Определение мощности энергосиловых установок горных машин, работающих на природном газе (в порядке обсуждения)

П.И. Тарасов, канд. техн. наук, зам. директора по научной работе ООО «Перспектива-М», Екатеринбург;

М.Л. Хазин, д-р техн. наук, проф., Уральский государственный горный университет, Екатеринбург;

В.В. Фурзиков, зам. начальника департамента разработки нового семейства дизелей по экспериментальным работам, ООО «Уральский дизель-моторный завод», Екатеринбург.

Значительный рост затрат на доставку дизельного топлива в отдельные регионы страны привел к актуальной необходимости выполнения научно-исследовательских работ по замене его на другие энергоносители. Перспективными энергоносителями для горных машин, эксплуатируемых на Арктических и Северных территориях, Дальнем Востоке и Якутии в XXI в., становятся природный газ (ПГ) и электроэнергия, вырабатываемая ГЭС, газопоршневыми и газотурбинными электростанциями, работающими на природном газе [1, 2].

Прогнозируется, что к 2030 г. природный газ станет основным альтернативным видом топлива для пассажирского и грузового транспорта. Основой для развития рынка газомоторного топлива стало Распоряжение Правительства РФ № 767-р от 13.05.2013 г., в соответствии с которым разработан Комплексный план мероприятий по расширению использования природного газа в качестве моторного топлива на территории большинства субъектов Российской Федерации.

Себестоимость производства сжатого природного газа (СПГ) в регионах его потребления в качестве моторного топлива – намного ниже, чем расходы на доставку дизельного топлива или бензина железнодорожным транспортом из регионов, расположенных на расстояниях 2000 км и более. Кроме того, важнейшее конкурентное преимущество природного газа перед дизельным и бензиновым видами топлива состоит в устойчивости к воздействию низких температур, позволяющей использовать его на всех видах транспорта в Арктических и Северных территориях.

Источниками газового моторного топлива могут стать отдельные малые месторождения газа, не включенные в систему региональной газораспределительной сети, а также месторождения, находящиеся на завершающей стадии эксплуатации непосредственно в Западной Якутии. Природный газ, добываемый на месторождениях Западной Якутии, в основном, состоит из метана, количество которого колеблется в широких пределах (табл. 1).

Таблица 1 Состав газов некоторых месторождений Западной Якутии

При проведении сертификационных испытаний газопоршневых двигателей используются компримированные природные газы1 специального состава двух ассортиментов (табл. 2) [3, 4]:

Таблица 2 Технические характеристики эталонного природного газа, предписанные в целях испытаний для официального утверждения и проверки соответствия производства [3, 4].

– ассортимент Н (High – высококалорийный газ), в котором крайними эталонными топливами являются GR и G23;

– ассортимент L (Low – низкокалорийный газ), в котором крайними эталонными топливами являются G23 и G25.

Из таблиц 1 и 2 следует, что газ, добываемый в Западной Якутии, наиболее близок по составу к низкокалорийным эталонным топливам. Причем, состав газа на различных месторождениях значительно отличается. Поэтому при использовании газа в качестве моторного топлива путем прямой его закачки в баки машин (из месторождения, без дополнительной очистки и обогащения) требуется изменения настроек двигателей, для достижения номинальных мощностных характеристик.

Эффективная мощность двигателя определяется как [5]:

(1)

где: Ne – эффективная мощность на валу двигателя, кВт; Ni – индикаторная мощность, кВт; η_м – механический КПД двигателя.

Индикаторная мощность двигателя определяется из индикаторной работы, выполненной рабочим телом в цилиндре двигателя за цикл [5]:

(2)

где Li – индикаторная работа за цикл, кДж; n – частота вращения коленчатого вала, мин^-1.

Индикаторная работа за цикл равна использованной тепловой энергии сгоревшего топлива в действительном цикле, с учетом всех видов тепловых потерь [5]:

(3)

где Hu_v – низшая теплота сгорания топлива объёмная, кДж/м³; qcv – объёмная цикловая подача топлива, см³/цикл; η_i – индикаторный КПД.

Для природного газа, применяемого в качестве топлива ДВС, низшая теплота сгорания топлива (объёмная) должна быть не менее 31800 кДж/м3 [6, 7].

С учетом выражений (2) и (3) и того, что эффективный КПД , формула (1) для определения эффективной мощности одного цилиндра двигателя примет вид:

(4)

Расход газа (Qг) в газопоршневом двигателе [м3/с] зависит от сечения сопла форсунки и скорости потока газа в форсунке. Скорость течения газа или расход газа зависит от перепада давления газа и среды, в которую подается газ (впускной канал, надпоршневое пространство и т.д.) [8]:

(5)

где μf – площадь эффективного сечения сопла форсунки, м²; g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения; H – напор, м^**2 Напор на сопле форсунки определяется как разница между давлением среды, в которую подается газ, и давлением газа на сопле форсунки (рг – рк).

В технических характеристиках газовых форсунок (дозаторов) приводятся параметры статического и динамического расходов газа, которые определяются при перепаде давления на сопле 300 кПа.

Рис. 1 Сравнительные характеристики 2-х газовых дозаторов

В качестве примера рассмотрим характеристики двух газовых дозаторов (рис. 1). По оси абсцисс отложено время открытого состояния дозатора в мс, по оси ординат – объёмный расход в см3/цикл (за одно открытие). 2 Перевод единиц давления в напор в метрах: 1 м = 0,1 кгс/см2 = 0,1 бар = 0,00981 МПа = 9,81 кПа

Наклон характеристики определяется статической производительностью, а положение характеристики относительно начала координат – динамической производительностью при каком-то конкретном времени.

Из сравнения характеристик дозаторов между собой следует, что у дозатора 2 статический расход газа выше, но при 10 мс динамический расход меньше. Причем, чем больше время открытия приближается к статическому состоянию, тем на большую величину динамический расход дозатора 2 превышает динамический расход дозатора 1.

Для двигателя горной машины дозатор 2 лучше, т.к. большой статический расход позволяет уложить фазу впрыска газа в фазу открытия клапана. Маленький расход при минимальном времени открытия позволит точнее дозировать топливо на режиме холостого хода (ХХ). Т.е. если на режиме ХХ нужно 10 см3 газа, то дозатору 2 потребуется 10 мс, а дозатору 1 всего 5 мс. Но не факт, что он будет работать при таком малом времени. У каждого дозатора есть минимально возможное время открытия клапана.

Возможны три варианта: управляемый редуктор – на ХХ давление меньше, под нагрузкой больше, или отключать половину цилиндров на режиме ХХ или ставить 2 дозатора на цилиндр (на ХХ работает 1 дозатор, а под нагрузкой – два, как например, у спортивных автомобилей).

Цикловую объёмную подачу топлива (газа) можно определить по характеристике статического расхода газа через дозатор [8]:

(6)

где – статический расход дозатора, см3/мс; τ_впр – длительность впрыска топлива (газа) за один цикл, мс; φ_впр – длительность впрыска топлива (газа) за один цикл по углу поворота коленчатого вала, град.; n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Статический расход дозатора при произвольном перепаде газа на сопле, отличающейся от паспортного, при перепаде газа в 300 кПа, можно определить по соотношению:

(7)

Откуда

(8)

где Qст300 – статический расход дозатора при перепаде давления газа на сопле 300 кПа, см3/мс.

С учетом (6) и (8) формула (4) примет вид:

(9)

На основании формулы (9) построена номограмма (рис. 2) для определения цилиндровой мощности газового двигателя в зависимости от характеристики газового дозатора (Qcт300), продолжительности впрыска топлива на исследуемом режиме (φвпр) и перепада давления на сопле газового дозатора (Н).

Рис. 2 Номограмма определения цилиндровой мощности газового двигателя

По номограмме (см. рис. 2) можно определить цилиндровую мощность газового двигателя при известных параметрах его работы. Например, для газового двигателя КАМАЗ 820.60-260 (n = 2200 об/мин; φвпр = 343 мс; Qcт300 = 5,5 см3/ мс; H=16 м, количество цилиндров 8 [9, 10]) по номограмме цилиндровая мощность двигателя составит ≈ 23 кВт/цикл. Тогда мощность всего двигателя составит 23•8 = 184 кВт (действительная мощность двигателя 191 кВт, ошибка определения составляет 3,8 %). Аналогично по требуемой мощности можно определить требуемую производительность газового дозатора.

В соответствии с формулой (9), определяющими факторами эффективной мощности газопоршневого двигателя служат:

Теплотворная способность газа, зависящая от состава газа на конкретном месторождении. Для расчетов принимаем низшую теплотворную способность газа 31800 кДж/м3.

Статический расход дозатора газа, зависящий от технических характеристик дозатора (быстродействия электромагнитного клапана, гидравлического сопротивления сопла и т.д.). Подбор характеристик дозатора, в зависимости от требуемой мощности двигателя, осуществляется по номограмме (см. рис. 2). А требуемая мощность определяется назначением горной машины в зависимости от горнотехнических и сезонно-климатических условий ее эксплуатации.

Длительность впрыска газа по углу поворота коленчатого вала – зависит в первую очередь от длительности открытого состояния впускного клапана. Оптимальную длительность открытого состояния определяет период, когда газ дозатором подается в момент открытия впускного клапана, тогда требуемое количество газа полностью поступает в рабочий объем цилиндра двигателя. Фазы открытого состояния клапанов для двигателей горных машин без учета носителя энергии определяются условиями эксплуатации и режимами работы (буровой станок, экскаватор, карьерный самосвал и т.д.).

Эффективный КПД двигателя: величина, зависящая от конструктивного исполнения двигателя, состояния его агрегатов и режимов работы горного оборудования.

Перепад давления на сопле газового дозатора – зависит от характеристики типа газа, применяемого в энергосиловой установке (сетевой коммунальный газ давлением до 1,8 кПа, газ для промышленных объектов давлением до 1,2 МПа, компримированный, а также сжиженный природные газы с возможностью редуцирования до 0,3…1,2 МПа) и от давления во впускном коллекторе двигателя. Давление во впускном коллекторе двигателя также может быть в диапазоне от давления, меньше атмосферного (из-за разрежения за дроссельной заслонкой двигателя), до давления наддува. Если принять значения остальных факторов (Huv, Qст300, φвпр, ηe, pk) постоянными величинами, изменяющимися в пределах своего диапазона, то можно построить зависимость цилиндровой мощности газопоршневого двигателя от давления газа на входе в двигатель Neц= f(pг) (рис. 3).

Рис. 3 Диапазон зависимости цилиндровой мощности от давления газа на входе в двигатель

В настоящее время основная мощность силовых агрегатов на большинстве карьерных самосвалов БЕЛАЗ и их грузоподъёмность не превышают значений 2000 кВт и 250 т соответственно [12] (рис. 4). Для карьерных самосвалов грузоподъёмностью более 250 т применяются либо два двигателя, либо двигатели с увеличенными габаритами (с числом цилиндров 18, 20). Нами предлагается оснащать карьерные самосвалы грузоподъёмностью более 250 т силовыми агрегатами на основе газотурбинных двигателей.

Вышерассмотренные особенности позволяют сделать ряд выводов по использованию газа в качестве энергоносителя в силовых агрегатах горных машин:

1. для силовых агрегатов мощностью до 300 кВт рекомендуется применять сетевой природный газ;

2. для энергосиловых установок мощностью до 2000 кВт рекомендуется применять компримированный или сжиженный природный газ;

3. для энергосиловых установок мощностью более 2000 кВт (на данном этапе развития техники) отсутствуют данные по разработке газопоршневых двигателей такой мощности.

Относительно слабый уровень развития газопоршневых двигателей мощностью более 2000 кВт объясняется существованием двух тенденций:

– практическим отсутствием потребности в газопоршневых двигателях данной мощности и малыми объемами их заказов , что делает глубокую и масштабную проработку их конструкции – экономически невыгодной;

– природный газ добывается в странах с недостаточно развитым двигателестроением, а основные разработчики двигателей находятся в странах, не имеющих прямой заинтересованности в обеспечении прогресса в горнодобывающих отраслях;

Рис. 4 Зависимость мощности силовых агрегатов карьерных самосвалов БЕЛАЗ от их грузоподъёмности

Вместе с тем, анализ литературы [3, 11] показывает, что в настоящее время ощущается уже в промышленном масштабе потребность в таких двигателях, которая призвана выполнить стимулирующую роль в проведении НИОКР для ускорения разрешения различных технических проблем.

В связи с этим нами предполагается, что в горных машинах, оснащенных энергосиловой установкой мощностью более 2000 кВт (доля которой в общей массе машины не должна превышать 5–10 %) целесообразно применять только газотурбинные моторы. Данное предположение представляется нам логичным, т.к. соответствует единственно правильному направлению в использовании природного газа в энергосиловых установках мощного и энергонасыщенного горного оборудования ХХI-го века.

Предлагаем вынести к обсуждению за круглым столом Недели Горняка – 2018 рассмотренную в нашей статье тематику.

ИНФОРМАЦИОННЫЕ ИСТОЧНИКИ:

1. Тарасов П.И., Хазин М.Л., Фурзиков В.В. Применение природного газа в качестве моторного топлива техники горнодобывающих предприятий // Горная промышленность. – 2017. – №1 (131). – С. 66-68.

2. Тарасов П.И., Хазин М.Л., Фурзиков В.В. Природный газ – перспективное моторное топливо карьерного автотранспорта для районов Севера // Горная промышленность. – 2016. – № 6. – С. 51-52.

3. Гайворонский А.И., Марков В.А., Илатовский Ю.В. Использование природного газа и других альтернативных топлив в дизельных двигателях. – М.: ООО «ИРЦ Газпром» – 2007. – 480 с.

4. Правила ЕЭК ООН N 49 (49-02, 49-03, 49-04, 49-05) "Единообразные предписания, касающиеся официального утверждения двигателей с воспламенением от сжатия и двигателей, работающих на природном газе, а также двигателей с принудительным зажиганием, работающих на сжиженном нефтяном газе, и транспортных средств, оснащенных двигателями с воспламенением от сжатия, двигателями, работающими на природном газе, и двигателями с принудительным зажиганием, работающими на сжиженном нефтяном газе, в отношении выделяемых ими загрязняющих веществ"

5. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов / А.И. Колчин, В.П. Демидов. – 4-е изд., стер. – М.: Высшая школа , – 2008. – 496 с.: ил.

6. ГОСТ 27577-2000 Газ природный топливный компримированный для двигателей внутреннего сгорания. Технические условия

7. ГОСТ Р 56021-2014 Газ горючий природный сжиженный. Топливо для двигателей внутреннего сгорания и энергетических установок. Технические условия

8. Справочник по гидравлическим сопротивлениям / под ред. М.О. Штейнберга – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, – 1992. – 672 с.: ил.

9. Валеев Д.Х., Гатауллин Н.А., Малюга А.Г., Фурзиков В.В. Влияние конструктивных факторов на образование вредных веществ в газовом двигателе КАМАЗ //Транспорт на альтернативном топливе – 2011. – №1. – С.52–56

10. Фурзиков В.В. Анализ влияния конструктивных факторов на образование вредных веществ в газовом двигателе. //Строительные и дорожные машины – 2009. – №12. – С. 49-55

11. Крупенский Н.А. Перевод транспорта на газомоторное топливо: проблемы и перспективы. Труды НАМИ, сб. науч. ст. – М.: – 2014. Вып. № 257. – С. 119–123.

12. Каталог продукции ПО «БЕЛАЗ»

Ключевые слова: природный газ, горные машины, энергоносители, силовые агрегаты карьерных самосвалов, энергосиловые установки

Журнал "Горная Промышленность"№5 (135) 2017, стр.88