Главная > Статьи

Статьи

Статьи и переводы

В данном разделе проекта «Кентавр» размещаются материалы, являющиеся переводами статей ведущих специалистов, разрабатывающих линейный электрогенератор со свободным поршнем (FREE PISTON GENERATOR). Опубликованные статьи могут быть полезны для студентов, специалистов и всех заинтересованных в этой проблеме.

Если у Вас есть свои статьи, переводы, соображения на тему технологических инноваций, таких как разработка этого инновационного проекта, Вы можете опубликовать их в этом разделе (Ваше авторство будет сохранено).

Отправляйте свои материалы на e-mail, указанный в разделе Контакты.

P.S.для популярных статей предполагается открыть отдельную рубрику.

Посмотреть более подробно статьи переводы

  1. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть1)
  2. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть2)
  3. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть3)
  4. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть4)
  5. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть5)
  6. Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть6)
  7. Новейшие коммерческие разработки свободнопоршневых двигателей для применения в автомобилях(часть1)
  8. Новейшие коммерческие разработки свободнопоршневых двигателей для применения в автомобилях (часть2)
  9. Новейшие коммерческие разработки свободнопоршневых двигателей для применения в автомобилях (часть3)
  10. Новейшие коммерческие разработки свободнопоршневых двигателей для применения в автомобилях (часть4)
  11. Оценка удельной мощности свободнопоршневого двигателя Стирлинга (часть 1)
  12. Оценка удельной мощности свободнопоршневого двигателя Стирлинга (часть 2)
  13. Альтернативные конструктивные решения электрических машин для генератора со свободным
    поршнем
  14. Конструкция и экспериментальная проверка линейного генератора с постоянными магнитами
  15. Новая концепция линейного генератора со свободным поршнем с поперечным магнитным
    потоком
  16. Энергетический модуль со свободным поршнем : экологичная электроэнергия для гибридных
    электрических транспортных средств (на английском)
  17. Разработка линейного двигателя для последовательных гибридных транспортных средств
  18. Система управления двухтактного генератора со свободным поршнем
  19. Линейный генератор с двигателем внутреннего сгорания со свободным поршнем. Структура и перспективы применения.   Данная статья была опубликована в Международном научно-техническом журнале «ТРАНСПОРТ НА АЛЬТЕРНАТИВНОМ ТОПЛИВЕ» № 6 (30) 2012год.

Почитать новости сайта можно Здесь.

Вернуться на Главную страницу.

 ————————————————————————————————————

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть4)

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть1)

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть2)

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть3)

Перевод Илья Духанин

2.4. Линейный генератор

С каждой стороны камеры сгорания установлены линейные генераторы. Это оборудование было спроектировано и изготовлено фирмой Magnequench Technology Center из Research Triangle Park (Северной Каролины). Схема одного из генераторов показана на рис. 27. Максимальный ход подвижной части составляет 200 мм, а 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.

Рис.27. Схема линейного генератора Magnequench

Рис.27. Схема линейного генератора Magnequench

 

Каждая подвижная часть включает в себя радиально-намагниченные неодим-железо-бор постоянные магниты Daido ND-39R, два из которых шириной 10 мм и четыре шириной 20 мм, пять алюминиевых проставочных колец шириной 2 мм и кольцевой магнитопровод из низкоуглеродистой стали. Наружный диаметр магнитов 81 мм, внутренний – 73мм, они расположены с чередованием полярностей и создают пять тороидальных магнитных полей. Следовательно, когда подвижный элемент движется, напряжения индуцируются в пяти катушках одновременно. Как показано на рис. 20, подвижная часть закреплена резьбовыми соединениями между двумя концевыми частями поршней. На рис. 28 показан один из магнитопроводов, перед сборкой магнитов.

Рис.28. Магнитопровод для постоянных магнитов. Резьба на концах для присоединения к концевым частям поршней

Рис.28. Магнитопровод для постоянных магнитов. Резьба на концах для присоединения к концевым частям поршней.

На рис. 29 показана система, используемая для крепления магнитов и алюминиевых проставок к стальному  магнитопроводу. Перед сборкой с внутренних частей магнитов было убрано эпоксидное покрытие, и все части были очищены ацетоном. На все соприкасающиеся части было нанесено покрытие primer  Loсtite 7649. Затем магниты и проставки были собраны на стальном магнитопроводе с использованием заострённых (конических) алюминиевых деталей, чтобы обеспечить безопасное направление магнитов и фиксацию их вместе. Затем на алюминиевую направляющую была установлена трубка для подачи клея и зафиксирована на месте. Маленькие ёмкости, заполненные клеем Loсtite 640, были установлены на подающем патрубке, а сверху подавался сжатый воздух под давлением 100 фунтов/дюйм2 (684 кПа).

Рис. 29. Система, применяемая при прикреплении магнитов к магнитопроводу

Рис. 29. Система, применяемая при прикреплении магнитов к магнитопроводу.

На рис. 30 показано, как клей через отверстия заполняет канавку по внутренней окружности патрубка, создавая заполнение клеем всей внутренней поверхности.   Круглые кольцевые уплотнения блокируют все потоки за исключением зазора между магнитами и магнитопроводом. Щели на нижней поверхности самой нижней проставки позволяют газу выходить, так как через зазор выдавливается клей. Как только клей начал вытекать из всех щелей, сжатый воздух был отключен, и щели были закупорены для сохранения клея. Полная сборка отверждалась в печи 24 часа при 50 °С,  эта температура была ниже необходимой во избежание потери магнитного потока магнитов. Макетная сборка, соединенная этим способом, показала хорошее покрытие клеем и хорошую прочность на сдвиг при разделении.

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. Был использовано прецизионное силовое шунтирующее сопротивление Riedon FHR2P-0R182F1, имеющее сопротивление 0,182 Ом при допуске 1 %. Моделирование генератора показало, что величина генерированной электрической мощности имела максимум вблизи этой величины сопротивления. Каждый резистор имел номинальную мощность 2 кВт непрерывного рассеивания при соответствующем теплоотводе. Резисторы были уложены между 15 пластинами с жидкостным охлаждением Aavid Thermomst 416601U00000G c теплопроводной прокладкой, обеспечивающей хороший контакт. Однако в течение испытаний несколько резисторов были повреждены. Центральные катушки могут достигать мощностей, довольно близких к предельному значению мощности резистора, однако повреждения  могли быть также связаны с высокой мгновенной мощностью, видимой при скачкообразной волновой форме. Для простоты, они были заменены на такие же по номинальной   мощности, хотя для лучшей долговечности требовались бы резисторы более высокой номинальной мощности.

Рис.30. Трубка распределения клея.

Рис.30. Трубка распределения клея.

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. Эта пассивная синхронизация была ключевой характеристикой эффективности, что было продемонстрировано в проекте СПЛГ и позже будет обсуждаться более подробно.

2.5 Буферные камеры.

Как показано на рис. 18 на каждой концевой части  СПЛГ установлены цилиндры буферных камер. В этих цилиндрах, изготовленных  из закалённой стали 4340 с отверстиями 2,9 дюйма (73,7 мм), размещаются буферные концевые части поршней. На одном конце камер отфрезерован набор вентиляционных отверстий, используемых при положении поршня вблизи ВМТ. Инструментальные отверстия используются для измерения  давления в буферной камере, каждый цилиндр имеет три смазочных отверстия. На противоположном конце буферных камер присоединены гелиевая система пуска и воздушная система привода. Каждая из этих систем будет подробно описана в  дальнейших разделах.

2.6 Установка цилиндров

Устройство было спроектировано с конструктивной особенностью расположения для гарантирования  концентричности цилиндров при сборке, однако при такой большой длинной сборке выравнивание при установке представляло особую задачу. Была разработана процедура с использованием базирующие отверстия и направляющий телескоп, чтобы выровнять цилиндры буферных камер относительно цилиндров камер сгорания во время сборки. Близко подогнанные базовые держатели были проточены под диаметры цилиндров и смонтированы на полом валу для легкой установки, удаления и фиксации баз (рис.31). Как показано на рис. 32, две базы сначала были установлены в отверстии камеры сгорания, и направляющий телескоп, жестко смонтированный на раме для эксперимента, был выставлен по оси. Затем базовые элементы камеры сгорания  были удалены, а поршень был установлен через статор в цилиндр камеры сгорания. Поршень был вытолкнут близко к центральной плоскости, таким образом, что как только цилиндр буферной камеры был установлен, имелось бы пространство для базовой поверхности в отверстии. В этом положении была установлена буферная камера, необходимая для позиционирования ее оси по оси телескопа. Процедура была повторена для противоположной буферной камеры, и сборка двигателя была закончена.

Рис. 31. Зажимное устройство с оптическим выравниванием

 Рис. 31. Зажимное устройство с оптическим выравниванием.

Рис. 32 Направляющее телескопическое устройство, используемое для установки  камеры сгорания и цилиндров буферной камеры.

Рис. 32: Направляющее телескопическое устройство, используемое для установки  камеры сгорания и цилиндров буферной камеры.

Продолжение статьи Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть5)

 

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть3)

Начало статьи Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть1)

Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть2)

Перевод Илья Духанин

2.1 Общая конфигурация двигателя

На рис. 18 показан  продольный разрез свободнопоршневого линейного генератора (СПЛГ), разработанного в национальной лаборатории  Сандиа. Он представляет собой двухтактный оппозитный поршневой двигатель с прямоточной продувкой для газообмена с синхронизированным устройством для впрыска топлива. Линейный генератор используется для получения электрической мощности и синхронизации поршней, в то время как буферные камеры используются как устройства для аккумулирования энергии, чтобы обеспечить работу сжатия на следующем цикле. На рисунке обозначены центральная камера сгорания, впускной и выпускной патрубки, а также левый и правый линейные генераторы и буферные камеры. Поршни, состоящие из трех частей (часть, обращенная к камере сгорания, обозначена коричневым цветом,  массив магнитов – зелёным, часть, обращенная к буферной камере – светло-серая), показаны в положении нижней мёртвой точки (НМТ), при этом впускные и выпускные отверстия камеры сгорания открыты. Вид СПЛГ показан на рис. 19, основные параметры двигателя приведены в таблице 1. В последующих разделах более подробно будут описаны  главные характеристики СПЛГ.

 Рис. 18. Продольное сечение прототипа СПЛГ

Рис. 18. Продольное сечение прототипа СПЛГ

 Рис. 19. Фото прототипа СПЛГ

 Рис. 19. Фото прототипа СПЛГ.

Таблица 1. Основные параметры системы СПЛГ.

Общий объем

Диаметр камеры сгорания

Рабочий ход поршня (номинальный)

Общая длина

Рабочая частота

Выходная электрическая мощность

л (дюйм3)

мм (дюйм)

мм (дюйм)

мм (дюйм)

Гц

кВт

1,97 (120,2)

81,15 (3,195)

220 (8,66)

2286 (90)

30-35

15-19

2.2 Поршни и кольца

Устройство  одного поршня СПЛГ показано на рисунке 20. Каждый поршень состоит из трёх частей, а именно, поршневой части, обращенной к камере сгорания, поршневой части, обращенной к буферной камере, и средней части, содержащей сборку постоянных магнитов и магнитопровода. Поршневые концевые части изготовлены из анодированного алюминиевого сплава 7075-T6, а магнитопровод для усиления магнитной цепи изготовлен из стали  1018. Массив постоянных магнитов будет описан в разделе 2.4. Как видно из рис. 20, поршневые концевые части имеют некоторые различия. Во-первых, поршень камеры сгорания имеет несколько больший диаметр в 3,189″ по сравнению с поршнем буферной камеры, диаметр которого 2,892″. Также поршень камеры сгорания имеет два компрессионных кольца, в то время как поршень буферной камеры имеет только одно кольцо. Это объясняется более высоким давлением в камере сгорания, чем в буферной камере. Левый и правый поршни полностью идентичны друг другу, каждая поршневая группа длиной 29,4″ имеет массу около 4,9 кг. Каждая поршневая группа относительно друг друга была сбалансирована в пределах 5 г путем добавления массы к внутреннему диаметру более лёгкого поршня.

Цельные бесщелевые кольца разработаны Cook Compression, которые сделаны из бронзового сплава пропитанного тефлоном (Teflon) с торговым названием Tru Tech 3210. Этот материал был выбран за его герметизирующие характеристики и устойчивости к недостаточной смазке. Вследствие недостаточной долговечности эти кольца не пригодны для коммерческого использования, однако допустимы для использования в начальных испытаниях исследуемого  двигателя. Эти кольца уплотняются давлением газа, прижимающего их к стенкам цилиндра и кольцевым канавкам. Таким образом, чем выше давление газа, тем больше усилие и трение между поршнем и цилиндром.

Рис.20. Фотография одной их поршневых сборок

Рис.20. Фотография одной их поршневых сборок

Ранние испытания поршней показали, что сила трения выше, чем ожидалась. Чтобы понять эту проблему, был проведен ряд тестов на трение. Во-первых, поршни были испытаны со вторым убранным кольцом, но различие показывающее, что первое кольцо берёт на себя всё трение, не было обнаружено. Во-вторых, были испытаны новые компрессионные кольца с посадкой на 1/2 между кольцом и цилиндром. Не было найдено никаких отличий с каждым из первых испытаний, показывающее, что сила от  давления на кольцо дает большую составляющую в трении, чем трение от посадки кольца. Наконец, были проведены испытания с удаленными кольцами. Эти испытания показали то, что сила трения уменьшалась примерно на 50%, показывающее, что половина от постоянной составляющей трения составляет трение от колец, а половина от трения поршня о цилиндр плюс другие уплотнения.

Сильное трение требует большого давления потока воздуха, чтобы держать поршни в рабочем состоянии. А вдобавок, высокое фрикционное рассеивание энергии напрямую понижает общий КПД FPLA. Так, что усилия прикладывались к уменьшению трения поршня. В результате переработки в поршни были включены модифицированные компрессионные кольца и дополнительные кольца. Они были найдены с помощью эксперимента и задуманы так, чтобы трение скольжения между кольцами и цилиндром было первостепенным. Эта сила пропорциональна зоне контакта. Потому половинное уменьшение длины колец могло бы уменьшить трение. Это было подтверждено в тестах данных поршней с половинными кольцами, как это показано на рисунке 21.

Рис.21. Фотография концевых поршневых частей с обрезанными кольцами

Рис.21. Фотография концевых поршневых частей с обрезанными кольцами

На рисунке 22 показаны переработанные  концевые поршневые части. Ширины компрессионных колец были обрезаны на половину, и к каждому было добавлено дополнительное упорное кольцо, чтобы удерживать поршень концентрично с цилиндром. Диаметр поршня также был изменён для увеличения зазора в основном в цилиндре сгорания. Это было сделано из-за опасения, что тепловое расширение в оригинальной конструкции может привести к заклиниванию поршневой концевой части со стороны камеры сгорания.

Рис.22. Фотография переработанных концевых поршневых частей.

Рис.22. Фотография переработанных концевых поршневых частей.

В таблице 2 приведены расчётные значения силы трения для оригинальных поршней, результаты испытаний колец с половиной профиля и испытаний новых поршней с упорными кольцами и без них. Сила трения показана для нескольких величин скорости при движении, как внутрь, так и наружу из цилиндра. У новых поршней по сравнению с оригинальными поршнями расчётная сила трения была ниже, однако не меньше, как в случае уменьшенными кольцами. Предполагается, что этот эффект был достигнут за счёт устранения дополнительных колец, но этого недостаточно, чтобы объяснить расхождение.

Таблица 2. Сила трения в различных конфигурациях колец.

  Кольца полного профиля Кольца половинного профиля Новые кольца Новые кольца без упорного кольца
Давление гелия Скорость, Сила, Скорость, Сила, Скорость, Сила, Скорость, Сила,

Бар

м/с

Н

м/с

Н

м/с

Н

м/с

Н

75

13.0

-710

13.0

342

13.1

-565

13.4

-516

-12.1

812

-12.2

560

-12.1

754*

-12.7

666

8.6

-640

9.2

-317

8.8

-381

56

10.3

-728

10.6

-556

10.8

-515

-9.0

749

-9.4

689*

-10.0

639

5.6

-588

6.4

-372

7.1

-317

* Давление в буферной камере было  выше, чем в других случаях, поэтому ожидалось повышенное трение.

Для большинства испытаний с запуском двигателя были использованы новые поршни, что будет описано далее  в этой статье. В большинстве испытаний были использованы бронзовые кольца без зазоров, пропитанные тефлоном. Однако изучался и второй материал для кольца. Так как кольца с тефлоном быстро изнашивались и были трудоёмкими при замене, то были изучены PEEK кольца с зазором. Конструкция колец с зазором была более простой для установки, и кольца PEEK оказались более надежными, чем кольца с тефлоном. Однако система никогда успешно не работала с этими кольцами. Требовалось более высокое давление для обеспечения движения поршня при запуске, при этом синхронизация поршня часто проходила нестабильно, и самая большая длительность испытаний достигала 3 секунды. Причины недостаточной производительности при кольцах PEEK с зазором полностью не ясны. Предполагается, что эти кольца создают более высокое трение, что требует более высокого давления запуска. Также, оказалось, что эти кольца повреждаются также легко, как и кольца Teflon, обычно формируя небольшие углубления вблизи места примыкания  в зазоре. Эти углубления быстро разрастаются и создают пути утечки, которые могли бы влиять на синхронизацию в  случае, если у поршней были неравные утечки.

2.3. Система сгорания

Система сгорания СПЛГ была спроектирована для работы в режиме воспламенения от сжатия гомогенного заряда (homogenous charge compression ignition — HCCI) газообразного топлива, в особенности, водорода. Водород был выбран как исходное топливо для исследуемой системы по ряду причин:

1) очень малого времени сгорания, дающее выделение тепла при близкому к постоянному объёму;

2) низкий уровень вредных выбросов, содержащих только оксиды азота;

3) заинтересованность  наших DOE-спонсоров в водороде как в топливе для транспорта.

Система сгорания состоит из подсистем подачи топлива и воздуха, впускных и выпускных патрубков, водяного охлаждения цилиндра и концевых частей поршней со стороны камеры сгорания и буферной камеры, описанных выше в тексте.

 

Рис. 23. Система распределения смазочного масла.

Рис. 23. Система распределения смазочного масла.

Смазочное масло дозировано подавалось в камеру сгорания и в каждую буферную камеру через маленькие отверстия в стенках цилиндра, используя  систему подачи фиксированного объёма. На рис. 23 показана система распределения смазочного масла Master Pneumatic SERV-OIL Automation Pac, содержащая  резервуар масла, контроллер и двенадцать серводозаторов. Каждая буферная камера и каждая сторона камеры сгорания имеют по  три отверстия для подачи масла. Частота импульсов регулируется и объём масла, подаваемого на каждом импульсе, может индивидуально настраиваться посредством серии экспериментов, так чтобы сгорание смазочного масла не производило бы  искажение измерения высокого теплового КПД. Это включает ограничение потока масла до двух из шести отверстий в камере сгорания.

Рис. 24. Система питания водородом камеры сгорания.

Рис. 24. Система питания водородом камеры сгорания.

На рис. 24 показана система подачи водорода в камеру сгорания. Сжатый водород подаётся в лабораторию из стандартного баллона типоразмера DOT 1A, находящего за пределами здания. Трубка соединяет баллон с лабораторной питающей линией с последовательностью  ручных клапанов и клапанов с электромагнитным управлением с регулятором, понижающим давление до 500 фунт/дюйм2 (psi) (3,48 МПа). Электромагнитный клан работает внутри лаборатории совместно с переключателем управления. Электромагнитный клапан также подключён к лабораторной системе безопасности, которая закрывает клапан, если обнаруживается утечка водорода. Внутри лаборатории линия подачи водорода идёт к регулятору, показанному на рис. 24, который понижает давление до калиброванного 50 фунт/дюйм2 (345 кПа) как раз выше по потоку от счетчика расхода водорода. Измеритель расхода, также показанный на рисунке, типа Sierra Smart Trak 2 M100H. Расходометр был приобретён с первичной стандартной калибровкой NYST с точностью 1% от полной шкалы.

Ниже от расходометра линия подачи водорода присоединена к буферному объему, который используется для демпфирования каких-либо колебаний давления во время открывания и закрывания топливных форсунок. Как показано на рисунке, далее по линии установлен соленоидный клапан управления. Этот клапан используется для подачи водорода в патрубок топливной форсунки и присоединяется к системе безопасности СПЛГ, что будет пояснено в последующих разделах. Для отслеживания давления к патрубку присоединён манометр, находящийся несколько выше по потоку топливных форсунок.

Для получения требуемой величины расхода топлива используется набор из пяти коммерчески доступных газовых форсунок (Quantum Technologies PQ2-3200). Водород подаётся к форсункам под давлением 50 фунтов/дюйм2. Было проведено испытание топливных форсунок для определения массы топлива, подаваемого за один импульс, как функция длительности импульса при давлении, которое устанавливается контроллером. Это испытание было описано в отдельной статье [23]. На рис.25 показано испытательное оборудование, используемое для проверки топливных форсунок, в котором применяется расходомер для водорода с калиброванным объемом для измерения потока аккумулированием давления. Два измерительных метода согласуются друг с другом с точностью 2,5%. На рисунке также показаны увеличенный вид топливной форсунки и образец полученных  данных.

Рис. 25. Оборудования для испытания топливной форсунки (слева) и пример данных (справа).

Рис. 25. Оборудования для испытания топливной форсунки (слева) и пример данных (справа).

Водородные топливные форсунки срабатывали один раз за цикл по сигналу от положения поршня. Комбинация длительности импульсов и количества топливных форсунок использовалась для управления количеством впрыскиваемого водорода                                                                                      за  один цикл водорода. Водород впрыскивался во впускной коллектор, который                    окружает впускные отверстия камеры сгорания. Воздушный поток в этом патрубке создавался двухступенчатым регенеративным вентилятором Republic HRB–1202. Труба диаметром 2½» (по американскому стандарту труб schedule 40), идущая от вентилятора, была разделена на две трубы наружным диаметром 2½» и далее присоединялась к двум патрубкам внутренним диаметром 2¼», приваренным к впускному                                       патрубку. При обычной работе давление в коллекторе возрастало приблизительно до 24 фунтов/дюйм2 при закрытых впускных отверстиях, расход воздуха составлял от 125 до                                                                                                                 150 куб. фут/мин. в зависимости от рабочей частоты СПЛГ.

Численное моделирование газодинамики (CFD) позволило определить геометрию впускного и выпускного патрубков, необходимую для определения поршневого режима потока для оптимальной продувки и смешивания смеси. Результаты попыток моделирования описаны в [21]. Основываясь на результатах, впускной патрубок был разработан для обеспечения послойной, прямоточной продувки. Результаты моделирования предполагали, что этот подход должен достигать высокоэффективной продувки при минимально коротком контуре, а также достигать соответствующего смешивания для высокого КПД сгорания.

 

Рис.26. Продольное сечение камеры сгорания

Рис.26. Продольное сечение камеры сгорания

На рис. 26 показана камера сгорания с водяным охлаждением. Диаметр камеры сгорания составляет 3,195 дюйма (81,15 мм) с выпускными окнами, открытие и закрытие которых происходит при положении поршня на расстоянии 7,482 дюйма (190 мм) от центральной плоскости, давая чистый объём в  1,97 л при идеальной синхронизации поршней. Впускные окна открываются позже при положении поршня 7,875 дюйма (200 мм) от центральной плоскости, давая время оставшемуся давления в цилиндре осуществить удаление сгоревших газов. Цилиндр сделан из стали ANSI 4340, закалённой до твердости 38-40 по Роквеллу. Дополнительно к отверстиям для течения газа цилиндр в средней части камеры сгорания имеет 4 инструментальных отверстия, расположенных по окружности через 90 градусов.

Два из этих отверстия используются для датчиков давления, а другие два не используются. Наконец, как отмечалось ранее, камера имеет шесть смазочных отверстий, по три на каждой стороне в средней части.

Продолжение статьи Геометрия свободнопоршневых двигателей (часть4)

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)

Регистрация
Архивы