Сравнительный анализ процессов теплообмена в камерах сгорания традиционного и водородного дизелей

^еодаУ*

Сравнительный анализ процессов теплообмена в камерах сгорания традиционного и водородного дизелей

Р.З. Кавтарадзе, профессор МГТУ им. Н.Э. Баумана, д.т.н.,

A.А. Зеленцов, доцент МГТУ им. Н.Э. Баумана, к.т.н.,

B.М. Краснов, аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана, Е.В. Климова, аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана

Изложены результаты трехмерного моделирования процессов локального теплообмена в камерах сгорания традиционного и водородного дизелей с непосредственным впрыскиванием газообразного водорода. Проведена верификация модели на основе экспериментальных данных. Дана оценка тепловых потерь в рабочих циклах, определено долевое участие отдельных деталей камеры сгорания в теплообмене, а также проведен сравнительный анализ рабочих процессов исследуемых двигателей.

Ключевые слова: альтернативные топлива, водородный дизель, локальный теплообмен.

Одна из наиболее актуальных проблем, связанных с повсеместной эксплуатацией поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС), обусловлена все более реальной угрозой истощения природных запасов жидких углеводородных топлив. Данное обстоятельство со все более ужесточающимися экологическими требованиями находит свое отражение в постоянном росте затрат на моторное топливо, а также общей стоимости эксплуатации транспортных средств. В перспективе одним из наиболее эффективных способов решения указанных проблем может стать частичный (с сохранением возможности работы на базовом топливе), а затем и полный перевод двигателей на водород [1, 2].

Водород как моторное топливо характеризуется высокой массовой теплотой сгорания и имеет широкую сырьевую базу, что позволяет говорить о возможности полного замещения им традиционных углеводородных топлив. На сегодняшний день реализованы различные концепции использования водорода в качестве топлива для дизелей и

двигателей с принудительным воспламенением [2, 3].

Рассмотрим водородный дизель с непосредственным впрыском в цилиндр газообразного водорода, что позволяет избежать раннего самовоспламенения водорода во впускном трубопроводе. Обратные проскоки пламени во впускной трубопровод недопустимы, поскольку они приводят к существенному усилению межцикловой нестабильности работы двигателя, что повышает жесткость его работы, а также вызывает значительный рост тепловых и механических нагрузок на детали цилиндропоршневой группы.

Очевидно, что конвертирование двигателя изменяет условия протекания теплообмена на поверхностях деталей, образующих камеру сгорания. При переводе дизеля на водород меняется конструкция поршня, поскольку самовоспламенение водорода при сжатии в цилиндре двигателя требует повышения его степени сжатия в сравнении с базовым дизелем [1, 4, 5]. Таким образом, становится актуальным определение тепловых нагрузок на основные

детали камеры сгорания дизеля при его конвертации.

Целями данной работы являются моделирование и сравнительный анализ нестационарного теплообмена в водородном дизеле с непосредственным впрыском газообразного водорода и в его базовом варианте с непосредственным впрыском традиционного дизельного топлива.

Моделирование локальных и суммарных, усредненных по площади, тепловоспринимающих поверхностей, тепловых потоков в стенки камер сгорания базового и водородного дизелей проводилось с применением 3D-CRFD кода FIRE [6]. Так как теплообмен в камере сгорания не только следствие, но и часть рабочего цикла, его исследование требует предварительного детального расчета локальных термо- и газодинамических параметров рабочего процесса двигателя.

Вопросы моделирования процессов смесеобразования, сгорания и образования вредных веществ в базовом и водородном дизелях, а также верификации применяемых

Основные параметры водородного и базового дизелей

Параметры Двигатель

Дизель Водородный дизель

Ход поршня/диаметр цилиндра, мм/мм 300/240 300/240

Низшая теплота сгорания, МДж/кг 42,5 120

Угол опережения впрыскивания, °ПКВ до ВМТ 15 15

Продолжительность впрыскивания, °ПКВ 20 40

Максимальное давление впрыскивания, МПа 67 30

Степень сжатия 13,5 16,8

Степень повышения давления в компрессоре 2 1,6

Цикловая подача топлива, г/цикл 0,9 0,38

Эффективная мощность N при п=800 мин-1, кВт 100 93

математических моделей подробно изложены в работах, проведенных в МГТУ им. Н.Э. Баумана [2, 5, 7, 8]. Технические данные исследуемых дизелей, а также пример разбивки объема камеры сгорания на отдельные контрольные объемы приведены в [5]. Численное интегрирование системы фундаментальных уравнений нестационарного переноса, усредненных по методу Фавра [2], осуществлялось совместно с ^-£-моделью турбулентности и уравнениями химической кинетики [6].

Для сравнительного анализа процессов теплообмена в базовом одноцилиндровом дизеле и его конвертированном на водород варианте были обеспечены соизмеримые значения эффективных мощностей (ДМе < 10 %) в обоих двигателях, прежде всего, подбором цикловых подач водорода и дизельного топлива с учетом их низшей теплоты сгорания (таблица) [5].

Анализ процессов нестационарного теплообмена водородного и традиционного дизелей

Теплообмен в цилиндре поршневого двигателя зависит от множества факторов, среди которых основные - это локальные температуры рабочего тела и толщина

тепловых пограничных слоев на стенках камеры сгорания. Существенное значение имеет учет реального (турбулентный) характера течения в пограничном слое. В цилиндре двигателя турбулентный характер

наиболее интенсивный теплообмен со стенками протекают в основном при нахождении поршня вблизи ВМТ, когда движение рабочего тела носит струйный характер, и происходит активное перетекание рабочего тела между основным объемом камеры сгорания в поршне и надпоршневым зазором [9]. При сгорании вследствие значительного роста температур и давлений рабочего тела основная часть нагретого газа перемещается из надпоршне-вого объема в камеру в поршне, при этом горячий газ натекает на поверхность камеры и образует вихревое движение внутри нее.

Как правило, в этом случае интенсивность теплообмена (рис. 1) существенно зависит от формы выемки в поршне, а именно наличия

б™, Пт 30000 25000 20000 15000 ЮООО 5000 О

-5000

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 °ПКВ

Рис. 1. Изменения усредненных по площади поверхности камеры сгорания тепловых потоков для водородного (1) и базового (2) дизелей

ВМТ

' \ ' \

к

/ ' / 4

/ \\

—** ~ ~

течения обусловлен сложной формой камеры сгорания, существенным изменением внутреннего объема цилиндра вследствие движения поршня к верхней мертвой точке (ВМТ) при сжатии и от верхней мертвой точки при расширении, а также процессами образования локальных очагов сгорания и горением топливовоздуш-ной смеси. Сгорание, тепловыделение и

скругления в месте сопряжения камеры в поршне с плоской поверхностью огневого днища, а также от формы вытеснителя. С этой точки зрения камера типа Гессельмана

шШШшШ

: I

¡л

т

и 1н

! §сша

'-V'' . '..   'У.'/'1.''

о.сэао1£

¡ПГ

б

о.огь

Рис. 3. Поля скоростей (м/с) в цилиндре водородного (а) и базового (б) дизелей в такте расширения при положении поршня,

соответствующем ф = 385 °ПКВ

обеспечивает достаточно благоприятные условия работы.

Несмотря на то, что в водородном дизеле нарастание скорости тепловыделения dQx/dф происходит быстрее, чем в его дизельном прототипе (рис. 2) [5], однако по нарастанию скорости теплоотдачи dQw/dф такой большой разницы нет, что объясняется тепловой инерцией материала стенки камеры сгорания.

По этой же причине максимальная теплоотдача в обоих двигателях достигается примерно при ф = 370 °ПКВ. Для серийного дизеля она достигает примерно 24 тыс. кВт, а для водородного аналога - 32,7 тыс. кВт. В целом (см. рис. 1) тепловой поток, переданный на поверхность камеры сгорания (КС), в водородном дизеле больше, чем в базовом. Для объяснения этого факта были проанализированы изменения усредненных по объему цилиндра температур рабочего тела. Заметим, что их значения в течение всего цикла в водородном дизеле оказываются сравнимы с аналогичными значениями параметров в базовом двигателе. Исключение представляет только промежуток времени, в течение которого усредненные по объему камеры сгорания температуры максимальны, что соответствует примерно 368...377 °ПКВ.

Скорость распространения фронта пламени при сгорании водорода в несколько раз больше, чем при

сгорании дизельного топлива. Скорость перемещения рабочего тела в цилиндре, особенно в процессе сгорания, больше также в водородном дизеле. При этом в основном происходит перетекание потока из надпоршнево-го объема в камеру, расположенную в поршне, и максимальные локальные скорости приходятся на зону кромки поршня (рис. 3а,б), достигая 8,3 м/с для базового и 12,7 м/с для водородного дизеля. Превышение скоростей потока в водородном двигателе в 1,5 раза по сравнению с серийным аналогом должно интенсифицировать конвективный теплообмен в камере сгорания водородного дизеля. При этом интенсификация должна быть заметнее при нахождении поршня в области верхней мертвой точки, то есть в процессе сгорания, что и подтверждается графиками (см. рис. 1).

В камере сгорания водородного дизеля отсутствуют твердые части-

цы сажи, играющие существенную роль в теплообмене и являющиеся основными генераторами теплового излучения. В этом случае лучистый тепловой поток в КС практически отсутствует, если не считать излучения продукта сгорания (водяной пар), которое, как и излучение других газов, - селективное, и его доля в результирующем тепловом потоке незначительна [9]. При сгорании гетерогенной смеси дизельного топлива и воздуха, происходящем в базовом дизеле, доля теплового излучения в результирующем тепловом потоке существенна [7, 9, 10].

Сравнительный анализ тепловых нагрузок на отдельные детали камеры сгорания водородного и традиционного дизелей

Характер теплоотдачи от рабочего тела в отдельные детали двигателя в камерах сгорания водородного

а,, вт

14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0

-2000

вмт Л

\ ,1

1 ! 1

/ 12

/ /

# / Ч V

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 <р, °ГИСВ

Рис. 4. Изменения усредненных по площади поверхности крышки цилиндра тепловых потоков в водородном (1) и базовом (2) дизелях

а

и базового дизелей несколько отличается от результатов, приведенных на рис. 1, тем не менее крышка цилиндра водородного дизеля термически также более загружена, чем крышка цилиндра базового дизеля

препятствуют теплообмену между рабочим телом и поверхностью крышки цилиндра, а высокотемпературные очаги сгорания оказываются сосредоточенны в зоне распространения факела и находятся

16000 14000 12000 10000 8000 6000 4000 2000 0

-2000

1

Л

*

\\ 2

/ А/

/ ! \\

/ У V

— — —

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 ф, °ПКВ

Рис. 6. Изменения усредненных по площади поверхности огневого днища поршня тепловых потоков в водородном (1) и базовом (2) дизелях

(рис. 4). Первая причина этого заключается в том, что интенсификация конвективного теплообмена, связанная с локальной скоростью в пристеночных зонах, существеннее в водородном дизеле (см. рис. 3). Кроме того, из-за быстрого сгорания водорода высокотемпературные газы (пламя) еще в области верхней мертвой точки охватывают практически весь объем камеры и оказывают тепловую нагрузку на поверхность крышки цилиндра (рис. 5а).

В камере базового дизеля к этому же моменту времени между горящей смесью дизельного топлива с воздухом и поверхностями поршня, а также крышки цилиндра еще остаются несгоревшие газы, значительная часть которых - воздух. Они

относительно далеко от поверхности крышки (рис. 56). В результате получаем картину, представленную на рис. 4.

Анализируя процессы теплоотдачи от рабочего тела на огневом днище поршня (рис. 6) можно сделать

вывод, что в камерах сгорания обоих двигателей тепловые потоки в стенки не имеют существенных отличий, за исключением небольшого интервала в области ф=355 °ПКВ. Увеличение отдачи теплоты при горении водорода в этом интервале значений углов можно объяснить всплеском тепловыделения на этом участке диаграммы (см. рис. 2).

Теплоотдача на поверхности гильзы цилиндра (рис. 7) по своей динамике отличается от процессов теплоотдачи на крышке цилиндра (см. рис. 4) и на поршне (см. рис. 6). Действительно, в области верхней мертвой точки количество теплоты, переданной на поверхность гильзы, явно уменьшается (см. рис. 7), тогда как на другие детали в этой же области переданное количество теплоты растет. Это вызвано уменьшением площади теплообмена между рабочим телом и гильзой при приближении поршня к верхней мертвой точке, что приводит к снижению тепловых потерь.

а,- Вт 2000 1500 1000 500

-500

В! АТ

/ /

К /

ч / ч /

_. в* • - - — / /

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 Ф, °ПКВ

Рис. 7. Изменения усредненных по площади поверхности гильзы тепловых потоков в водородном (1) и базовом (2) дизелях

Коэффициент теплоотдачи, Вт/

1000 800 600

200

вмт \ \ \ \

\ у"' \

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 <р7 °ПКВ

Рис. 8. Изменения усредненных по поверхности гильзы коэффициентов теплоотдачи для водородного (1) и базового (2) дизелей

Как видно (см. рис. 7), в области верхней мертвой точки значения теплоотдачи водородного и серийного дизелей максимально приближены друг к другу. Следует подчеркнуть, что в этой области более высокими скоростями тепловыделения (см. рис. 2) и соответственно более интенсивной конвекцией отличается водородный дизель, а температуры рабочего тела при горении дизельного топлива выше, чем при горении водорода. Эти противоположно действующие факторы приводят к выравниванию количеств переданной гильзе теплоты в этой области (см. рис. 7), что подтверждается графиками изменения коэффициентов теплоотдачи, определяющих интенсивность теплового взаимодействия омывающей среды

(газ) с поверхностью тела (рис. 8). Коэффициент теплоотдачи базового дизеля достигает максимума при Ф = 362° и приблизительно на 3-4° опережает достижение максимума коэффициентом теплоотдачи при работе на водороде.

Коэффициент теплоотдачи на поверхности крышки цилиндра для базового дизеля выше, чем для водородного (рис. 9). Однако количество теплоты, переданной крышке за единицу времени, выше в водородном дизеле (см. рис. 4). Это обусловлено тем, что температуры газа в пристеночных областях поверхности крышки в водородном дизеле выше, чем аналогичные температуры в базовом дизеле. Температурные поля (см. рис. 5) подтверждают этот факт.

Рис. 9. Изменения усредненных по поверхности крышки цилиндра коэффициентов теплоотдачи для водородного (1) и базового (2) дизелей

При почти одинаковых значениях отданной поршню теплоты в исследуемых двигателях (см. рис. 6) коэффициент теплоотдачи в водородном двигателе становится меньше (рис. 10), что можно, как в предыдущем случае, объяснить повышением температуры газа в пристеночных областях поверхности поршня в случае горения водорода по сравнению с базовым дизелем (см. рис. 5).

Анализ величин среднего коэффициента теплоотдачи показывает, что процессы нестационарного теплообмена в камерах сгорания обоих двигателей протекают схожим образом. В целом тепловые потоки в камере сгорания базового дизеля (см. рис. 1) меньше, чем в камере сгорания водородного, несмотря на то, что первый обладает более высокой (на 7 кВт) мощностью по сравнению со вторым (см. таблицу).

Таким образом, проведенные исследования показали рост тепловых нагрузок на детали камеры сгорания дизеля при его работе на водороде. Особенно тепловые потоки растут на поверхностях крышки и гильзы цилиндра, что свидетельствует о необходимости интенсифицировать теплоотвод от этих деталей для сохранения ресурса их работы. При этом на поршне тепловые нагрузки практически не меняются, что позволяет сделать вывод об отсутствии необходимости внесения каких-либо дополнительных изменений в его конструкцию, помимо уменьшения объема камеры в поршне с сохранением ее формы.

Проведенные исследования позволяют заключить, что конвертация серийных дизелей в дизели с впрыскиванием газообразного водорода в камеру сгорания приводит к существенному изменению условий теплообмена на теплонапряженных

же время в дизеле воспламенение и сгорание дизельного топлива сосредоточены в области наружной поверхности (воспламенение) и конуса (сгорание) топливных факелов.

Такой характер воспламенения и сгорания в водородном дизеле приводит к росту тепловых нагрузок на детали камеры сгорания. Наиболее значительный рост отмечается на поверхностях крышки и гильзы цилиндра, что свидетельствует о необходимости интенсифицировать теплоотвод от этих деталей для сохранения ресурса их работы. В то же время тепловые нагрузки, усредненные по поверхности огневого днища поршня, практически не меняются.

Работа выполнена при финансовой поддержке РФФИ (грант № 12-08-00702а).

Литература

1. Кавтарадзе З.Р., Кавтарадзе Р.З. Перспективы применения поршневых двигателей на альтернативных моторных топливах // Транспорт на альтернативном топливе, часть 1: 2009. - № 6 (12). - С. 59-65; часть 2: 2010.

- № 1 (13). - С. 74-80.

2. Кавтарадзе Р.З. Теплофизические процессы в дизелях, конвертированных на природный газ и водород. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011. - 238 с.

3. Rottengruber H., Wiebicke U., Woschni G., Zeilinger K. Wasserstoff-Dieselmotor mit Direkteinspritzung, hoher Leistungsdichte und geringer Abgasemission. Teil 3: Versuche und Berechnungen am Motor. MTZ, N2. - 2000.

- S.122-128.

4. Кавтарадзе Р.З. Рабочие процессы водородного дизеля и улучшение его экологических показателей // Транспорт на альтернативном топливе. - 2012. - № 2 (26).

- С. 61-64.

5. Кавтарадзе Р.З., Зеленцов А.А., Краснов В.М., Климова Е.В. Исследование локального образования оксидов азота в водородном дизеле // Транспорт на альтернативном топливе. - 2013. - № 2 ( 32). - С. 34-40.

6. FIRE. Users Manual. Version 2010. AVL List GmbH

Коэффициент теплоотдачи, Вт/(М?К) 2500

2000

1500

1000

500

BMT

12 j 4\

\ \

\ -V\

245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410

°ПКВ

Рис. 10. Изменения усредненных по поверхности огневого днища поршня коэффициентов теплоотдачи для водородного (1) и базового (2) дизелей

поверхностях камеры сгорания таких двигателей, поскольку при этом меняются как физико-химические характеристики топлива, так и геометрические параметры самой камеры сгорания.

Значительные отличия в полях скоростей и температур рабочего тела за цикл в базовом и водородном дизелях на сходных режимах

работы приводят к существенной разнице и в величинах локальных тепловых потоков на поверхностях камеры сгорания. Подача водорода в газообразном состоянии ускоряет смесеобразование, что в совокупности с большей скоростью распространения фронта пламени приводит к быстрому охвату им всего объема камеры сгорания. В то

Graz, Austria, 2010. (License Agreement for Use of the Simulation Software AVL FIRE between Moscow State Technical Univ. n.a. N.E. Bauman and AVL List GmbH, 2011).

7. Kavtaradze R.Z., Onishchenko D.O., Zelentsov A.A., Sergeev S.S. The influence of rotational charge motion intensity on nitric oxide formation in gas-engine cylinder // International Journal of Heat and Mass Transfer 52.

- 2009. - P. 4308-4316.

8. Кавтарадзе Р.З., Зеленцов А.А., Онищенко О.Д., Финкельберг Л.А., Костюченков А.Н. Моделирование процессов переноса, сгорания и образования оксидов азота в авиационном поршневом двигателе с дублированной системой зажигания // Известия РАН. Энергетика. - 2012. - № 6. - С. 135-152.

9. Кавтарадзе Р.З. Локальный теплообмен в поршневых двигателях (второе издание). - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. - 472 с.

10. Natriashvili T.,Glonti M., Kavtaradze R., Kavtaradze Z., Zelentsov A. Solutions of Some Problems of Improvement of Ecological Characteristics of the Diesel Engine Converted in the Gas Engine // Problems of Mechanics.

- 2010. - N 1 (38). - Р. 13-28.