WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 |

В результате экспериментальных исследований были определены эффективные и экологические показатели дизеля, конвертированного на природный газ на различных режимах работы. Полученные результаты были использованы, как уже было указано (рис. 1), для верификации математической модели.

Четвёртая глава посвящена анализу влияния конструктивных и регулировочных параметров на эффективные и экологические показатели быстроход-

ного дизеля, конвертированного на природный газ. При численном моделировании рабочего процесса газового двигателя с искровым зажиганием были проанализированы 4 различные формы камер сгорания, приведенные на рис. 3.

Деление расчетной области (камеры сгорания) по контрольным объемам осуществляется с помощью специальной программы Mesh Generator, входящей в программный комплекс FIRE. Контрольная сетка состоит на 80% из ячеек в гексагональной и на 20% из ячеек в тетраэдальной форме. Количество ячеек для всех исследуемых камер примерно одинаково и составляет 80 000. Время разбивки камер сгорания по контрольным объемам занимает около 5 минут. Численные эксперименты, как и стендовые испытания, в основном проводились для двух режимов работы двигателя (табл. 1).

Таблица 1

Исходные данные

Параметр

Режим номинальной мощности

Режим частичной нагрузки

Частота вращения

n=2240 мин-1

n=1550 мин-1

Мощность

Ne = 176 кВт

Ne = 156 кВт

Давление на впуске

Ра=1,446 бар

Ра=1,453 бар

Угол опережения зажигания

=23,7 град до ВМТ

=20,6 град до ВМТ

Угол открытия дросселя

48,4 %

79,4 %

Коэффициент избытка воздуха

В=1,29

В=1,5

На рис. 4 приведены графики изменения осредненных по объему температур в цилиндре двигателя по углу поворота коленчатого вала для различных форм КС газового двигателя. Если рассматривать количественные показатели, то видно что максимальная осредненная температура в цилиндре с – образной КС примерно равна 2570К при = 371о, немного меньше температура в цилиндре со смещенной КС, 2525К при = 375о УПКВ. Далее по убыванию значения максимальной температуры идет двигатель с симметричной КС, где Тmax = 2454К при = 380о, и наименьшую максимальную осредненную температуру имеет двигатель с конической КС, 2373К = 386о.

Заметим, что форма камеры сгорания оказывает заметное влияние на величину локальной температуры рабочего тела, например, в зоне свечи (рис. 5) ее значение меняется от ~26950К (симметричная камера) до ~29000К ( - образная камера). Кроме того, максимум локальной температуры в зоне свечи раньше остальных (при = 3670) достигается в -образной камере в результате быстрого сгорания.

В этом отношении смещенная камера отстает на 20, а симметричная – на целых 110. Максимальные мгновенные значения нестационарной температуры в зоне кромки камеры следующие: Т=368 = 24900К – для - образной, Т=373 = 24810К – для смещенной и Т=380 = 23810К – для симметричной камеры сгорания.

На рис. 6 приведены результаты расчета локальных образований [NOx]. Хорошо видно, что -образная форма камеры в поршне, по сравнению с другими камерами сгорания, больше способствует образованию оксидов азота. Очевидно, что здесь определяющую роль играет высокий уровень турбулентности, обусловленный конструкцией камеры, и как результат интенсивное тепловыделение за относительно короткий промежуток временны, приводящее повышению локальных температур в зонах горения.

Существенную роль в формировании как интегральных, так и локальных параметров рабочего процесса газового двигателя играет угол опережения зажигания. Было проведено численное моделирование рабочего процесса при различных углах опережения зажигания для варианта с – образной КС. Исследованы рабочие процессы с восемью (-5о, -10о, -13о, -15о, -21о, -25о, -30о, -35о до ВМТ) на режиме частичной нагрузки.

Результаты исследования показали (рис. 7), что количество образованных NOx уменьшается примерно на 28% с приближением угла начала зажигания к ВМТ, и количество NOx, образовавшихся при = -5о, составляет лишь 3,6% от количества оксидов азота, выделившихся при = -35о

Проведено численное моделирование рабочего процесса при различной интенсивности вихревого движения газовоздушной смеси (рис.8). Исследованы рабочие процессы с тремя вихревыми числами (Dn = 0, Dn = 1, Dn = 2) с симметричной КС на режиме частичной нагрузки.

Хорошо видно, что уже через 56о после начала сгорания, область, образовавшихся NOx для варианта с вихревым числом 2, почти в 5 раз больше чем для остальных исследуемых случаев (рис.8). В зависимости от вихревого числа, максимальное давление в цилиндре (рис. 9) может изменяться до 20%, а сдвиг по времени достигать 7о угла поворота коленчатого вала, что заметно отражается на мощности двигателя.

Таким образом, конструктивные (форма камеры сгорания, а также впускного канала, генерирующего вихревое движение в цилиндре) и регулировочные (угол опережения зажигания) оказывают существенное влияние на образование оксидов азота в дизелях, конвертированных на природный газ. При удачном сочетании исследуемых факторов можно существенно улучшить экологические и эффективные показатели газовых двигателей.

Основные выводы

  1. При переводе серийных дизелей на природный газ наиболее целесообразным является конвертирование в двигатель с искровым зажиганием. При этом особое внимание следует уделить проектированию камеры сгорания, интенсивности вихревого движения заряда в цилиндре и углу опережения зажигания. Подтверждено, что в цилиндре между уровнем турбулентности и скорости распространения фронта пламени существует прямая связь, что приводит к тому, что характеристики тепловыделения существенно меняются в зависимости от формы КС. Из исследуемых форм КС наибольшей турбулентностью обладает – образная КС, а наименьшей – коническая КС. К преимуществам газового двигателя, следует отнести относительно простой процесс конвертации, что делает его экономически целесообразным. С точки зрения топливной экономичности при конвертировании дизеля КамАЗ-740.13 – 240 на природный газ, следует придерживаться концепции газового двигателя, работающего на обедненных смесях ( 1,3). Более низкая стоимость природного газа и его большие запасы по сравнению с жидкими углеводородными топливами делают газовый двигатель предпочтительным в сравнении с дизельным.
  2. В целях проведения экспериментальных исследований был модифицирован испытательный стенд, в частности, на стенд был установлен газовый двигатель с искровым зажиганием КамАЗ-740.13.Г-260, представляющий собой конвертированный на природный газ серийный дизель КамАЗ-740.13 –240. Двигатель был оснащен пьезокварцевым датчиком нестационарного давления фирмы AVL и периферийным оборудованием для индицирования двигателя. Опытный двигатель был оснащен экспериментальной камерой сгорания симметричной формы. Результаты экспериментальных исследований показали, что в газовом двигателе при работе на обедненных метановоздушных смесях, можно получить мощность и крутящий момент лишь на 8% уступающие аналогичным параметрам базового двигателя, работающем на дизельном топливе.
  3. Измерения показали, что по выбросам токсичных веществ HC, CO, NOx газовый двигатель, при работе на режимах номинальной мощности и максимального крутящего момента, а также на режиме холостого хода, удовлетворяет нормам ЕВРО-II. Уровень шума газового двигателя по предварительным оценкам значительно меньше, чем у базового дизеля, вследствие более мягкого протекания процесса сгорания, что подтверждается диаграммами = f(), полученными в результате обработки экспериментальных индикаторных диаграмм. Установлено, что эти показатели можно существенно улучшить при оптимальном сочетании конструктивных и регулировочных факторов.
  4. На основе фундаментальных уравнений трехмерного нестационарного переноса количества движения (Навье - Стокса), энергии, концентрации и массы разработана математическая модель рабочего процесса в поршневом двигателе с учетом химической кинетики. Основная система уравнений, записанная в форме Рейнольдса, замыкается с помощью стандартной k- модели турбулентности. Реализация математической модели осуществляется с применением программного комплекса FIRE, ориентированного на решении задач поршневых двигателей. В результате проведенного анализа известных моделей сгорания было установлено, что наиболее приемлемым для расчета турбулентного сгорания в поршневых двигателях является модель Магнуссена- Хьертагера, которая не требует задания турбулентных флуктуаций реагентов, а их влияние в неявном виде учитывает введением в модели эмпирических коэффициентов. Определены значения этих коэффициентов, обеспечивающие хорошее соответствие экспериментальных и расчетных значений изменений давления и скорости тепловыделения в цилиндре газового двигателя с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием.
  5. Верификация модели сгорания с использованием экспериментальных индикаторных диаграмм, полученных автором в результате стендовых испытаний дизеля КамАЗ-740.13.Г-260, конвертированного на природный газ, подтверждает достоверность полученных расчетных данных и указывает на целесообразность применения верификациированной модели для исследования влияния регулировочных и конструктивных факторов на турбулентное сгорание и образование вредных компонентов в цилиндре исследуемого двигателя.
  6. С точки зрения эффективных показателей двигателя, наилучшим вариантом из исследуемых КС является - образная, т.к. она обеспечивает наибольшее значение Pz и обладает максимальным, среди других камер, значением скорости тепловыделения, максимум которого к тому же расположен ближе к ВМТ, чем в случае остальных КС. Однако, с точки зрения экологических показателей и уровня тепловых нагрузок на основные детали, -образная КС уступает другим исследуемым вариантам КС. Коническая КС по сравнению с другими характеризуется преимуществами: низкая концентрация оксидов азота (в среднем в 4,5 раза меньше, чем для - образной КС); низкий уровень скорости нарастания давления, меньший уровень шума и механических нагрузок, что является следствием мягкого протекания процесса сгорания. Оптимальным вариантом из исследуемых форм камер является симметричная КС, обладающая хорошими экологическими характеристиками при приемлемых эффективных показателях.
  7. Угол опережения зажигания оказывает существенное влияние на эффективные и экологические показатели двигателя. Лучшие эффективные показатели двигатель с – образной КС имеет при работе с углом опережения зажигания = -25о и -21о, т.к. обладают высокими Pz и максимальными значениями скорости тепловыделения. Для вариантов с = -35о и -30о, обладающими максимальными значениями Pz, пик тепловыделения достигается слишком рано и не превышает максимальные скорости тепловыделения для других исследуемых УОЗ. Что касается образования оксидов азота, то работа двигателя при = -25о и -21о дает хоть и не минимальные, но приемлемые значения [NOx]. А при = -35о образуется максимальное количество NOx. Оценка скорости нарастания давления показывает, что наиболее выгодно использовать поздние = -5о, -10о. При которых, значения значительно меньше остальных случаев. Таким образом можно заключить, что оптимальными значениями являются = -25о и -21о.
  8. Анализ влияния вихревого числа на рабочий процесс двигателя показал, что увеличение интенсивности вихревого движения Dn приводит к увеличению максимальных значений давления и температуры в цилиндре. Так, при работе с вихревым числом 2, Pz выше остальных исследуемых случаев на 20%. Однако, количество образовавшихся NOx в данном случае также является максимальным и превосходит остальные варианты примерно в 2 раза. Следовательно, можно сделать вывод, что для получения хороших эффективных показателей двигателя, следует использовать систему с максимальной интенсивностью вихревого движения топливовоздушной смеси. И наоборот, для получения хороших экологических показателей, целесообразно использовать систему, приводящую к меньшей закрутке потока.
  9. В результате проведенных исследований подтверждается, что конвертирование дизеля КамАЗ -740.13 -240 на природный газ целесообразно, как с экономической, так и с экологической точки зрения. Для газового двигателя рекомендуется УОЗ = 26о до ВМТ для режима номинальной мощности и = 21о до ВМТ для режима максимального крутящего момента; вихревое число Dn = 1 для обоих режимов, и симметричная (цилиндрическая) форма камеры сгорания.

Условные обозначения

Стоп, CPr - эмпирические коэффициенты, -

Gi – поток массы, -

R - масштаб времени турбулентности для реакции, -

-время, с

Gk – источник турбулентности;

C – физическая константа;

С1, С2 – эмпирические константы;

D-диаметр цилиндра, м

Dn – вихревое число, -

Е- энергия активации, кДж/кмоль

h-удельная энтальпия, Дж/кг

m-масса, кг

n-частота вращения коленчатого вала, мин-1

Ne- эффективная мощность двигателя, кВт

Mk – крутящий момент двигателя, Нм

NOx-концентрация оксидов азота, гр/цикл

Pz – максимальное давление в цилиндре двигателя, бар

p- давление, бар

q- плотность теплового потока, Вт/м2

Q-количество теплоты, Дж

R- газовая постоянная, Дж/(кг.К)

ij – тензор напряжений, -

t-температура, 0С

Т-температура, К

U-внутренняя энергия, Дж

u-удельная внутренняя энергия, Дж/кг

- продольная составляющая скорости, м/с

V-объем, м3

x-доля выгоревшего топлива, -

z-число сопловых отверстии форсунки, -

В-коэффициент избытка воздуха, -

-степень сжатия двигателя; - скорость диссипации

энергии турбулентности, м2/с2;

Pages:     | 1 || 3 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»