Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Анализ методов расчетного и экспериментального исседования локального теплообмена в камере сгорания водородного дизеля 15
1.1.Актуальность исследования теплообмена в камере сгорания водородного дизеля 15
1.2 Влияние водорода на моторные характеристики 16
1.3 Работа двигателя на водородном топливе 21
1.3.1. Особенности рабочего процесса водородного двигателя с искровым зажиганием 21
1.4 Особенности рабочего процесса водородного дизеля 25
1.5. Классификация методов исследования локального нестационарного теплообмена в поршневых двигателях 30
1.6. Экспериментальные методы исследования локального теплообмена в КС 30
1.7. Модели локального теплообмена в двигателях, основанные на теории пограничного слоя 33
1.7.1. Модели конвективного теплообмена, использующие ламинарный пограничный слой 33
1.7.1.1. Модель Розенблита 33
1.7.1.2. Модель Heywood 34
1.7.2. Модели конвективного теплообмена на основе турбулентного пограничного слоя 34
1.7.2.1. Модель Руднёва 34
1.7.2.2. Модель Стефановского 35
1.7.2.3. Модель Han-Reitz 36
7.3. Модели сложного теплообмена на основе турбулентного погранично 1.8. Расчет локального теплообмена в поршневых двигателях с использова
нием различных моделей турбулентности 38
1.8.1. Особенности пристеночных течений. Метод пристеночных функций 39
1.8.1.1. Особенности пристеночных течений 39
1.8.1.2. Метод пристеночных функций 43
1.9. Расчетно-экспериментальные методы исследования локального тепло
ГЛАВА 2. Трехмерная модель рабочего процесса и тепло обмена в цилиндре водородного дизеля 50
2.1. Обобщенная система уравнений переноса в цилиндре двигателя 50
2.2. Используемые модели турбулентности
2.2.1. к-є модель турбулентности 56
2.2.2. k — C,—f модель турбулентности
2.3. Краткое описание используемой модели сгорания 60
2.4. Моделирование течения и теплообмена в пристеночных слоях камеры
2.5. Краткое описание алгоритма SIMPLE 63
ГЛАВА 3. Моделирование теплообмена в камерах сгорания водородного и традиционного дизелей. экспериментальная проверка адекватности математической
3.1. Краткие характеристики исследуемых водородного и традиционного Стр.
3.2. Верификация математической модели рабочего процесса водородного дизеля 71
3.2.1. Сравнение водородного дизеля с базовым двигателем 75
Выводы по главе 3 84
ГЛАВА 4. Исследование влияния конструктивных и регулируемых параметров водородного дизеля на локальный теплообмен в камере сгорания 86
4.1. Влияние степени сжатия 86
4.2. Влияние интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре 94
4.3. Влияние угла опережения впрыскивания топлива 100
4.4. Влияние предварительного впрыскивания водорода 107
4.5. Расчетно-экспериментальное исследование рабочего процесса и локального теплообмена в камере сгорания газового и водородного двигате лей с искровым зажиганием, конвертированного на водород 113
4.5.1. Расчетно-экспериментальное исследование газового двигателя 114
4.5.2. Сравнение локального теплообмена в камере сгорания водородного двигателя и газового двигателя с искровым зажиганием 117
Выводы по главе 4 123
Общие выводы и заключение по диссертационной работе. 125
Список литературы
- Классификация методов исследования локального нестационарного теплообмена в поршневых двигателях
- Краткое описание используемой модели сгорания
- Верификация математической модели рабочего процесса водородного дизеля
- Влияние интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре
Классификация методов исследования локального нестационарного теплообмена в поршневых двигателях
Как было показано выше, водород имеет существенные отличия от традиционных видов топлива, в первую очередь, по своим моторным характеристикам и физико-химическим свойствам. Данный факт имеет отражение как в организации, так и в протекании рабочего процесса двигателя внутреннего сгорания.
Устойчивое воспламенение водорода с воздухом обеспечивается в достаточно широком диапазоне концентраций (в=10). Низкий предел воспламенения позволяет обеспечить работу водородного ДВС на всех скоростных режимах. При этом диапазон изменения составов смеси остается довольно широким (в=0,2…5). Ввиду данного обстоятельства мощность водородного двигателя можно изменять путем качественного регулирования. Повышение КПД двигателя на частичных нагрузках находится в пределах 25-50%.
Тем не менее, при более высоком максимальном значении эффективного КПД водородного двигателя по сравнению с бензиновым ДВС, эффективная мощность первого снижается довольно значительно. Это может быть объяснено слишком низкой плотностью самого водорода, и как следствие – уменьшение наполнения двигателя топливом. Таким образом, при стехиометрическом составе смеси газообразный водород, подаваемый вместе с воздухом в цилиндр, занимает практически треть объема камеры сгорания. В случае бензинового топлива распыленный и испаренный бензиновый заряд занимает порядка 2-4% объема КС. При переходе на водород мощность двигателя снижается на 20-25%. Также стоит учитывать, что использование водорода в качестве моторного топлива приводит к значительному повышению эмиссии оксидов азота. Основная причина возникновения эмиссии оксидов азота в КС водородного дизеля – повышение температуры рабочего тела и скорости сгорания.
Сравнивая температуры воспламенения традиционных углеводородных смесей с водородными, можно сделать вывод, что значения у последних выше. Тем не менее, для воспламенения водорода, как уже было отмечено, необходимо меньшее количество энергии. Это происходит ввиду более низкой энергии активации. Характеристики параметров воспламенения некоторых видов топлив в двигателе с принудительным воспламенением приведены в Таблице 3.
Таблица 3. Характеристики параметров воспламенения некоторых топлив Показатель Водород Н2 ИзооктанCgHis Метан СН4 Температура воспламенения, К 858 810 530 Минимальная энергия необходимая для воспламенения при в=1, мДж 0,02 0,28 0,23 Скорость сгорания водородно-воздушных смесей в ДВС довольно высока (Таблица 4). Процесс сгорания протекает практически изохорно, что влечет за собой резкое повышение давления.
Для стехиометрических смесей скорость нарастания давления в КС водородного ДВС практически втрое выше, чем в бензиновом варианте. При работе двигателя на обедненной смеси скорость нарастания давления уменьшается. Для значения коэффициента избытка воздуха равного в=1,9 скорость нарастания давления приближается к значению как при работе на стехиометрических смесях. Ввиду достаточно высокой реакционной способности водорода в водородном двигателе наблюдаются следующие явления: преждевременное воспламенение, обратные проскоки пламени во впускной трубопровод, жесткое сгорание топливных смесей. Указанные выше несовершенства возможно существенно улучшить или устранить благодаря определенным изменениям топливоподающей системы двигателя.
На сегодняшний день известны следующие способы подачи водорода в двигатель: карбюратор, который применяется в системах питания природными и пропан-бутановыми газами [190,192]; впрыскивание во впускной трубопровод; непосредственное впрыскивание в КС под высоким давлением, впрыскивание водорода в область впускного клапана отдельно для каждого цилиндра.
Применение карбюратора и обеспечение подачи водорода в область впускного клапана каждого цилиндра могут гарантировать стабильную работу двигателя только при наличии присадки воды к топливному заряду, частичной рециркуляции отработавших газов и бензиновой добавке.
Использование частичной рециркуляции ОГ позволяет предотвратить обратные вспышки и смягчает сгорание при работе ДВС на богатых и стехиометрических смесях. Данный эффект достигается благодаря разбавлению заряда инертными компонентами, что несомненно ухудшает наполнение двигателя. Однако при дополнительном впрыскивании бензина или воды, например, впрыскивании во впускной трубопровод, ухудшение наполнения не наблюдается.
Обеспечение подачи водорода непосредственно в КС двигателя является наиболее эффективным. Максимальная мощность двигателя при такой организации впрыскивания может быть увеличена на 10%, а обратные вспышки во впускном трубопроводе исключены.
В дизельных двигателях применение водорода в качестве единственного топлива, а не добавки, затруднено прежде всего из-за высокой температуры самовоспламенения водорода. Для обеспечения устойчивых процессов воспламенения, как правило, дизель конвертируют в ДВС с принудительным зажиганием от запальной дозы жидкого дизельного топлива или свечи. В таком случае подача водорода может осуществляться путем непосредственного впрыскивания в цилиндр или же вкупе с воздухом. Стоит отметить, что стабильную работу дизельного двигателя на водороде можно обеспечить только в малом диапазоне топливных смесей. Это происходит по причине пропусков воспламенения и самопроизвольной детонации. Для газожидкостного процесса предел детонации обусловливается температурой и составом смеси (Рис. 1.3). Вследствие увеличения запальной дозы дизельного топлива наблюдается улучшение антидетонационной стойкости смеси, а также расширение границ воспламенения. Следовательно, обеспечение устойчивой работы дизеля на водороде становится возможным при минимальном расходе запальной дозы дизельного топлива, который определяется составом топливно-воздушной смеси и режимом работы.
Стоит подчеркнуть, что для водородного дизеля характерно снижение эмиссии твердых частиц в составе ОГ. По сравнению с традиционным бензиновым двигателем дизель, работающий на водороде, ТЧ выделяет в 1000 раз меньше. Данный факт в совокупности с отсутствием органических кислот (продуктов сжигания углеводородов) говорит о существенном увеличении срока службы двигателя и снижению затрат на ремонт.
Краткое описание используемой модели сгорания
В Таблице 5 приняты обозначения: Р - давление, Н/м2; Gi - проекция вектора плотности объемных сил на ось ОхІ прямоугольной декартовой системы координат, Н/м3; С концентрация, кг/м3; Н - полная удельная энергия, Дж/кг; =-/Jgrad(divW) . член, выражающий объемную деформацию; - динамическая вязкость, кг/(мс); ср теплоемкость при постоянном давлении, Дж/(кгК); wr - скорость химической реакции на единицу объема, кг/(см3); Qr - количество выделяемой теплоты на единицу массы, Дж/кг; - теплопроводность, Вт/(мК); у - символ Кронекера; D коэффициент диффузии, м2/с; т - интенсивность источника массы (скорость изменения массы химической компоненты в единице объема, кг/(см3)).
Полную энергию системы можно записать следующим образом: H=h+W2/2 (сумма энтальпии и кинетической энергии). Ввиду того, что в цилиндре двигателя имеют место умеренные скорости, кинетическая энергия по сравнению с энтальпией потока пренебрежимо мала. Таким образом полную энергию системы можно записать как: H h=cpT. Радиационный тепловой поток от источника излучения dqRj/dxj имеет важное значение в случае гетерогенного сгорания жидкого ДТ. В таком процессе наблюдается интенсивное образование ТЧ сажи, которые и являются основными источниками теплового излучения. В дизельном процессе с гомогенным сгоранием, а также в бензиновом ДВС с искровым зажиганием основными генераторами излучения будут газообразные продукты сгорания [180]. Также в Таблице 5 дается тензорная форма записи уравнения (2.1) для декартовой системы координат, где D/Dx - субстанциональная производная. В этом месте и ниже в уравнениях применялось так называемое «Соглашение о суммировании» А. Эйнштейна по дважды повторяющемуся индексу /, j, к, который именуется индексом суммирования. Уравнения в осредненном виде получены при помощи метода осреднения Рейнольдса. Согласно данному подходу, мгновенное значение какого-либо параметра Ф должно быть представлено в виде суммы его осредненного по времени Ф и пульсационного значений Ф : Ф=Ф+ Ф . Также использовался метод осреднения Фавра. В этом случае осреднение проводится с учетом плотности (весовой коэффициент): _ 1 г+1 t ==\f m)dT, (22) где t - период осреднения.
После осреднения системы уравнений переноса по методу Рейнольдса она остается незамкнутой. Для замыкания данной системы уравнений была применена k-Z-f модель турбулентности, которая является моделью турбулентности третьего порядка. Это означает, что она включает в себя три уравнения переноса: для кинетической энергии турбулентности (к), скорости ее диссипации (е) и для нормированного масштаба скорости =W2/k.
В данной работе k--f модель турбулентности, которая была предложена К. Ханиаличом (K. Hanjalic) [30,58,59,61,155,180] представляет собой модифицированную модель турбулентности П. Дурбина (P.A. Durbin) [60], которая позволяет учитывать пристеночную анизотропию турбулентности. Таким образом, разработчики модели (2.3) добивались улучшения численной устойчивости модели П. Дурбина путем введения уравнения переноса для взамен W2. Эллиптическая функция релаксации f (2.3) может быть получена из модели П. Дурбина: которая была введена для более точного описания воздействия пристеночных эффектов в модели (2.3). Одно из важнейших достоинств модели (2.3) это более точное отображение отрывных течений по сравнению с к-е моделью турбулентности.
Граничные условия на стенке v/ м . КС задаются таким образом: применяются жесткие граничные условия. Это означает, что для нормальной скорости - граничное условие непроницаемости (vn=0), в случае касательной скорости - условие прилипания (и=0). При моделировании течения в пристеночной области как правило используются различные подходы, такие как низкорейнольдсовые модели турбулентности (у+ 1), двухслойные -е-модели или Ы-модели (у+ 1) и метод пристеночных функций (у+ 10). В настоящей работе применялись гибридные пристеночные функции [179], которые представляют собой совокупность полуэмпирических формул, связывающие между собой искомые функции (профили скорости и+ и температуры + в пристеночном слое) с расстоянием у+ от стенки
Верификация математической модели рабочего процесса водородного дизеля
Водородный инжектор расположен в центральной части головки цилиндра, в которой устанавливается форсунка Common Rail в случае использования дизельного топлива. Как и в стандартной форсунке в инжекторе есть игла, регулирующая открытие проходного сечения. Газообразный водород подаётся в КС из специальных баллонов к инжектору. Данный процесс обеспечивает мембранный нагнетатель, разработанный фирмами Burton Corbin и Linde AG. Осуществляемое в конце такта сжатия впрыскивание водорода исключает обратные выбросы и вспышки во впускном коллекторе. Заброс продуктов сгорания ликвидируется благодаря повышения давления подачи, превышающего максимальное значение давления газов в цилиндре. Для этого, а также, для обеспечения постоянного независимого от давления газов в цилиндре двигателя расхода водорода через сопло, становится необходимым создание на срезе сопла сверхкритического перепада давления, т.е.
Учитывая, что максимальное давление газов в цилиндре не превышает 150 бар и при этом постоянная адиабаты для водорода имеет значение k =1,41, встает вопрос о необходимости подачи водорода в КС под давлением более pНг 285 бар. Система питания водородом обеспечивает подачу под давлением Рис. 3.2. Камера сгорания в поршне для разных степеней сжатия 300 бар. Степень сжатия дизельного прототипа составляет 13,5. Такая степень сжатия недостаточна для стабильного воспламенения водорода, температура самовоспламенения которого выше, чем у традиционного дизельного топлива, поэтому для этого были изготовлены специальные поршни с повышенными степенями сжатия, сохранив при этом форму камеры сгорания типа Гессельман (Рис. 3.2).
Установка оснащена системой наддува с автономным приводом и трёмя параллельно включёнными осевыми турбокомпрессорами. По сравнению с турбонаддувом данная конструкция не имеет отношение к газодинамическим процессам во впускной и выпускной системах. Она позволяет обеспечить желаемые параметры надувочного воздуха до 4 бар. Базовый двигатель имеет однофункциональные впускные каналы, которые не обеспечивают закрутку потока при впуске. Исследование влияния вихревого движения воздуха проводилось в диапазоне значений: D = 0,42…1,36. Высокого давление индицировалось специальным охлаждаемым датчиком 7, разработанным фирмой Kistler (модель 7061) и расположенным в крышке цилиндра. Значения давления, полученные для каждого УПКВ благодаря обработке сигнала от указанного выше датчика, заносятся в память компьютера. Чтобы избежать случайные отклонения, было принято решение регистрировать 50 последовательный циклов, после чего полученные данные усреднялись. Полученные экспериментальные индикаторные диаграммы в данной работе использовались для верификации математических моделей рабочего процесса турбулентного сгорания. Измерение значений нестационарного давления во впускной системе проводилось датчиком 5, разработанным фирмой Kistler (модель 4075A), а выпускной системе – датчиком 8, также разработанным фирмой Kistler (модель 7001A). Указанные выше датчики фиксировали нестационарные давления единовременно как во впускной, так и выпускной системах. Стоит отметить, что исследование задержки воспламенения и воздействия температуры заряда при впуске на экологические и эффективные показатели работы двигателя проводилось при использовании теплообменника, охлаждающего наддувочный воздух. Данный теплообменник позволяет изменять температуру заряда на впуске в диапазоне 20…65 С бесступенчато.
Термометрирование гильзы и крышки цилиндра осуществлялось при помощи термопар типа К (хромель-алюмель). Термопары располагались вдоль образующей линии гильзы в количестве 12 штук. Величина заделки от зеркальной поверхности при этом составляет 0,6 мм. Часть термопар находилась в плоскости, которая проходит по оси поршневого пальца. Другая часть термопар располагалась в перпендикулярной плоскости (плоскости действия боковой силы). Тепловоспринимающая поверхность головки тоже была оснащена 4 термопарами. На схеме указаны только термопары 9 и 10, расположенные перед впускным и после выпускного клапанов соответственно.
Расчётной областью при изучении рабочего процесса двигателя является цилиндр. Трёхмерная нестационарная задача решается методом контрольных объёмов. На Рис. 3.3 представлен сектор камеры сгорания после разбиения на контрольные объёмы. Для расчётов используется трёхмерная динамическая адаптивная сетка, состоящая из 65000 ячеек. Стоит отметить, что при разбиении указанной расчётной области производится по четырем блокам: блок распылителя, блок струи, буферного слой и блок камеры сгорания в поршне (Рис. 3.4).
Во время движения сетки перестраивание блока распылителя 1, блока струи 2 и блока в камере сгорания в поршне 4 не происходит. Последний вкупе с поршнем двигается возвратно-поступательно. Являющийся связующим между остальными, буферный слой 3 сжимается и растягивается по мере движения сетки. При этом суммарное количество элементов в блоке 3 остается постоянным.
Проверка адекватности математической модели осуществлялась путём сравнения индикаторной диаграммы, полученной экспериментальным путём, с индикаторной диаграммой, полученной в ходе расчёта. На Рис. 3.6 представлено сравнение этих индикаторных диаграмм. Условием сравнением являлось равенство эффективных мощностей.
В качестве модели сгорания использовалась модель Магнуссена-Хартагера. В ходе многочисленных численных экспериментов диссертантом были получены наиболее подходящие для данных расчетов эмпирические коэффициенты модели сгорания: А=10, В=1.
Влияние интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре
Общие выводы и заключение по диссертационной работе Работы по изучению локального теплообмена играют важнейшую роль в создании перспективных ДВС. Учитывая современную тенденцию к повышению степени форсирования двигателей и улучшению их экологических показателей, интерес к изучению локального теплообмена только растёт. Исследование локального теплообмена особенно актуально при создании перспективного водородного дизеля. Учитывая современные требования к точности численного моделирования, можно сказать, что наиболее перспективными являются трёхмерные математические модели, описывающие нестационарное движение рабочего тела с учетом химической кинетики. К недостатку можно отнести большие затраты времени на проведение расчётов.
В основе математической модели рабочего процесса и теплообмена в поршневом двигателе лежат фундаментальные трехмерные уравнения: нестационарный перенос количества движения (Навье-Стокса), массы, концентрации и энергии. Основополагающая система уравнений записывается в рейнольдсовом виде и должна быть замкнута при помощи различных видов моделей турбулентности.
Для дальнейшего детального анализа были выделены к-є и k--модели турбулентности как наиболее подходящие при решении характерных задач в области расчета локального теплообмена КС поршневого двигателя.
Несмотря на то, что использованные в теории поршневых двигателей современные CRFD-коды, в частности FIRE, хорошо апробированы и предназначены для решения именно специфических задач теории поршневых двигателей, необходима экспериментальная проверка полученных результатов моделирования. В данной работе с этой целью были использованы экспериментальные индикаторные диаграммы водородного дизеля, а также экспериментальные значения локальных температур на поверхности огневого днища поршня газового двигателя.
В результате проведённого исследования локального теплообмена в КС водородного дизеля, а также его базового варианта, работающего на традиционном топливе, можно сделать следующие выводы:
1. Конвертирование дизеля на газообразный водород приводит к существенному изменению условий теплообмена на тепловоспринимающих поверхностях камеры сгорания, что, в свою очередь, вызвано не только изменением физико-химических характеристик топлива, но и конструктивными изменениями камеры сгорания в поршне.
2. Существенная разница в полях скоростей и температур рабочего тела в течение рабочих циклов в традиционном и водородном дизелях на сходных режимах работы обусловливает отличие по величинам тепловых потоков на отдельные поверхности камеры сгорания (поршень, головка, гильза).
3. Специфичное протекание рабочего процесса в дизеле с непосредственным впрыскиванием газообразного водорода приводит к росту тепловых нагрузок на основные детали двигателя. Установлено, что для исследуемого водородного дизеля наиболее существенный рост тепловой нагрузки имеется на поверхности головки цилиндра, что указывает на необходимость интенсификации охлаждения головки с целью сохранения ресурса работы двигателя.
4. Впервые проведено исследование влияния конструктивных (степень сжатия, интенсивность вихревого движения заряда) и регулируемых (угла опережения впрыскивания при однократном впрыскивании, угла опережения пилотного впрыскивания при двукратном впрыскивании) параметров на локальный теплообмен в КС водородного дизеля с непосредственным впрыскиванием газообразного водорода. Увеличение сжатия с = 16,8 до = 17,6 приводит к повышению максимального значения теплового потока, осредненного по площади поверхности стенок камеры сгорания, c Q=195 кВт до Q=225 кВт (на 15,38%), что, прежде всего, обусловлено изменением скорости тепловыделения и кинетической энергии турбулентности рабочего тела. Максимальное значение локальных коэффициентов теплоотдачи повышается с =1900 Вт/м2К до =2050 Вт/м2К. Максимальное значение локальных температур выросло с Т=3330 К до Т=3500 К. Повышение степени сжатия уменьшает образование оксидов азота его с 1600 ppm до 1400 ppm.
5. Повышение интенсивности вихревого движения заряда с Dn= 0,42 до Dn= 1,36 приводит к сокращению задержки воспламенения и более плавному процессу горения водорода и снижению уровня шума, при этом не оказывает заметного влияния на термические граничные условия на тепловоспринимающих поверхностях поршня, гильзы и головки цилиндра. При этом максимальные значения тепловых потоков, осредненных по площади поверхности камеры сгорания, увеличиваются с Q=215 кВт до Q=225 кВт, максимальные значения локальных температур уменьшаются с Т=3344 К до Т=3217 К, а локальные коэффициенты теплоотдачи уменьшились с =5100 Вт/м2К до =4500 Вт/м2К. С целью улучшения экологических и эффективных показателей водородного дизеля допускается повышение интенсивности закрутки заряда, т.к. оно не приводит к заметному повышению локальных тепловых нагрузок на основные детали двигателя.