширяется. Вблизи конца хода вовнутрь, отверстия выпуска в цилиндрах буферных камер открываются, позволяя получить в цилиндрах давление, близкое к атмосферному, перед запуском следующего цикла. В ранних испытаниях давление в трубопроводе продувочной системы пока еще не было стабилизировано, приводя к более высокому увеличению общей энергии для первых от 10 до 15 циклов. Типично термодинамическая работа  (давление-объем) от пневматической системы привода составляла от 33 до 41 кВт, и была получена выходная электрическая мощность от 16 до 20 кВт.

Рис.6. Логарифмическая зависимость давления Р от объема V буферной камеры для типичных испытаний с приводом.

Рис.6. Логарифмическая зависимость давления Р от объема V буферной камеры для типичных испытаний с приводом.

График зависимости давления от времени для пневматической системы привода показан на рис.7. Вначале давление питания падает примерно на 20 psi (138 кПа) из-за регулятора, однако затем давлением поддерживалось на уровне 10 psi (69 кПа) при помощи контроллера на протяжении всего испытания. Выпускная система буферной камеры начинает выкуумироваться, однако давление быстро возрастает и стабилизируется  на уровне от 3 до 4 psi (от 20,7 кПа до 27,6 кПа) выше атмосферного.

Рис.7.Пример давления питания и давления выпуска пневматической системы привода

Рис.7.Пример давления питания и давления выпуска пневматической системы привода.

Без ввода энергии сгорания типично требуется для устойчивой работы степень сжатия 40 или выше. При этих условиях рабочая частота двигателя составила примерно 32 Гц. Рабочая частота и степень сжатия для отдельных приводных циклов изображена на рис.8, показывающем диапазон значений, наблюдаемых в типичных испытаниях.

Рис.8. Диапазон приводных степеней сжатия и рабочих частот

Рис.8. Диапазон приводных степеней сжатия и рабочих частот.

Типичный график зависимости давления от объема для камеры сгорания при работе от привода показан на рис.9. В идеальном случае это было бы изоэнтропическим сжатие и расширение и линии были бы совершенно прямыми и непосредственно сверху одна на другой. В реальности газ в камере сгорания расширяется по линии слегка ниже линии сжатия, вследствие потерь тепла и газа вблизи НМТ.

Рис. 9. Типичная зависимость логарифма давления от логарифма объема во время работы от привода

Рис. 9. Типичная зависимость логарифма давления от логарифма объема во время работы от привода.

 Типичный баланс энергии при работе от привода показан на рис.10. Количество входящей энергии буферной камеры и камеры сгорания вычислялось на основе цикла из данных зависимости давления от  температуры. Выходная электрическая энергия вычислялась из измерений токов на каждом нагрузочном резисторе при известном значении сопротивления. Потери от внутреннего сопротивления вычислялась подобным способом. В этом испытании электрическая выходная мощность составила 49% от входной работы, внутренние потери из-за сопротивления катушек составили 4%, потери от трения поршней и от вихревых токов в генераторе – 33% (большая часть — трение поршней) и потери тепла в камере сгорания и газа были 14%.

Рис.10. Баланс энергии для типичного испытания с приводом

Рис.10. Баланс энергии для типичного испытания с приводом.

Для подготовки экспериментов со сгоранием были проведены попытки более длительных моторных испытаний. Хотя наиболее длительные испытания были ограничены 30 секундами, эти испытания продемонстрировали пассивную синхронизацию посредством линейных генераторов. На графике на рис.11 показана ошибка синхронизации поршней для пяти испытаний. Для большинства испытаний эта ошибка порядка нескольких миллиметров по сравнению с рабочим ходом 220 мм для каждого поршня. На основе результатов моделирования можно сказать, что несинхронное движение инициируется различием в трении между двумя поршнями.  Однако при возрастании разности электромагнитное сопротивление на поршнях восстанавливает синхронное движение. Важно, что эти данные показывают возможность работы системы СПДЛГ без сложного активного управления для удержания поршней в синхронизме, по крайней мере, в пределах длительности этих испытаний.

Рис. 11. Ошибка синхронизации поршней для нескольких моторных испытаний

Рис. 11. Ошибка синхронизации поршней для нескольких моторных испытаний.

Другим важным наблюдением моторных испытаний было то, что синхронизация оказывала значительное влияние на электрическую выходную мощность. При возрастании ошибки синхронизации поршней падает электрическая мощность. Измерения мгновенного электрического тока из примера набора данных вместе с положениями поршней показаны на рис.12. На рисунке слева показан цикл с хорошо синхронизированным периодом с число циклов около 50, а на рисунке справа показан цикл со слабо синхронизированным периодом с число циклов около 20. При хорошей синхронизации двух поршней мгновенные токи в катушках для каждой стороны двигателя примерно идентичны, давая в сумме максимальную полезную выходную мощность в виде тока на нагрузочных резисторах. В то же время с правой стороны поршень 1 ведет поршень 2, что является причиной генерирования тока в катушках статора 1 почти в половину выходной мощности. Фактически при первом генерируемом импульсе тока часть тока от статора 1 имеет обратную связь со статором 2, давая в результате ток нагрузки, меньший, чем ток, генерируемый в статоре 1.

Рис.12. Сравнение электрической выходной мощности между хорошо синхронизированной и слабо синхронизированной работой

Рис.12. Сравнение электрической выходной мощности между хорошо синхронизированной и слабо синхронизированной работой.

Испытания со сгоранием на водороде проводились как с ручным управлением подачей топлива, так и с автоматическим управлением подачей. Примерный набор данных, полученных при ручном увеличении количества  топлива, показан на рис.13 и рис.14. Для сохранения степени сжатия  давление пневматической системы привода составляло 925 psia (6,38 МПа абс).  Чтобы позволить увеличенную подачу топлива в камеру сгорания без излишнего хода поршней,  давление выпускной системы буферной камеры устанавливалось на уровне примерно 31 psia (2,14 МПа абс).

Степень сжатия, коэффициент избытка топлива и индикаторный тепловой КПД показаны на рис.13. Коэффициент избытка топлива вычислялся из массового расхода топлива и воздуха. Приведенный индикаторный тепловой КПД вычислялся как интеграл зависимости давление-объем в камере сгорания, деленный на поступающую химическую энергию топлива, основываясь на массовом расходе топлива и низшей теплоты сгорания. Скачки индикаторного теплового КПД вблизи циклов 35, 65 и 130 являются артефактами на шаге величины подаваемого топлива. Для стабильного периода между циклами 250 и 350 видно, что индикаторный тепловой КПД достигает величины 54%. Во время этого периода степень сжатия при самовоспламенении была приблизительно 29, коэффициент избытка топлива достигал 0,15. Анализ топливно-воздушного цикла, использующий воздушно-водородную смесь при этих условиях, дал КПД идеального цикла Отто 67%. При таком низком  коэффициенте избытка топлива моторные потери, рассматриваемые выше, являются значительной частью входной энергии топлива и являются причиной большего расхождения между измеренным и идеальным КПД.

Рис.13. Степень сжатия, рабочая частота и индикаторный тепловой КПД для примерного испытания со сгоранием при ручном управлении топливом

Рис.13. Степень сжатия, рабочая частота и индикаторный тепловой КПД для примерного испытания со сгоранием при ручном управлении топливом.

Кривые давление-объем для некоторых циклов приведены наряду с вычислением идеального цикла на рис. 14. Такты сжатия достаточно хорошо следуют линии изоэнтропического сжатия, в то время как подъем давления при сгорании ниже идеального цикла. При этих условиях момент сгорания происходит около 150 мс, происходя при минимальном изменении объема цилиндра.

Рис.14. График зависимости логарифмической зависимости давления от температуры (logP-logV), сравниваемый с вычисленным идеальным циклом Отто

Рис.14. График зависимости логарифмической зависимости давления от температуры (logP-logV), сравниваемый с вычисленным идеальным циклом Отто.

Рис.15. Индикаторный тепловой КПД как функция коэффициента избытка топлива для множества испытаний со сгоранием

Рис.15. Индикаторный тепловой КПД как функция коэффициента избытка топлива для множества испытаний со сгоранием.

После целого ряда испытаний со сгоранием были исследованы интервалы условий и параметров, включая цикловую массу топлива, степень сжатия и общее количество входной энергии. На рис.15 показан график, на котором рассматриваются наборы данных в целом. Рисунок показывает, как полученный КПД преобразования энергии топлива (отношение общей энергии камеры сгорания к химической энергии водорода) изменяется от количества топлива. Когда больше водорода впрыскивается за цикл, тепловые потери и потери давления становятся меньшей частью энергии сгорания, что дает в результате  более высокий индикаторный КПД. Следует отметить, что эти результаты не обязательно соответствуют условиям полного теплового равновесия. При  нагревании стенок цилиндра и верхней части поршня во время каждого испытания ожидалось, что тепловые потери будут снижаться, что должно приниматься в расчет при некотором объеме данных. Степень сжатия является другим фактором и обсуждается далее. Для некоторых циклов был измерен индикаторный тепловой КПД, больший, чем 60%, хотя это было не типично. В большинстве испытаний, однако, постоянно достигался КПД между 50% и 55%. Современные исследования режимов сгорания HCCI на бензине показывают общий индикаторный КПД  в интервале 47-48%  для форсированных условий впуска, и 42-43% атмосферных условий впуска при степени сжатия 14 [2]. Другие показали общий индикаторный КПД в интервале 56-59%  при степени сжатия 18,7, используя реакционную способность, управляемую степенью сжатия [3]. Механический КПД на выходном валу для некоторых современных дизельных двигателей с турбонаддувом, приведенный в [4], находится в интервале 40-45%, подразумевая индикаторный КПД, достигающий 50%. Несмотря на неудачу с достижением намеченного коэффициента избытка топлива 0,3, измерения индикаторного КПД в этом исследовании сравнимы или слегка выше современных дизелей с турбонаддувом и технологии форсированного режима HCCI на бензине.

На рис.16 показан график зависимости индикаторного теплового КПД от степени сжатия. В среднем КПД падает с увеличением степени сжатия. В то время как в анализе идеального цикла Отто это не предполагалось, эффекты зазоров в реальном двигателе становятся более значительными при высоких степенях сжатия, и тепловые потери возрастают, когда сжатие покидает точку самовоспламенения, которая была в случае для большинства точек более высокой степени сжатия.

Рис.16. Индикаторный тепловой КПД как функция степени сжатия для множества испытаний со сгоранием

Рис.16. Индикаторный тепловой КПД как функция степени сжатия для множества испытаний со сгоранием.

Основываясь на общей тенденции, показанной на рис.15 и 16, можно заметить, что может достигаться  даже более высокий индикаторный КПД, если самовоспламенение при ВМТ совпадает с более высокой степенью сжатия. Например, коэффициент избытка топлива около 0,2 при степени сжатия около 20 могут давать КПД 0,6 или более. Это было целью множества конечных экспериментов СПДЛГ, однако это создавало трудности на практике, чтобы достичь эту рабочую точку, прежде, чем эксперимент должен был закончиться из-за синхронизации поршней, поломки колец или некоторых других проблем.

Кроме теплового КПД эксперименты со сгоранием дали результаты по КПД выходной электрической мощности. Было установлено, что два эффекта непосредственно оказывают влияние на максимальную выходную электрическую энергию линейного генератора. Во-первых, через моделирование и эксперименты показано, что выход электрической энергии достигает горизонтального участка (на графике) при определенной скорости поршня. Модель в программе 2D Flux сопряжения магнитов и катушек генератора прогнозирует, что электрический ток будет иметь горизонтальный участок («плато») выше средней скорости поршня 15 м/с. Это было подтверждено посредством множества экспериментальных результатов. Во-вторых, данные показали, что скорость поршня достигала «плато» при входной энергии. Средняя скорость поршня 15 м/с должна достигаться при общей входной энергии меньше, чем 1000 Дж/цикл. Увеличение этой входной энергии до 1200 Дж/цикл, на 20%, дает в результате меньше, чем 7% увеличения скорости.

Комбинация этих двух эффектов отражена на рис.17, на котором показан КПД выходной электрической мощности как функция общей входной энергии для нескольких испытаний. КПД (работа-электрическая энергия) есть отношение энергии генератора к общей входной энергии. Для показанных данных испытаний наивысший КПД показан при наименьшей входной энергии (55% при 950 Дж/цикл). Входная энергия выше 950 Дж/цикл в основном рассеивается трением и дает очень малый прирост скорости поршня или электрической энергии.

Рис.17. Электрический выходной КПД как функция общей входной энергии для нескольких испытаний

Рис.17. Электрический выходной КПД как функция общей входной энергии для нескольких испытаний.

Таким образом, для наибольшего КПД СПДЛГ должен работать при входной энергии ниже 950 Дж/цикл. Однако при коэффициенте избытка топлива и степени сжатия это было трудно достичь на практике. Чтобы получить достаточно высокую степень сжатия для сгорания и приводить в действие кольцевые клапана пневматического привода, требуется достаточная входная энергия. Трудно, если не невозможно, обеспечить условия, чтобы СПДЛГ достигал хода поршня, требуемого для удовлетворения этих двух ограничений при менее чем 950 Дж/цикл входной энергии.   Система работала более единообразно и для большей длительности, когда входная энергия была выше. Требовались модификации конструкции для соответствующего запуска при меньше входной энергии. Например, использование более длинных штырей актуатора, таких, чтобы кольцевые клапаны приводились в действие раньше при рабочем ходе поршня.

При группировании индикаторный тепловой КПД и КПД работа-электрическая энергия дают общий КПД СПДЛГ, которая равна выходной электрической энергии деленной на входную энергию топлива. Однако СПДЛГ никогда не работал при 100% входной энергии от сгорания, так что это значение не может быть точно установлено без некоторых допущений. Во-первых, допустим, что наибольший тепловой КПД видимый из данных (60%) должен достигаться при полной входной энергии от сгорания. Если это так, допустим, что максимальный выходной электрический КПД видимый из данных (~56%) достигается одновременно, тогда средний КПД будет 33,6%. Типичные значения, достигаемые СПДЛГ, были ниже, около 20-25%, вследствие трудности управления работой при идеальных условиях.

Продолжение статьи Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть3)

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть1)

Перевод Илья Духанин, октябрь 2016 год

SANDIA REPORT SAND2015-2095

Unlimited Release

Printed March 2015

Experimental Evaluation of the Free

Piston Engine – Linear Alternator (FPLA)

Terry A. Johnson and Michael T. Leick

  1. 1.      Основные положения

В этом научном отчете описывается экспериментальная оценка прототипа системы свободнопоршневого двигателя с линейным генератором (СПДЛГ) разработанного в Национальной лаборатории Сандиа. Для  исследования ее потенциальных возможностей  при использовании в гибридных электрических транспортных средствах была разработана конструкция с оппозитными поршнями, показанная на рис.1. Спаренные с двойными концевыми частями поршни приводились в движение от центральной камеры сгорания, а с других концов имелись буферные камеры в качестве устройств накопления энергии для создания работы сжатия на последующем цикле. Конструкция с противоположно движущимися поршнями исключает проблему баланса импульсов и вибрации,  которая возникает при использовании на транспорте конструкции с одним поршнем. Система механически простая с двухтактной прямоточной продувкой для газообмена и установленной по времени впрыском топлива, то есть не имеет сложного клапанного механизма. Электрическая энергия извлекается из движения поршня линейным генератором, который также создает способ пассивной синхронизации посредством электромагнитного сопряжения. При использовании в гибридных электрических транспортных средствах эта электрическая энергия могла бы применяться для заряда батарей.

Рис. 1. Фото прототипа СПЛГ

Рис. 1. Фото прототипа СПЛГ

СПДЛГ был спроектирован как устройство с высоким КПД и низким уровнем вредных выбросов. Высокий КПД достигается комбинации высокой степени сжатия (~30) и низким отношением количества топлива и воздуха (~0,35) с воспламенением от сжатия гомогенного заряда (HCCI) газообразного топлива. Низкий уровень вредных выбросов достигается использованием бедных водородно-воздушных смесей. Основываясь на идеальном цикле Отто, активные степени сжатия, достаточно большие по сравнению со степенями сжатия традиционных двигателей, допускают больший тепловой КПД.  Достижение этих высоких степеней сжатия легче в двигателе со свободным поршнем по сравнению с двигателями с шатунно-коленчатым механизмом. СПДЛГ также позволяет переменную степень сжатия, которая невозможна при механической связи. Низкий коэффициент избытка топлива (величина, обратная   коэффициенту избытка воздуха) топливных смесей улучшает тепловой КПД посредством лучшей величины удельной теплоты, чем богатые смеси. Дополнительно бедные топливные смеси минимизируют выбросы окислов азота (NOx), однако затруднительны для искрового воспламенения. При использовании водорода  выбросы углеводородов и СО исключены. Таким образом, целью этого проекта было продемонстрировать  работу свободнопоршневого двигателя при высоких степенях сжатия в режиме сгорания HCCI бедных водородных смесей.

На рис.2 показан один из двух поршней, состоящий из трех частей. Поршень имеет следующие параметры: длина 29,4 дюйма (746,8 мм),  масса примерно 4,9 кг, диаметр поршня камеры сгорания 3,189 дюйма (81 мм) (слева), диаметр поршня буферной камеры 2,892 дюйма (73,46 мм) (справа). Часть со стороны камеры сгорания включает два бронзовых пропитанных тефлоном компрессионных кольца,  с другой стороны установлено только одно кольцо. Две поршневые части изготовлены из анодированного алюминиевого сплава 7075-Т6, магнитопровод магнитной сборки (в середине) для усиления магнитной цепи изготовлен из стали 1018. Комплект постоянных магнитов, являющихся подвижной частью генератора, состоит из двух постоянных магнитов шириной 10 мм и четырех постоянных магнитов шириной 20 мм. Постоянные магниты изготовлены из материала неодим-железо-бор Daido ND-39R  и имеют радиальную намагниченность. Магниты имеют наружный диаметр 81 мм и внутренний диаметр 73 мм, установлены с чередующейся противоположной полярностью и образуют пять тороидальных магнитных полей. Следовательно, когда подвижная часть генератора движется, в пяти катушках генератора одновременно индуцируются напряжения.

Рис.2. Фотография поршня в сборе

Рис.2. Фотография поршня в сборе

Рис.3. Схема линейного генератора MagnequenchРис.3. Схема линейного генератора Magnequench

С каждой стороны камеры сгорания установлены линейные генераторы Magnequench. Схема одного из генераторов показана на рис. 3. Максимальный ход подвижной части составляет 200 мм, воздушный зазор между подвижной частью и статором равен 1 мм. Конструкция статора включает 14 сборок из катушек и связанных стальных сердечников, шаг полюсов составляет 22 мм. Каждая катушка содержит 14 витков проволоки прямоугольного сечения 4,064 × 0,762 мм. Сопротивление и индуктивность катушки примерно соответственно равны 0,0245  Ом и 165 мкГн. Зеркально изображенные пары катушек статора генератора, одна из которых с правой стороны и другая с левой стороны, соединены параллельно, а генерируемое электричество рассеивается непосредственно через комплект из 14 охлаждаемых водой нагрузочных резистора. Параллельное соединение зеркально отображенных катушек обеспечивает условия синхронизации поршней с левой и правой сторон посредством электромагнитных сил.  Когда один подвижный элемент опережает другой, индуктивное сопряжение их цепей дает большую электромеханическую нагрузку на опережающий  подвижный элемент по сравнению с отстающим подвижным элементом. Следовательно, подвижные элементы связаны друг с другом в относительном положении.

Рис.4. Фотография подачи газа к одной из буферных камер

Рис.4. Фотография подачи газа к одной из буферных камер

Для запуска движения поршней и привода поршней без сгорания была спроектирована пневматическая система для подачи сжатого газа в буферные камеры при достижении поршней НМТ и выпуска газа при управляемом давлении вблизи ВМТ. Для достижения достаточной кинетической энергии поршней на первом цикле  цилиндры буферных камер должны быстро наполняться давлением, поэтому в качестве рабочей среды был выбран гелий. Гелиевая система запуска состоит из маленькой емкости высокого давления, установленной перед соленоидным клапаном, присоединенным к каждой буферной камере. При таком способе возможна управляемая и повторяемая подача энергии, требующая только, чтобы два соленоидных клапана открывались одновременно. Эта система была использована отдельно во время начальных испытаний, затем позже дополнена сгоранием для улучшенной повторяемости. Следует отметить, что гелий используется только для системы пуска. После чего механически приводимые в действие клапана впускают сжатый азот в буферные камеры через головки на каждом конце. На рис.4 показано питание азотом головки буферной камеры и гелиевая система пуска.

Схема пневматической системы привода показана на рис.5. Когда поршень находится вблизи НМТ, клапан впуска воздуха приводится в действие посредством 12 штырей, ввинченных в верхнюю часть поршня. В клапане используется кольцевая клапанная пластина, которая   уплотняется тонкими кольцами напротив сопрягаемого носка на внутреннем диаметре и наружной головки наружного диаметра. Когда имеется минимальная разность давления  через клапан, для закрывания клапана используется набор 16 пружин сжатия, хотя разность давления создает основную силу прижатия к седлу. Кольцевой объем позади клапанной пластины питается от системы подачи азота при давлении выше 1200 psi (8,27 МПа). Импульс поршня создает силу для открытия клапана. Сжатый азот затем входит в буферную камеру, в то время как поршень замедляется у НМТ и затем ускоряется в противоположном направлении, опять закрывая клапан. Термодинамическая (P-V) работа газа приводит поршень назад к ВМТ, чтобы достичь требуемой степени сжатия. Как только поршень достигает ВМТ, отверстия выпуска буферной камеры открываются, и газ выпускается в атмосферу через выпускной коллектор посредством управляемого компьютером двухстворчатого клапана, чтобы установить давление выпуска. При таком способе степень сжатия камеры сгорания устанавливается посредством давления впускаемого воздуха в буферных камерах. Аналогично увеличение хода поршня в буферных камерах регулируется посредством управления давлением выпуска.

Рис.5. Разрез цилиндра буферной камеры, показывающий систему пневматического привода

Рис.5. Разрез цилиндра буферной камеры, показывающий систему пневматического привода

Система сгорания содержит подсистемы подачи топлива и воздуха, впускной и выпускной коллекторы и охлаждаемый водой цилиндр камеры сгорания. Диаметр камеры сгорания равен 3,195 дюймам (81,15 мм) с расстоянием открывания-закрывания выпускных отверстий 7,482 дюйма (190 мм) от центральной плоскости, имея рабочий объем 1,9 л при предположении идеальной синхронизации поршней. Впускные отверстия открываются позже на 7,875 дюйма (200 мм) от центральной плоскости, давая время остаточному давлению в цилиндре осуществить продувку сгоревших газов. Цилиндр был изготовлен из стали AISI 4340 закаленной до твердости 38-40 по Роквеллу. Дополнительно к отверстиям для потока газа цилиндр имеет четыре инструментальных отверстия, размещенных через 90 градусов  по окружности камеры в средней части. Два из этих отверстия используются для датчиков давления, два других не используются. Наконец, камера имеет четыре смазочных отверстия по три на каждой стороне средней части.

Водород подается системой подачи топлива через регулятор, который понижает давление до 50 psig (345 кПа) перед расходомером водорода, который откалиброван с точностью 1 % от полной шкалы. После расходомера водорода линия подачи водорода присоединяется к буферному объему для компенсации какого-либо колебания давления, вследствие открытия или закрытия топливных форсунок. Для заполнения коллектора топливной форсунки применяется управляемый соленоидный клапан, присоединяемый к системе безопасности СПДЛГ. К коллектору присоединен манометр для контроля давления перед коммерчески топливными форсунками с пятью имеющимися отверстиями для газа, используемыми для получения требуемого расхода топлива. Водородные топливные форсунки приводятся в действие один раз за цикл от управляющего импульса, связанного с положением поршня. Для управления количества водорода, впрыскиваемого за цикл, применялась комбинация ширины импульса и количества топливных форсунок. Водород впрыскивался во впускной коллектор, который окружает впускные отверстия камеры сгорания. Воздушный поток в этом коллекторе создавался двухступенчатым регенеративным нагнетателем на уровне между 125 и 150 фут3/мин (3,54 и 4,25 м3/мин)     в зависимости от рабочей частоты  СПДЛГ.

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть2)

Регистрация
Архивы