Краткое содержание: Повышение тепловой эффективности и сокращение вредных выбросов являются постоянными темами в области двигателей внутреннего сгорания (ДВС). За последние десятилетия были предложены различные передовые стратегии для достижения более высокой эффективности и более чистого сгорания с учетом все ужесточающихся требований к расходу топлива и уровню выбросов. В этой статье рассматриваются последние достижения в части повышения тепловой эффективности двигателей внутреннего сгорания и дается всеобъемлющее резюме последних исследований тепловой эффективности с точки зрения термодинамических циклов, систем газообмена, усовершенствованных стратегий сгорания, а также управления тепловым и энергетическим режимами. Между тем, также обсуждаются другие проблемы, препятствующие повышению эффективности. Исследования показывают, что с развитием передовых технологий становится возможным достижение тепловой эффективности 55% и даже более 60% для двигателей внутреннего сгорания. Дополнительно предлагается тесно интегрировать различные технологии, такие как гибридные тепловые циклы, системы впуска с изменяемыми параметрами, сгорание при экстремальных условиях (низкая температура, высокое давление и бедная смесь) и эффективное управление тепловым и энергетическим режимами, в единый силовой модуль с высокоразвитой электрификацией и системой интеллектуального управления.
1. Введение
Энергетический кризис и загрязнение окружающей среды становятся все более серьезными проблемами во всем мире. В мире насчитывается около 1,2 млрд легковых автомобилей и 380 млн коммерческих транспортных средств, и ожидается, что эти цифры значительно возрастут [1]. Наземные и морские транспортные средства и воздушные суда с реактивными двигателями почти полностью работают на двигателях внутреннего сгорания (ДВС). Двигатели, работающие на ископаемом топливе, обеспечивают 25% выработки электроэнергии и производят 10% выбросов парниковых газов [2,3]. Повышение тепловой эффективности и снижение расхода топлива и выбросов парниковых газов стимулируют технологический прогресс автомобильной и двигателестроительной промышленности. По прогнозам Международного энергетического агентства (МЭА), 70% транспортных средств будут работать на бензиновых двигателях, и почти все модели транспортных средств будут использовать бензиновые или дизельные двигатели для легковых и легковых автомобилей в 2030 году. К 2050 году 58% легковых автомобилей по-прежнему будут использовать двигатели внутреннего сгорания в составе гибридной установки [4].
Для снижения выбросов парниковых газов были предложены различные стандарты выбросов по расходу топлива. Национальная администрация безопасности дорожного движения (NHTSA) и Агентство по охране окружающей среды (EPA) совместно разработали национальный план по стандартам экономии топлива и выбросам парниковых газов в два этапа (этап I: 2012–2016 гг. и этап II: 2017–2025 гг.) для двигателей малой грузоподъемности (грузовые и легковые автомобили) [1]. В апреле 2020 года EPA и NHTSA изменили корпоративные стандарты средней экономии топлива и выбросов парниковых газов для легких грузовиков и легковых автомобилей, охватывающие модельные годы с 2021 по 2026 год. Целью снижения выбросов CO2 к 2025 году является снижение на 15% по сравнению с 2021 годом для легких коммерческих автомобилей, тогда как к 2030 году цели предполагают снижение на 31% для легких коммерческих автомобилей и на 37,5% для легковых автомобилей (см. рисунок 1) [4]. В Европе основные производители легковых автомобилей нацелены на уровень выбросов 95 г/км CO2 к 2020 году. В США средний темп снижения выбросов CO2 в период с 2017 по 2021 год составляет 3,5 процента в год и 5 процентов в год в период с 2022 по 2025 год. В Японии стартовал проект под названием «Исследовательская ассоциация автомобильных двигателей внутреннего сгорания» (AICE), направленный на повышение тепловой эффективности бензинового двигателя до уровня 50% к 2020 году. В Китае стандарт расхода топлива составляет 6,9 л/100 км для легковых автомобилей локального производства, который будет снижен до 4,0 в 2025 году и 3,2 в 2030 году.
![Рисунок 1. Целевые и исторические выбросы CO2 для легких коммерческих автомобилей [4].](https://avatars.dzeninfra.ru/get-zen_doc/271828/pub_670923c992eb807fc98fc884_6709240945d6d72caadd1c6a/scale_1200)
Обозначения на Рис. 1:
CO2 Emissions normalized to NEDC [g/km] – приведенные к циклу NEDC выбросы CO2 [г/км]; EU-LCV (NEDC), history – ЕС, легкие коммерческие автомобили (цикл NEDC), исторические данные; EU-target 2020 (NEDC based) - ЕС, цель 2020 (на базе цикла NEDC); EU targets post 2021 (NEDC equiv.) - ЕС, цели после 2021 (эквивалент цикла NEDC); US-LCV - США – легкие коммерческие автомобили; US New Proposal – США, новое предложение; China-LCV – Китай, легкие коммерческие автомобили; Proposal: Safer Affordable Fuel-Efficient (SAFE) Vehicles rule freeze target on 2020 level – Предложение «Безопасные Доступные Экономичные транспортные средства», цели фиксируются на уровне 2020; US (LCV) 2025: 40.6 mpg and LEV III – США (легкие коммерческие автомобили): 40.6 миль на галлон и уровень выбросов LEV III; EU 147 g CO2/km 2020 E6c + RDE – ЕС, 147 г CO2/км к 2020, уровень выбросов Е6с + измерение выбросов во время реального движения; EU targets 2025 and 2030 Post Euro 6 – ЕС, цели 2025 и 2030, следующий за Е6 уровень выбросов.
Чтобы соответствовать этим строгим правилам, разработка более эффективных двигателей внутреннего сгорания представляется актуальной в настоящее время. В настоящее время коммерческие двигатели с искровым зажиганием (SI – Spark Ignition) могут работать с тормозным термическим КПД (BTE – Brake Thermal Efficiency) около 30–36% [5], а двигатели с воспламенением от сжатия (CI – Compression Ignition) могут достигать уровня около 42–43% [6,7]. В обозримом будущем максимальный BTE, как ожидается, составит 45% за счет оптимизации текущих технологий [5,8]. Некоторые исследования ожидали, что BTE может достичь 50% за счет интеграции различных технологий, таких как новые подходы к газообмену (например, циклы Аткинсона) [9,10], передовые режимы сгорания (например, низкотемпературное сгорание) [11,12], передовое управление тепловым и энергетическим режимом (например, рекуперация тепла отработавших газов) [13,14], низкое трение [9] и т. д. Рисунок 2 показывает историю изменения BTE и потенциал её изменения в будущем. Что касается транспортных систем, то разработка двигателей и силовых агрегатов, как единого целого, может снизить расход топлива легковых автомобилей более чем на 30%. Внедрение других технологий, таких как снижение веса и гибридизация, может снизить расход топлива на 50% по сравнению со средним уровнем на текущий момент [15]. Ожидается, что между модельными годами 2017 и 2025 требования к выбросам CO2 для легковых автомобилей ужесточатся с 213 до 144 г/милю, в то время как требования к легким грузовикам, как ожидается, вырастут с 295 до 203 г/милю. Если уровни сокращения выбросов CO2 будут достигнуты, то средний уровень выбросов (среднетоннажные легковые автомобили, легкие грузовики и все легковые автомобили) составит 243 г/милю и 163 г/милю в 2017 и 2025 годах соответственно.
В настоящее время двигатели внутреннего сгорания сталкиваются с большими проблемами повышения эффективности и снижения выбросов CO2. Хотя некоторые численные и теоретические работы показали уровень BTE более 55% [16–18], двигателям внутреннего сгорания, по-видимому, довольно сложно достичь этой цели в реальных условиях. Несмотря на это, исследователи двигателей приложили большие усилия для улучшения тепловой эффективности. Они разработали будущую дорожную карту, которая включает в себя множество передовых технологий и методов, которые включают в себя новые методы сгорания, системы очистки отработавших газов и систем управления, а также частичную электрификацию (в разрезе гибридизации), наряду с более эффективными вспомогательными системами и снижением веса транспортного средства [19]. Цель данной обзорной статьи - описать потенциал для увеличения тепловой эффективности двигателей внутреннего сгорания и пролить свет на направление развития передовых технологий в области поршневых двигателей внутреннего сгорания. Был проведен всесторонний обзор более 440 источников, в которых рассматривается достигнутый прогресс и нерешенные вопросы в части термодинамических циклов, газообмена, процессов сгорания, управления теплообменом и управления энергетическими потоками (см. Таблицу 1).
![Рисунок 2. История изменения тормозной термической эффективности (BTE) и потенциал её изменения в будущем [9,16–18,20].](https://avatars.dzeninfra.ru/get-zen_doc/271828/pub_670923c992eb807fc98fc884_670924331a83b940e97c0996/scale_1200)
2. Термодинамические циклы двигателей внутреннего сгорания
Передовые термодинамические циклы имеют значение для достижения большей производительности двигателя и повышения тепловой эффективности. Первый и второй законы термодинамики показывают потенциал и пределы тепловой эффективности двигателя. Начиная с универсального выражения тепловой эффективности, обсуждаются циклы Отто, дизельный и гибридный, чтобы показать возможности для максимизации тепловой эффективности. Удельная теплоемкость также является важным параметром, ответственным за тепловую эффективность. Сегодня большинство двигателей внутреннего сгорания в транспортных средствах работают по четырехтактному циклу с искровым зажиганием или воспламенением от сжатия. Эти две конфигурации имеют как сходства, так и существенные различия [24]. Тормозной термический КПД (BTE) является функцией четырех элементов [21], как показано в уравнении (1), которое указывает на способы максимизации тепловой эффективности двигателя.
2.1. Цикл Отто
Цикл Отто применяется в двигателях с искровым зажиганием, где топливо и воздух смешиваются во впускном коллекторе или цилиндре двигателя, а затем предварительно смешанная смесь принудительно воспламеняется при помощи свечи зажигания [418]. Когда стехиометрическая смесь сжимается, необходимо использовать топливо, устойчивое к самовоспламенению, например, бензин, чтобы избежать детонации двигателя. Некоторые недостатки, ограничивающие тепловую эффективность двигателя с искровым зажиганием, следующие:
· Более низкая степень сжатия (CR);
· Более длительное развитие сгорания;
· Потери на газообмен из-за применения дроссельной заслонки;
· Более низкий коэффициент удельной теплоемкости.
Теоретический термический КПД цикла Отто можно определить с помощью уравнения (2) [22,25,26]:
В общем, для повышения тепловой эффективности используются два эффективных метода. Первый — увеличение степени сжатия за счет увеличения такта сжатия или задержки времени открытия выпускного клапана. Второй способ — использование сгорания обедненной топливо-воздушной смеси для изменения удельной теплоемкости. Использование обедненной смеси — эффективный метод преодоления детонации двигателя и снижения теплопотерь. Эти очевидные преимущества побудили широкое применение сгорание обедненной смеси в двигателях внутреннего сгорания в последние годы. Тем не менее, принципиальные проблемы, связанные с детонацией и нестабильность сгорания, не решены и остаются на стадии фундаментальных исследований [27].
2.2. Цикл дизельного двигателя
Сгорание в двигателе с дизельным циклом включает сложные, турбулентные и многофазные процессы, которые происходят в условиях высоких температур и давления [28]. В такте впуска в цилиндр вводится только воздух, а топливо с высокой реактивностью непосредственно впрыскивается в цилиндр ближе к концу такта сжатия для достижения самовоспламенения. Благодаря высокой степени сжатия и отсутствию потерь на впуске из-за дросселирования дизельные двигатели имеют более высокий тепловой КПД, чем двигатели с воспламенением от электрической искры [10]. Поскольку топливо имеет тенденцию к самовоспламенению, дизельные двигатели не используют свечу зажигания, а процессы сгорания характеризуются как диффузионное сгорание [6]. Несмотря на преимущества в тепловом КПД и надежности, дизельные двигатели обычно связаны с компромиссами между тепловым КПД и выбросами загрязняющих веществ, в частности NOx (оксиды азота) и PM (твердые частицы) [29]. Системы последующей очистки отработавших газов, такие как селективного каталитического восстановления (SCR) и фильтрации твердых частиц дизельного топлива (DPF), часто используются в современных дизельных двигателях [23,30].
Теоретический тепловой КПД цикла дизельного двигателя можно определить из уравнения (3):
Традиционные дизельные двигатели с турбонаддувом обычно имеют тормозной термический КПД, термодинамический КПД и КПД сгорания близкие к 44%, 50% и 99,9% соответственно [31,32]. Стратегии низкотемпературного сгорания (LTC), такие как воспламенение от сжатия однородного заряда (HCCI), воспламенение от сжатия с контролем реактивностью топлива (RCCI) и сгорание частично предварительно смешанного заряда (PPC), могут обеспечить более высокую эффективность, чем традиционные двигатели с турбонаддувом [33]. Однако концепции LTC ограничены возможностями контроля сгорания и расширения диапазона нагрузки двигателя, что, в свою очередь, влияет на механическую эффективность и эффективность газообмена. Несмотря на это, низкотемпературное сгорание играет важную роль в повышении теплового КПД.
2.3. Гибридный тепловой цикл
Высокоэффективный гибридный термодинамический цикл можно определить как конфигурацию, объединяющую различные термодинамические циклы [34]. В этом цикле воздух сжимается в изолированную камеру сгорания, что обеспечивает истинное изохорное сгорание и длительное время сгорания. В частности, компактный гибридный термодинамический цикл использует вращающиеся поршни и независимые вращающиеся камеры сгорания. Два поршня вращаются и совершают возвратно-поступательные движения одновременно, и два роликовых подшипника удерживают их на месте. Такты впуска и сжатия выполняются одним поршнем, а такты выпуска и расширения - другим.
В отличие от традиционных двигателей, можно ожидать снижения потерь энергии, количества подвижных компонентов, а также веса и высоты [26]. Основная идея заключается в повышении термического КПД двигателей внутреннего сгорания [35]. Преимущества гибридного термического цикла заключаются в возможности достижения постоянного объема сгорания при более высоких степенях сжатия и чрезмерном расширении рабочего тела. Следовательно, больше тепловой энергии может быть преобразовано в полезную работу. Основные характеристики гибридного термического цикла включают [26]:
1. Сжатие воздуха до высоких степеней сжатия, как в дизельном цикле;
2. Сгорание при постоянном объеме (изохорное сгорание);
3. Объем расширения больше объема сжатия;
4. Вода добавляется опционально во время сгорания и/или расширения.
Ключевые проблемы реализации гибридного термического цикла включают бо’льшие механические потери, бо’льшие потери при теплопередаче и сложное управление процессом теплопередачи [34]. Теоретический тепловой КПД гибридного термодинамического цикла можно определить по уравнению (4):
Сравнение эффективности было сделано, предполагая, что максимальная степень изменения объема идентична традиционным дизельным двигателям с тем же количеством подаваемого тепла [25]. Тепловая эффективность идеального цикла Отто значительно выше фактической, поскольку сгорание в действительности не происходит при постоянном объеме. При заданной степени сжатия идеальный цикл Аткинсона имеет более высокую термодинамическую эффективность, чем цикл Отто и цикл Дизеля. Его можно достичь за счет позднего закрытия впускных клапанов. Различие между фактической эффективностью и идеальной эффективностью меньше для гибридного термодинамического цикла, чем для цикла Отто, поскольку сгорание происходит при действительно постоянном объеме. Кроме того, кривая давления наклоняется вниз, когда поршень начинает движение от верхней мертвой точки в цикле Отто. Поэтому очевидно, что тепловая эффективность гибридного термодинамического цикла будет ближе к значению в идеальном цикле. Идеальная термодинамическая эффективность гибридного термодинамического цикла (62,5% при CR = 18) может быть на 17% выше, чем у дизельного (53,6% при CR = 18) и на 19% выше, чем у Отто (52,5% при CR = 12), как показано на рисунке 3. Действительно, идеальная эффективность цикла этих двигателей будет выше, чем ее фактическая эффективность. Тем не менее, сгорание гибридного термодинамического цикла осуществляется в изолированной камере в условиях действительно постоянного объема и может продолжаться значительно дольше, чем в традиционных двигателях.
В другом недавнем исследовании влияние гибридного цикла «топливный элемент (ТЭ)-ДВС» на эффективность было численно исследовано Дискиным и Тартаковским [36]. Анализ показывает, что гибридный цикл, объединяющий электрохимические процессы, процессы сгорания и термохимические процессы рекуперации, может достигать значений тепловой эффективности выше 70%.
Обозначения на Рис. 3:
Ideal thermodynamic efficiency (%) – идеальная термодинамическая эффективность (%); Compression ratio – степень сжатия.
3. Передовые системы газообмена для повышения тепловой эффективности
3.1. Системы газораспределения с изменяемыми параметрами
Системы впуска и выпуска двигателя являются критически важными подсистемами, которые влияют на производительность двигателя и тепловой КПД. Основная функция системы газораспределения заключается в регулировании газообмена [37]. Системы привода клапанов делятся на две категории:
Системы с кулачковым приводом: кулачки, установленные на валу, используются управления клапанами.
Системы без кулачков: используются различные типа привода, такие как гидравлический, электромагнитный, пневматический или комбинированный, для изменения подъема клапана и других параметров.
Технические трудности и высокая стоимость препятствуют внедрению систем без кулачков в массовое производство. Поэтому обзор будет сосредоточен на системах на основе кулачков, включающих следующий функционал:
1. Изменяемый подъем клапана (VVL – Variable Valve Lift).
2. Изменяемые фазы газораспределения (VVT – Variable Valve Timing).
3. Изменяемая продолжительность открытия клапана (VVD – Variable Valve Duration).
Система изменения параметров клапанного механизма (VVA – Variable Valve Actuation) добавляет гибкости позволяя реализовать VVT и VVL. Могут быть реализованы, например, цикл Миллера, торможение двигателем, внутренняя рециркуляции отработавших газов, управление параметрами вихря, изменение эффективной степени сжатия и повышение крутящего момент в дизельных двигателях. В двигателях с воспламенением электрической искрой могут быть снижены выбросы HC при холодном пуске, обеспечена работа без дросселирования и оптимизирована характеристика крутящего момента [44,45]. Система VVA может изменять момент закрытия впускного клапана на каждом цилиндре индивидуально с помощью простого переключающего клапана, тем самым изменяя эффективную степень сжатия [46]. Таким образом система VVA позволит усилить отклик двигателя на переходных режимах. Экспериментальное и имитационное исследование оценивает влияние цикла Миллера на эффективность двигателя и выбросы отработавших газов [47]. Установлено, что применение цикла Миллера отрицательно влияет на тормозную тепловую эффективность (BTE) при более низкой частоте вращения двигателя. Напротив, BTE увеличивается при более высокой частоте вращения двигателя, а удельный расход топлива уменьшается. Дальнейшие исследования показали, что при реализации цикла Миллера необходима очень высокая эффективность турбокомпрессора, чтобы минимизировать расход топлива [48]. Гуан и др. [49] обнаружили, что значительно улучшенный цикл Миллера с EGR увеличил эффективность преобразования топлива на 1,5% при высокой нагрузке 1,7 МПа, тем самым снизив общий расход топлива на 5,4%. Передовые методы сгорания, основанные на VVA, также могут контролировать температуру выхлопных газов и выбросы двигателя при низких нагрузках, а также улучшать эффективность преобразования топлива и общий расход топлива при высоких нагрузках двигателя. Возможные преимущества VVA в двигателях RCCI описаны в комплексном исследовании рабочего процесса HCCI [50–56], который сталкивается с теми же проблемами с точки зрения ограничения диапазона нагрузки и сложностями управления теплообменом для эффективного функционирования систем последующей обработки отработавших газов.
3.1.1. Изменяемый подъем клапана (VVL)
Амплитуда профиля подъема клапана, в частности пиковое значение, называется подъемом клапана [57]. Мартинс и Ланзанова [58] обнаружили, что обычный профиль кулачков увеличивает общую индикаторную эффективность, но чистая индикаторная эффективность снижается. Флиерл и др. [59] разработали систему с возможностью изменения подъема клапана и фаз газораспределения. Они обнаружили, что возможно снизить расход топлива двигателя до 13% по сравнению с базовым двигателем. С другой стороны, Ли и др. [60] провели сравнительный анализ системы с возможностью бесступенчатого изменения подъема клапана (CVVL) и VVT на насосные потери в бензиновых двигателях. Результаты показали снижение удельного эффективного расхода топлива (BSFC) в случае CVVL более чем на 20% при 2000 об/мин, когда подъем впускного клапана был максимальным.
3.1.2. Изменяемые фазы газораспределения (VVT)
Изменение фаз газораспределения означает сдвиг фаз профиля подъема клапана в окне угла поворота коленчатого вала. В частности появляется возможность изменения моментов открытия и закрытия впускных и выпускных клапанов [61]: EVO (Exhaust valve opening – открытие выпускного клапана), EVC (Exhaust valve closing – закрытие выпускного клапана), IVO (Inlet valve opening – открытие впускного клапана) и IVC (Inlet valve closing – закрытие впускного клапана). Система VVT может быть использована, например, для управления IVC и, таким образом, регулировки эффективной степени сжатия (ECR – Effective compression ratio) [62]. Следующие техники изменения фаз газораспределения используется для организации более оптимального процесса сгорания и для организации работы системы очистки отработавших газов [63]:
1. Раннее открытие выпускного клапана (EEVO – Early exhaust valve opening).
2. Повторное открытие выпускного клапана (2EVO – Secondary exhaust valve opening).
3. Повторное открытие впускного клапана (2IVO - Second inlet valve opening).
4. Отрицательное перекрытие клапанов (NVO – Negative valve overlap).
Фюрхаптер и др. [56] изобрели технологию, известную как «Повторное открытие выпускного клапана», при которой выпускной клапан повторно открывается во время такта впуска. Этот метод был изучен при низких и средних нагрузках в двигателях HCCI. Температура заряда в цилиндре была эффективно увеличена, когда горячие выхлопные газы были повторно введены из выпускного коллектора благодаря второму открытию. Кроме того, это позволило достичь наилучшего управления моментом самовоспламенения. Сугимото и др. [64] зафиксировали снижение BSFC на 10% при позднем закрытии впускного клапана (IVC). Кроме того, стратегия VVT позволяет регулировать эффективную степенью сжатия (ECR) для управления максимальной скоростью нарастания давления (MPRR – Maximum pressure rise rate) при высокой нагрузке [65]. Фаллахзаде и др. [66] зарегистрировали увеличение BTE для двигателя c технологией раннего закрытия впускного клапана (EIVC – Early inlet valve closing), связанное со снижением доли остаточных газов и изменением параметров теплопередачи. Расход топлива также снизился на 20–25% из-за снижения насосных потерь при частичной нагрузке, температура выхлопных газов снизилась на 4–5%, а давление во впускном коллекторе возросло на 50–60%. Другое исследование показало, что использование VVT в двигателях с воспламенением электрической искрой (SI) снизило насосную работу до 36%, а тепловой КПД был улучшен на 7,7% [67].
Как указано в литературе [68], VVT также может принести значительные преимущества дизельным двигателям. В рамках программы “super-truck” изменение момента закрытия впускного клапана (IVCT – Inlet valve closing timing) изучалось, как один из потенциальных методов повышения тепловой эффективности за счет гибкого управления степенью сжатия и управления фазами сгорания в цикле LTC. Во время такта сжатия применение раннего закрытия впускного клапана (EIVC) снижало давление и температуру, что приводило к более длительной задержке воспламенения. Результаты показали, что использование EIVC привело к существенному улучшению (~5%) топливной эффективности и уменьшению перепада давления в двигателях внутреннего сгорания. Более длительная задержка воспламенения увеличивала количество топлива в предварительно смешанном пламени (premixed flame) и уменьшала величину диффузионного пламени, тем самым улучшая тепловую эффективность [46].
Ву и др. [69] изучали влияние изменение момента закрытия впускного клапана (IVCT) на тепловую эффективность и выбросы загрязняющих веществ с использованием дизельного двигателя с двухступенчатым турбонаддувом. Испытания проводились при различных нагрузках и оборотах двигателя на дизельном двигателе тяжелого класса. Результаты показали, что IVCT снижает разницу между давлением на впуске и на выпуске, снижает насосные потери, увеличивает эффективный тепловой КПД и минимизирует работу насосных потерь при высоких оборотах двигателя. Раннее закрытие впускных клапанов (EIVC) и позднее закрытие впускных клапанов (LIVC) было изучено на двигателе тяжелого класса с воспламенением от сжатия (HDCI) [70].
Основные выводы следующие:
1. Стратегии EIVC и LIVC уменьшают массовый поток, тем самым уменьшая работу насосных потерь и улучшая эффективность газообмена;
2. Снижение массы воздуха приводит к более высокой температуре сгорания, что, в свою очередь, приводит к увеличению тепловых потерь, нивелируя снижение работы насосных потерь;
3. Поскольку изменение времени закрытия впускных клапанов оказывает слабое влияние на трение в двигателе, не происходит значительного улучшения тормозной тепловой эффективности (BTE) или не устанавливается постоянное значение BTE в условиях испытаний;
В то же время в системах VVT существуют некоторые преимущества и проблемы:
1. Необычные профили подъема клапанов в системах со стратегией EIVC не соответствуют на практике традиционным распределительным валам [58];
2. Клапаны с электромагнитным приводом и стратегией EIVC позволяют получить максимальную эффективность;
3. Процесс газообмена и производительность двигателя можно оптимизировать, используя технологию VVL [71].
4. Системы VVT не позволяют увеличивать степень сжатия за рамками геометрического предела.
Таблица 2 показывает преимущества использования некоторых технологий VVA в качестве отдельной или комбинированной техники с точки зрения экономии топлива. Отмечено, что наилучшая экономия топлива может быть достигнута с помощью (EVVT + VVL) (~20%), но VVA без кулачкового привода имеет лучшую экономию топлива (~25%) и позволяет обеспечить сгорание HCCI. Рисунок 4 показывает принципы технологии VVA в двигателях, работающих на природном газе и дизельном топливе, которые позволяют устранить некоторые недостатки. Также на рис. 4 отмечены пробелы в знаниях с точки зрения расширения диапазона нагрузок, повышения эффективности и управления теплообменом [72]. Таким образом становится понятно, что каждая стратегия VVA имеет свое определенное преимущество, например, (1) LIVO для повышения эффективности сгорания при низких нагрузках, (2) EIVC для расширения диапазона высоких нагрузок и (3) 2EVO для улучшения управления теплообменом и более эффективного сгорания.
Обозначения на Рисунке 4.
RCCI: Gasoline – Diesel (Previous research) – RCCI: бензин – дизель (Предыдущее исследование); RCCI: CNG – Diesel (Present Study) – RCCI: КПГ – дизель (текущая научная работа); EIVC – раннее закрытия впускных клапанов; Reduces apparent CR – снижает кажущуюся степень сжатия; High Load Ext. – расширение диапазона высокой нагрузки; EEVO, 2EVO – ранее открытие выпускных клапанов, двойное открытие выпускных клапанов; Increases Exhaust Temperature – увеличивает температуру отработавших газов; Thermal management – управление теплообменом; EEVC, PVO, LIVO – ранее закрытие выпускных клапанов, положительное перекрытие клапанов, позднее открытие впускных клапанов; Promotes internal EGR – обеспечивает внутреннюю рециркуляцию отработавших газов; Improves Mixing – улучшает перемешивание; Low Load Efficiency – эффективность при низкой нагрузке; NVO F.I. – впрыскивание топлива в период отрицательного перекрытия клапанов; Fuel Re-Forming – реформинг топлива.
Обозначения в Таблице 2.
VVA – variable valve actuation (изменяемая система управления клапанами); VVT – variable valve timing (система управления фазами газораспределения); VVL – variable valve lift (система управления подъемом клапанов); HVVT – hydraulic variable valve timing (гидравлическая система управления фазами газораспределения); EVVT – electric variable valve timing (система управления фазами газораспределения с электроприводом); DVVL – discrete variable valve lift (дискретная система изменения подъема клапанов); CVVL – continuous variable valve lift (дискретная система изменения подъема клапанов); LMVVA – lost-motion variable valve actuation (изменяемая система управления клапанами с потерей движения); Camless VVA - изменяемая система управления клапанами с приводом без кулачков.
3.2. Турбонаддув
3.2.1. Турбокомпрессоры с изменяемой геометрией
Турбокомпрессор с изменяемой геометрией (VGT – Variable Geometry Turbocharger) позволяет значительно улучшить работу дизельных двигателей с турбонаддувом на переходных режимах. В отличие от большинства других методов, улучшение достигается за счет изменения угла поворотных лопаток или перемещения боковой стенки сопла, а не за счет снижения инерции. Сочетание таких инноваций, как множественные впрыски и повышенные давления впрыска, а также улучшение качества управления, снизило проблемы с уровнем шума, в основном в текущем поколении конструкций с системой Common Rail. Выходная мощность также значительно возросла за счет использования турбин с изменяемой геометрией в сочетании с передовой технологией впрыска [76].
Для усовершенствованных дизельных силовых агрегатов для будущих грузовиков VGT представляет особый интерес, поскольку технология может значительно повысить реакцию системы на резкие изменения частоты вращения и нагрузки двигателя. Системы VGT также считаются ключевым фактором в системе EGR для тяжелых дизельных двигателей [77]. Основные проблемы, связанные с уровнем шума, были частично решены за счет сочетания улучшенных механических, технологических инноваций, более высокого давления впрыска и множественных впрысков [78]. Чжэн и др. [79] обнаружили, что степень расширения, степень сжатия, наличие промежуточного охладителя и байпас турбины главным образом оказывают влияние на эффективность двигателя, насосные потери и давление наддува. Результаты, полученные в результате экспериментального анализа конструкций автомобильных турбокомпрессоров VGT с одним и двумя входами, показали, что VGT с двумя входами может обеспечить лучшее использование энергии импульсов [80].
Сравнение VGT и турбокомпрессоров с фиксированной геометрией (FGT – Fixed Geometry Turbocharger) при помощи численных и экспериментальных исследований проведено Тангом и др. [38]. Они сообщили об улучшении многочисленных показателей, включая отклик на переходных режимах, топливную эффективность при частичной нагрузке, диапазон управления нагрузкой и производительность при полной нагрузке (снижение расхода топлива на 2–7% при частичной нагрузке и повышение производительности на 15% при полной нагрузке). Кроме того, уменьшение размера двигателя является эффективным методом повышения экономии топлива за счет использования двигателя меньшего рабочего объема, обладающего более высокой эффективностью и более высокой удельной нагрузкой. Для бензиновых двигателей турбонаддув является более сложной задачей, чем для дизельных двигателей из-за более высокой изменчивости воздушного потока и более высокой температуры отработавших газов. Хотя VGT может улучшить крутящий момент на низких оборотах, снизить расход топлива при частичной нагрузке и обеспечить быстрый отклик на переходных режимах, его стоимость, долговечность и допустимая температура на входе в турбину ограничивают массовое применение этой технологии в настоящее время. Среди доступных вариантов VGT, вариант с изменяемой геометрией соплового аппарата имеет самую высокую эффективность в широком диапазоне расхода газов. Напротив, варианты с переменным расходом и скользящей стенкой имеют более низкую стоимость и лучшую надежность [38]. Ву и др. [81] исследовали влияние VGT и цикла Миллера на эффективность шестицилиндрового тяжелого дизельного двигателя. Результаты показали, что высокая тепловая эффективность может быть получена с помощью цикла Миллера и точного управления VGT.
3.2.2. Многоступенчатый турбонаддув
Турбонаддув играет основную роль при разработке двигателей в части возможности снижения рабочего объема и номинальной частоты вращения при сохранении мощности [82–85]. Существуют несколько преимуществ двухступенчатой системы турбонаддува по сравнению с одноступенчатой системой турбонаддува. Одним из очевидных преимуществ является более высокое давление во впускном коллекторе и, соответственно, более высокое значение среднего эффективного давления (BMEP), что позволяет снизить рабочий объем двигателя, номинальную частоту вращения и уменьшить насосные потери [86]. Другие преимущества заключаются в том, что улучшаются характеристики на переходных режимах, поскольку турбокомпрессор меньшего размера выбирается в качестве турбокомпрессора высокого давления [78], и два турбокомпрессора могут взаимодействовать при низкой нагрузке [87]. Недостатком этого типа является турбо яма, особенно это характерно для больших турбокомпрессоров, которым требуется время для раскрутки и обеспечения полезного наддува. Однако при рассмотрении работы двухступенчатых агрегатов, особенно на низких оборотах двигателя, кривая BMEP остается неблагоприятной; следовательно, эффекты запаздывания турбокомпрессора все еще требуют решения [76].
Чадвелл и др. [88] проверили влияние двухступенчатого наддува на работу высокоэффективных альтернативных двигателей внутреннего сгорания. Их исследование показало, что прогнозируемый тормозной термический КПД (BTE) показал хорошую корреляцию с расчетным BTE (43,6%), когда изоэнтропическая эффективность турбокомпрессора была улучшена.
Высокие требования к системе турбонаддува выдвигаются новыми высокоэффективными режимами сгорания, такими как PPC [89,90], сгорание с разбавлением [91], RCCI [12] и прямое впрыскивание бензина с воспламенением от сжатия (GDCI) [92]. Было исследовано влияние различных подходов к турбонаддуву на работу в переходных режимах [93,94]. В литературе показано, что использование электрических систем турбонаддува помогает повысить отклик на переходных режимах и снизить расход топлива. Двухступенчатая система турбонаддува в сочетании с циклом Миллера повысила топливную эффективность, что исследователи связали с уменьшенными потерями тепла при более низкой температуре сгорания и высокоэффективным промежуточным охладителем, который обеспечил снижение насосных потерь, как показано на рисунке 5 [95].
Чжэн и др. [79] обнаружили, что двухступенчатый турбонаддув может обеспечить давление более 4 бар, что достигается одноступенчатым агрегатом с меньшей эффективностью. Традиционная одноступенчатая система турбонаддува обычно используется для повышения топливной эффективности. Кроме того, применение электрического нагнетателя помогает повысить отклик на переходных режимах и увеличивает давление в при высокой степени EGR. Ю и др. [96] исследовали эффекты двухступенчатого турбонаддува в сочетании с электрическим наддувом при различных нагрузках и скоростях двигателя. Они заметили, что удельный эффективный расход топлива (BSFC) снизился, а тепловая эффективность увеличилась при использовании электрического наддува. Более того, применение двухконтурного EGR в сочетании с электрическим нагнетателем также может снизить BSFC на 5,86%. Ву и др. предложили метод подбора двухступенчатого турбонаддува для получения высокой тепловой эффективности во всем рабочем диапазоне двигателя [97].
3.2.3. Турбонаддув с электроприводом
Турбокомпрессоры с дополнительным электрическим приводом (ETA – electric turbocharger assistance), когда электрический двигатель механически связан с валом турбокомпрессора, открывают огромные возможности для повышения топливной эффективности [98]. ETA в основном используется для повышения отклика на переходных режимах и крутящего момента на низких оборотах, что косвенно снижает расход топлива и выбросы CO2 [99,100]. Система также может использоваться для рекуперации части тепла отработавших газов посредством использования электрической турбокомпаундной схемы [101].
Такую схему можно считать одним из самых привлекательных решений, поскольку происходит извлечение механической энергии из отработавших газов двигателя для поддержки наддува. Таким образом, уменьшение рабочего объема двигателя может быть достигнуто за счет улучшения отклика на переходных режимах [98]. ETA имеет несколько преимуществ, включая устранение турбо ямы, регулирование скорости турбокомпрессора [102] и повышение топливной экономичности [103].
Сюэ и Ратледж [104] провели комплексную оценку системы ETA и системы VGT, чтобы понять и оценить потенциал дополнительного электрического привода и системы VGT как на установившихся режимах, так и на переходных режимах работы двигателя. Было показано, что более высокая эффективность была достигнута в широком диапазоне функционирования системы ETA, с возможностью уменьшения рабочего объема двигателя с 9,3 л до 7,1 л. Джакумис [76] заметил, что выбор оптимальной конфигурации для конкретного применения зависит от многих параметров, таких как стоимость, система управления и тип двигателя, а также от эксплуатационных циклов. Более того, даже на установившихся режимах турбонаддув с дополнительным электрическим приводом может улучшить производительность двигателя, в то время как переходные характеристики обычных дизельных двигателей с турбонаддувом хуже, чем у дизельных двигателей без наддува, особенно при низкой нагрузке и низкой скорости. Ли и др. [39] недавно подтвердили, что системы ETA не могут обеспечить высокий наддув на низких оборотах, в отличии от обычного турбокомпрессора. Недостаток был связан с воздействием высокой температуры на электрическую машину. Поэтому для смягчения этой проблемы были использованы дополнительная муфта и электрическая машина на постоянных магнитах с большим воздушным зазором.
Гибридная система наддува с винтовым нагнетателем демонстрирует значительно улучшенную производительность на низкой скорости и на переходных режимах, жертвуя при этом экономией топлива. По сравнению с аналогичной двухступенчатой системой турбонаддува с перепускным клапаном, двухступенчатая система турбонаддува в сочетании с ранним закрытием впускных клапанов (EIVC) демонстрирует улучшенную производительность и экономию топлива. Гибридная система наддува с VGT показывает наилучшую производительность как на установившихся, так и в переходных режимах, и экономию топлива. Гибридная система с электрическим компрессором демонстрирует превосходную производительность на установившихся режимах, но плохую производительность из-за недостаточной электрической мощности на переходных режимах [78]. На рисунке 6 показано сравнение различных систем наддува относительно базового двигателя с точки зрения потенциала увеличения тепловой эффективности двигателя. Примечательно, что эти сравнения основаны на моделировании и расчетных результатах, и можно отметить, что наибольшее увеличение тепловой эффективности (до 30%) может быть достигнуто при использовании новой технологии SuperTurbo (компрессор с механическим приводом). Далее следует электрический наддув, который демонстрирует увеличение тепловой эффективности до 24,45%. Аналогичное увеличение эффективности ~20% может быть получено при применении турбокомпрессора с активным управлением, электрического турбокомпаунда, турбо-супергенератора и последовательного турбокомпрессора. Кроме того, VGT может обеспечить на 15% более высокую тепловую эффективность, чем FGT, в то время как последовательный многоступенчатый турбокомпрессор дает увеличение тепловой эффективности на 17% [40]. Альшаммари и др. [105] недавно заметили, что хотя доступны различные системы наддува, выбор оптимальной стратегии по-прежнему сложен, поскольку он сильно зависит от сферы применения двигателя внутреннего сгорания.
Обозначения на рис. 6:
Thermal efficiency increase (%) – увеличение тепловой эффективности (%); Mechanical Super Turbo – компрессор с механическим приводом по технологии Super Turbo; Electrical turbocompounding – электрический турбокомпаунд; Active control turbocharger – турбокомпрессор с активным управлением; Turbo-supergenerator – турбо-супергенератор; Electrical supercharging – компрессор с электроприводом; Electrical turbocharging – турбокомпрессор с дополнительным электроприводом; Mechanical turbocompounding – механический турбокомпаунд; Twin – двухступенчатый турбонаддув; Series Sequential Turbocharger – один или несколько турбокомпрессоров отключаются в зависимости от режима работы двигателя; Parallel Sequential Turbocharger – поток отработавших газов делится между турбокомпрессорами в зависимости от режима работы двигателя; Series multi-stage turbocharger - последовательный многоступенчатый турбокомпрессор; Parallel multi-stage turbocharger - параллельный многоступенчатый турбокомпрессор; VGT – турбокомпрессор с изменяемой геометрией; FGT – турбокомпрессор с фиксированной геометрией; Supercharger (roots) – приводной нагнетатель типа Рутс; Supercharger (screw) – приводной нагнетатель винтового типа; Supercharger (centrifugal) – приводной нагнетатель центрифужного типа; Baseline – базовый двигатель.
3.3 Рециркуляция отработавших газов
Системы EGR можно разделить на внутренние и внешние. Внутренняя система EGR, которая обычно неохлаждаемая, обеспечивается за счет остатков продуктов сгорания в цилиндре и обратному перепуску отработавших газов из выпускного коллектора в цилиндры. Внешняя охлаждаемая система EGR обычно более эффективна с точки зрения снижения выбросов и повышения экономии топлива, чем неохлаждаемая внутренняя EGR, однако требует дополнительного отвода тепла в систему охлаждения. Системы EGR с контуром высокого давления (HPL – high pressure loop), EGR с контуром низкого давления (LPL – low pressure loop) и гибридные системы EGR классифицируются как внешние EGR [41]. Кроме того, существуют два режима работы для охлаждаемой системы EGR [42]:
• Режим реформинга включает впрыск небольшого количества дизельного топлива в поток EGR с последующим каталитическим реформингом в камере сгорания с богатой смесью для создания газообразного топлива, например, водорода, с целью улучшения сгорания в двигателе.
• Режим окисления, в котором продукты неполного сгорания окисляются на катализаторе на основе палладия/платины для снижения нестабильности, вызванной использованием EGR.
3.3.1 Внешняя рециркуляция отработавших газов
Внешняя система EGR является распространенным методом подавления образования NOx в цилиндре, которое осуществляется за счет разбавления свежего заряда и термического воздействия отработавших газов [106–110]. Технология EGR первоначально использовалась в дизельных двигателях, а затем была распространена на бензиновые двигатели в дополнение к другим передовым технологиям. Охлаждаемая система EGR может способствовать стабильному контролю низкотемпературного сгорания (LTC) с низким уровнем выбросов сажи и NOx. Она также может иметь потенциал для снижения расхода топлива для дизелей, использующих системы последующей обработки отработавших газов, и загрязнения клапана EGR. Степень рециркуляции, необходимая при изменении скорости и нагрузки двигателя, и надлежащее регулирование количества отработавших газов, поступающих в цилиндры, имеют важное значение для достижения оптимальной производительности двигателя и минимальных выбросов NOx. Тем не менее, регулирование количества EGR, поступающего во впускной коллектор, не гарантирует, что газы будут равномерно распределены по всем цилиндрам двигателя [111]. Это приводит к увеличению выбросов твердых частиц (PM) и NOx. Поэтому, согласно выводам Павлоса и др. [111], величина турбулентности в потоке, которая создается в месте, где происходит диффузия EGR, является основным показателем, определяющим, насколько хорошо функционирует смеситель EGR.
Селим и др. [112] исследовали влияние скорости двигателя на тепловую эффективность для различных степеней рециркуляции и обнаружили, что при увеличении степени EGR с 0% до 5% тепловая эффективность имела тенденцию к незначительному увеличению, особенно при 1600 об/мин, в то время как при дальнейшем увеличении с 10% до 15% тепловая эффективность снижалась из-за ухудшения сгорания. Дюшауссой и др. [113] сравнили роль обедненного сгорания и охлаждаемой системы EGR и обнаружили, что охлаждаемая EGR была более выгодна, чем обедненное сгорание с точки зрения теплообмена и производительности двигателя. EGR также может значительно повысить топливную эффективность в двигателях с искровым зажиганием и непосредственным впрыском. Вэй и др. [109] заметили, что горячая EGR может улучшить эффективность сгорания и топливную эффективность за счет нагрева впускного заряда, в то время как охлаждаемая EGR увеличивает плотность свежего заряда и, таким образом, объемную эффективность. Хёпке и др. [114] получили увеличение тепловой эффективности на 5% с использованием 18%-ной степени EGR на двигателе с турбонаддувом, искрового зажигания и непосредственным впрыском топлива (SIDI), без явной тенденции к детонации, частично из-за более медленного сгорания. Ли и др. [115] проанализировали влияние охлаждаемой EGR на топливную эффективность и обнаружили, что EGR привела к увеличению удельного коэффициента теплопередачи рабочего газа, уменьшила долю теплопередачи через стенку цилиндра и увеличила работу насосных потерь во время газообмена. Кроме того, EGR может ускорить фазировку сгорания, увеличить постоянное объемное тепловыделение и заменить обогащение топлива при высоких нагрузках. Более того, достигается улучшение тормозной тепловой эффективности на 1,1–4,1% при степени рециркуляции 12–17%.
Чжэн и др. [116] обнаружили, что индикаторная тепловая эффективность 47,5% может быть достигнута при степени EGR 30%, но когда степень EGR увеличивается до 50%, эффективность снижалась из-за длительной задержки зажигания, замедленного фазирования сгорания и ухудшения эффективности сгорания. На рисунке 7 показана индикаторная тепловая эффективность, как функция степени EGR. Видно, что наблюдается значительное увеличение индикаторной тепловой эффективности для степеней EGR ниже 30%, что, в основном, приписывается низкотемпературному сгоранию. За пределами критического порога полезный эффект становится неочевидным и даже уменьшается из-за ухудшения горения.
3.3.2 Внутренняя рециркуляция отработавших газов
Температура впускного заряда может влиять на эффективность сгорания и температуру отработавших газов [43]. Однако быстрое повышение температуры впускной смеси может быть невозможным, особенно при холодном запуске и при переходных режимах работы двигателя. Удержание части горячих отработавших газов от предыдущего цикла является еще одним успешным способом повышения температуры в цилиндре и контроля температуры отработавших газов. Этот метод обычно называют внутренней рециркуляцией отработавших газов [118]. Долю остаточных отработавших газов можно определить, как массу остатков сгоревшего газа от предыдущего цикла, деленную на общую массу газа в цилиндре (сгоревшего и несгоревшего) до нового цикла сгорания. Такие факторы, как частота вращения двигателя, синхронизация клапанов и разница давлений, влияют на количество отработавших газов, остающихся внутри цилиндра.
Мирко и др. [119] отметили, что внутренняя EGR позволяет лучше контролировать EGR в переходных режимах, чем внешняя EGR. Также было отмечено, что использование внутренней EGR смягчает сгорание, задерживая время зажигания, тем самым устраняя колебания давления в цилиндре [120]. Чо и др. [121] сообщили, что использование в дизельных двигателях регулируемой системы клапанов на выпуске в сочетании с внутренней EGR полезно при пост впрыске топлива.
Пан и др. [122] исследовали влияние коэффициента избытка воздуха на характеристики зажигания и сгорания при различных концентрациях EGR, а также влияние различных концентраций внутренней EGR на стабильность зажигания и сгорания бензиновых двигателей с воспламенением от сжатия. Они обнаружили, что тепловой эффект, вызванный внутренней EGR, оказал значительное влияние на стабильность зажигания при низких нагрузках. Сначала крутящий момент увеличивался, а затем начал уменьшаться по мере увеличения степени EGR. При этом максимальный крутящий момент достигался при степени EGR 20%. Коэффициент избытка воздуха оказал аналогичное влияние на степени EGR. Крутящий момент и эффективность сгорания падают, когда коэффициент избытка воздуха увеличивается выше 3,0, как показано на рисунке 8.
3.3.3 Гибридная система рециркуляции отработавших газов
Крайне важно оптимизировать систему EGR для достижения высокоэффективного чистого сгорания в двигателях [123,124]. Существует несколько систем EGR, таких как EGR высокого давления (HPL-EGR – high-pressure loop EGR), EGR низкого давления (LPL-EGR – low-pressure loop EGR) и комбинация двух систем, обычно называемая EGR с двойным контуром (DL-EGR – dual loop EGR) [125]. HPL-EGR обычно используется в дизельных двигателях из-за своей упрощенной конфигурации, меньшего эффекта загрязнения компрессора и повышенной отзывчивости EGR. За счет увеличения степени рециркуляции HPL-EGR снижается противодавление отработавших газов. Следовательно, уменьшается перепад давления между впускным и выпускным коллектором [126]. HPL-EGR и LPL-EGR имеют преимущества и недостатки при реализации в дизельных двигателях, что указывает на то, что одновременное применение HP-EGR и LP-EGR имеет потенциал для улучшения экономии топлива [127]. Система DL-EGR, которая включает в себя системы HP-EGR и LP-EGR, используется для дизельных двигателей для получения более высокой тепловой эффективности [128]. Степень рециркуляции LP-EGR зависит от условий работы двигателя. Активация LP-EGR, как доказано, положительно влияет на производительность турбокомпрессора, увеличивая его скорость вращения и, таким образом, улучшая отклик на переходных режимах [129]. Как показано на рисунке 9, способность HPL-EGR минимизировать насосные потери снижается с увеличением степени рециркуляции при тормозном среднем эффективном давлении 1,43 МПа. Индикаторная тепловая эффективность при использовании HPL-EGR также падает быстрее по мере роста степени EGR. При повышении нагрузки двигателя величина снижения индикаторной тепловой эффективности нивелирует преимущество в более низких насосных потерях при более низкой степени рециркуляции отработавших газов. Кроме того, из сравнения данных при различных нагрузка и скоростях двигателя можно обнаружить, что тормозная тепловая эффективность DL-EGR выше, чем у LPL-EGR, а DL-EGR достигает самой высокой тепловой эффективности при 20% EGR и среднем эффективном давлении 1,43 МПа [128].
Прямое сравнение системы HP-EGR и системы LP-EGR было проведено некоторыми исследователями [130–132]. Парк и Бэй [127] заметили, что пропорции HPL и LPL-EGR не влияли на CA50 (угол, при котором выделяется 50% тепла) и MPRR (Maximum pressure rise rate – максимальная скорость нарастания давления). Кроме того, насосные потери имели тенденцию уменьшаться с увеличением доли LP-EGR, поскольку сопло VGT (турбокомпрессор с изменяемой геометрией) было открыто более широко для поддержания давления наддува, что способствовало более низкому значению тормозного удельного эффективного расхода топлива (BSFC). Чо и др. [133] изучили HPL, LPL и DL-EGR и обнаружили существенные различия в эффективности двигателя для различных источников EGR. В частности, DL-EGR имеет потенциал для расширения режима высокоэффективного чистого сгорания.
EGR может снизить доступность кислорода и расширить диапазон нагрузки. В перспективных циклах сгорания дизельных двигателей внутренняя и внешняя EGR, как было доказано, позволяют лучше подготовить однородную смесь и точнее контролировать воспламенение. Для сравнения, внешняя EGR более дешевая и проста в применении, в то время как внутренней EGR сложнее управлять в реальном двигателе. Кроме того, охлаждаемая EGR является эффективным способом в бензиновых двигателях для подавления детонационного сгорания. Из вышеуказанных исследований, включая можно заметить, что противодавление отработавших газов снижается при использовании HPL-EGR. Это указывает на снижение насосных потерь и увеличивает тепловую эффективность. Системы EGR можно улучшить путем объединения HPL и LPL-EGR. Согласованное управление этими системами предлагает большой потенциал для улучшения производительности двигателя и тепловой эффективности.
Обозначения на рис. 9:
1660 r/min – 1660 об/мин; 1.43 MPa BMEP – тормозное среднее эффективное давление 1.43 МПа; CA50: 8o CA ATDC – угол, при котором выделяется 50% тепла: 8 град. ПКВ после ВМТ.
Продолжение последует в статьях 3.2 и 3.3.
Оригинал статьи можно прочитать по ссылке https://www.researchgate.net/publication/363004293_Improving_Thermal_Efficiency_of_Internal_Combustion_Engines_Recent_Progress_and_Remaining_Challenges?enrichId=rgreq-a1651e2d0721fa844c0f86e1013c3b52-XXX&enrichSource=Y292ZXJQYWdlOzM2MzAwNDI5MztBUzoxMTQzMTI4MTA4MTIyMzYwNUAxNjYxNTg2NTM1NjUw&el=1_x_3&_esc=publicationCoverPdf.
