УЛУЧШЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЁМ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССАИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПЕРСПЕКТИВНОГО МЕТОДА УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОТЫ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.02, кандидат наук Панкратов Сергей Александрович

• Панкратов Сергей Александрович
• кандидат наук
• 2017

Оглавление диссертации кандидат наук Панкратов Сергей Александрович

ИНДЕКСОВ

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИХ РАБОТ, ПОСВЯЩЕННЫХ МОДЕЛИРОВАНИЮ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА

ДИЗЕЛЯ

1.1. Классификация математических моделей рабочего процесса

1.2. Нормирование выбросов вредных веществ с отработавшими газами дизелей

1.3. Методы снижения концентрации вредных веществ в отработавших

газах дизелей

1.4. Образование оксидов азота

1.5. Утилизация теплоты отработавших газов

1.5.1. Методы утилизации теплоты отработавших газов

1.5.2. Прямое преобразование тепловой энергии в электрическую с помощью термоэлектрического генератора

1.6. Выводы по главе

ГЛАВА 2. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ И

ТЕРМОЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ГЕНЕРАТОРА

2.1. Обобщенная система уравнений переноса

2.2. Моделирование турбулентности

2.2.1. Подходы к моделированию турбулентных течений

2.2.2. Модель турбулентности к-е

2.2.3. Модель турбулентности к-^-/

2.3. Пристеночные функции и модели теплообмена в пограничном слое

2.3.1. Особенности течения в пристеночном слое

2.3.2. Гибридные пристеночные функции

2.3.3. Стандартная модель теплообмена

2.4. Моделирование сгорания

2.4.1. Модель сгорания Магнуссена-Хартагера

2.4.2. Трёхзонная расширенная модель когерентного пламени

2.5. Численное интегрирование уравнений переноса

2.6. Виды расчётных сеток для моделирования рабочего процесса дизеля

2.6.1. Моделирование процессов сжатия и сгорания для сектора

цилиндра

2.6.2. Моделирование процессов сжатия и сгорания для целого

цилиндра

2.6.3. Моделирование процессов впуска, сжатия и сгорания

2.6.4. Моделирование процессов впуска, сжатия, сгорания и выпуска

2.7. Моделирование впрыскивания топлива

2.7.1. Основные уравнения динамики капель топлива

2.7.2. Математическая модель распада капель топлива

2.7.3. Математическая модель нагрева и испарения капель топлива

2.8. Выбор модели турбулентности

2.9. Выбор алгоритма коррекции давления

2.10. Выбор модели сгорания

2.11. Выводы по главе

ГЛАВА 3. РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИСЛЕДОВАНИЕ

РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ

3.1. Экспериментальное исследование рабочего процесса

среднеоборотного дизеля 1ЧН26,5/31 (ЭД500)

3.1.1. Описание экспериментальной установки дизеля 1ЧН26,5/31

(ЭД500)

3.1.2. Результаты испытаний двигателя 1ЧН26,5/31

3.2. Определение исходных данных для трехмерного моделирования

3.3. Исходные данные для моделирования впрыскивания топлива

3.3.1. Верификация математической модели распространения струи топлива

3.3.2. Расчёт характеристики впрыскивания

3.3.1. Моделирование рабочего процесса с использованием различных

настроек модели испарения капель топлива

3.4. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31

3.4.1. Верификация математической модели продувки впускного канала

3.4.2. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31 на режиме номинальной мощности

3.4.3. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31 на различных режимах

по нагрузочной характеристике

3.4.4. Влияние температуры воздуха на впуске на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

3.4.5. Влияние давления на входе во впускной канал на вихревое число

и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

3.4.6. Влияние частоты вращения коленчатого вала на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

3.4.7. Влияние одновременного изменения частоты вращения коленчатого вала и давления на впуске на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

3.5. Моделирование процессов сжатия и сгорания дизеля ЧН26,5/31

3.6. Снижение выбросов оксидов азота с отработавшими газами дизеля

3.6.1. Влияние вихревого числа на параметры дизеля

3.6.2. Выбор числа сопловых отверстий распылителя

3.6.3. Выбор размеров камеры сгорания

3.7 Выводы по главе

ГЛАВА 4. ИССЛЕДОВАНИЕ ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕРМОЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ГЕНЕРАТОРА ДЛЯ ПОВЫШЕНИЯ

ЭФФЕКТИВНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ

4.1. Термоэлектрический генератор

4.2. Моделирование течения в проточной части горячего теплообменника

4.2.1. Математическая модель обтекания облунённой поверхности

4.2.2. Моделирование течения в горячем теплообменнике

4.3. Математическая модель теплообмена в термоэлектрическом генераторе

4.4. Моделирование работы термоэлектрического генератора

4.5. Увеличение длины ТЭГ

4.6. Влияние термоэлектрического генератора на двигатель

4.6.1. Влияние сопротивление на выпуске на мощность двигателя

4.6.2. Мощность на прокачку теплоносителя

4.7. Выводы по главе

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ ПО ДИССЕРТАЦИИ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

ПЕРЕЧЕНЬ ОСНОВНЫХ УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ И ИНДЕКСОВ

Условные обозначения

[N0] - массовая концентрация оксидов азота

Ж - скорость м/с

Р - плотность кг/м3

к - кинетическая энергия турбулентности 22 м /с

п - частота вращения коленчатого вала -1 мин

Рг - максимальное давление в цилиндре бар

Р - давление бар

Ф - произвольная зависимая переменная

X - теплопроводность Вт.м-

- символ Кронекера

к - кинетическая энергия турбулентности 22 м2/с2

+ У - безразмерное расстояние от стенки

и+ - безразмерная скорость

а - коэффициент теплоотдачи, коэффициент термо-ЭДС Вт.м-

ав - коэффициент избытка воздуха

Яв - число Рейнольдса

Ыы - число Нуссельта

Рг - число Прандтля

Оп - вихревое число

Пу - коэффициент наполнения

1.Т/--1

■2.Т/--1

Индексы

1, к - текущие индексы; w - значение параметра на поверхности стенки; да - значение параметра за пограничным слоем, р1 - гладкая поверхность, т -осреднение по поверхности, тБ - осреднение по поверхности с учётом увеличения площади.

Список основных сокращений ВМТ - верхняя мёртвая точка; ДВС - двигатель внутреннего сгорания; КО - контрольный объем; КС - камера сгорания; МКО - метод контрольных объёмов; НМТ - нижняя мёртвая точка; ОГ - отработавшие газы; СОД - среднеоборотный двигатель; ТЭГ - термоэлектрический генератор; ТЭБ - термоэлектрическая батарея; УПКВ - угол поворота коленчатого вала;

CFD - Computational fluid dynamics, вычислительная гидродинамика;

ECFM-3Z - Трёхзонная расширенная модель когерентного пламени;

EGR - Exhaust gas recirculation, рециркуляция отработавших газов;

RANS - Reynolds-averaged Navier-Stokes, уравнения Навье-Стокса в форме

Рейнольдса.

Остальные обозначения и индексы пояснены в тексте диссертационной работы.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «УЛУЧШЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СРЕДНЕОБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЁМ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССАИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПЕРСПЕКТИВНОГО МЕТОДА УТИЛИЗАЦИИ ТЕПЛОТЫ ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность задачи. В настоящее время основным требованием к большинству типов поршневых двигателей является повышение эффективности и снижение токсичности отработавших газов. В тоже время, эти задачи сопряжены с необходимостью всё более возрастающего форсирования двигателей.

Основным путём достижения требуемых параметров является совершенствование рабочего процесса и эффективное использование энергии отработавших газов. Следует подчеркнуть, что в последнее время практически все ведущие производители поршневых двигателей широко развернули работы по исследованию и внедрению на практике термоэлектрических генераторов (ТЭГ), основанных на эффекте Зеебека и позволяющих преобразовать тепловую энергию отработавших газов в электрическую. Здесь, прежде всего, следует отметить разработки таких автомобильных производителей, как BMW и GM. Что касается среднеоборотных двигателей, это направление только начинает развиваться и ОАО «Коломенский завод» стал одним из первых, где вопросу создания и внедрения ТЭГ в состав комбинированного двигателя уделяется должное внимание. Необходимо заметить, бурное развитие современных технологий, в частности нанотехнологий, играет важную роль в усовершенствовании термоэлектрических батарей. Тот факт, что условия работы ТЭГ непосредственно зависят от протекания рабочего процесса, делает необходимым исследование возможности повышения эффективности работы ТЭГ при сохранении приемлемых экологических и эффективных показателей двигателя. Очевидно, что решение этой актуальной задачи лучше всего осуществить на основе современных методов трёхмерного математического моделирования сложных процессов течения, смесеобразования, сгорания и теплообмена, имеющих место в цилиндре двигателя и проточной части ТЭГ и характеризующихся высоким уровнем турбулентности.

В связи с этим целью работы является повышение эффективности и снижения токсичности комбинированной силовой установки путем усовершенствования рабочего процесса и использования перспективного метода утилизации энергии отработавших газов путем применения термоэлектрического генератора.

Научная новизна работы заключается в том, что:

- Разработана, верифицирована и реализована обобщенная ЭБ-модель теплофизических процессов, протекающих как в камере сгорания, так и в термоэлектрическом генераторе, позволяющая прогнозировать эффективные и экологические характеристики дизеля и оценить эффективность использования энергии выпускных газов.

- Исследована возможность применения ТЭГ в составе комбинированной силовой установки со среднеоборотным дизелем с целью повышения ее эффективности.

- Разработаны и реализованы алгоритм и программа расчета локального теплообмена в термоэлектрическом генераторе.

Достоверность и обоснованность научных результатов определяются:

- использованием фундаментальных законов и уравнений теплофизики, газодинамики и физической химии с соответствующими граничными условиями, современных численных методов реализации математических моделей;

- применением достоверных экспериментальных данных полученных в Научно-образовательном центре «Поршневое двигателестроение и специальная техника» МГТУ им. Н.Э. Баумана, а также в ОАО «Коломенский завод», Санкт-Петербургском политехническом университете Петра Великого, Rostock University, King's College London, Ford Motor Company Limited и Имперском колледже Лондона.

Практическая значимость состоит в том, что:

- Разработанные модели, алгоритмы и расчетно-экспериментальные методы расчета в совокупности представляют собой инструмент, позволяющие

улучшить показатели среднеоборотного дизеля путём совершенствования рабочего процесса и утилизации теплоты отработавших газов в термоэлектрическом генераторе.

- Определены значения конструктивных и регулировочных параметров среднеоборотного дизеля ЧН26,5/31(Д500), обеспечивающих улучшение его эффективных и экологических показателей, а также приемлемые условия для функционирования ТЭГ.

- Проведена расчётная оценка вихревого числа двигателя ЧН26,5/31(Д500) на различных режимах его работы по нагрузочной характеристике. Получена его зависимость от давления наддува, температуры наддувочного воздуха и частоты вращения коленчатого вала.

- Определена форма тепловоспринимающей поверхности ТЭГ, позволяющая интенсифицировать теплоотдачу от отработавших газов.

Апробация работы. Основные положения диссертации представлялись

на следующих мероприятиях:

- XIX Школа-семинар молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках» (Орехово-Зуево, 2013);

- конференция «Экологически чистый транспорт «Зеленый автомобиль» (Москва, 2014);

- 7-е Луканинские чтения. Решение энерго-экологических проблем в автотранспортном комплексе (Москва, 2015);

- XX Школа-семинар молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках» (Звенигород, 2015);

- Всероссийская конференция «XXXII Сибирский теплофизический семинар», посвящённая 80-летию со дня рождения академика В.Е. Накорякова (Новосибирск, 2015);

- 14th European Conference on Thermoelectrics (Лиссабон, 2016);

- международная научно-техническая конференция «Двигатель-2017», посвященной 110-летию специальности «Поршневые двигатели» в МГТУ им. Н.Э. Баумана (Москва, 2017);

- XXI Школа-семинар молодых ученых и специалистов под руководством академика РАН А.И. Леонтьева «Проблемы газодинамики и тепломассообмена в энергетических установках» (Санкт-Петербург, 2017).

Публикации. По результатам диссертации опубликованы 18 статей в периодических и отдельных научных изданиях: [23], [24], [29], [30], [76], [77], [78], [79], [80], [81], [82], [83], [84], [126], [127], [128], [148], [149] общим объёмом 2.8 п.л., из них 6 - в изданиях, входящих в перечень ВАК РФ: [24], [30], [78], [79], [81], [84] и 2 - в базу Scopus: [78], [83].

Автор защищает:

- Разработанные, верифицированные и реализованные модели физических процессов, протекающих в цилиндре дизеля и в ТЭГ, позволяющие прогнозировать эффективные и экологические характеристики дизеля, указать пути их улучшения, а также оценить эффективность использования энергии выпускных газов;

- Результаты исследования вихревого числа дизеля ЧН26,5/31(Д500) на различных нагрузочных режимах работы дизеля в зависимости от давления и температуры наддувочного воздуха, частоты вращения коленчатого вала;

- Результаты исследования влияния выбранных моделей турбулентности и сгорания на эффективные и экологические показатели дизеля;

- Результаты исследования влияния конструктивных и регулировочных параметров дизеля среднеоборотного дизеля на его эффективные и экологические показатели;

- Программу и результаты расчета теплообмена в проточной части ТЭГ и определения рациональной формы его тепловоспринимающей поверхности.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения (основных выводов) и приложений. Она

содержит 181 страницу машинописного текста, 97 рисунков и 34 таблицы.

Список литературы включает 154 источника, из них 85 на иностранных языках.

***

Автор выражает благодарность научному руководителю д.т.н., профессору Дмитрию Олеговичу Онищенко за плодотворное сотрудничество, постоянное внимание и поддержку при выполнении диссертационной работы.

За помощь и консультации в работе над диссертацией автор признателен д.т.н., проф. Кавтарадзе Р.З., д.т.н., проф. Грехову Л.В., к.т.н. Голосову А.С., к.т.н. Рыжову В.А., к.т.н., доц. Зеленцову А.А., к.т.н., доц. Барченко Ф.Б., к.т.н., доц. Зенкину В.А., к.т.н. Скрипнику А.А., к.т.н. Осипкову А.С., к.т.н. Пошехонову Р. А., ОАО «Коломенский завод» за предоставление результатов экспериментов.

Автор благодарен также всем сотрудникам кафедры Э2 МГТУ им. Баумана за поддержку во время его обучения в качестве студента и аспиранта.

Работа выполнена в рамках проекта КЕМБЕ157714Х0113 Министерства образования и науки РФ.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИХ РАБОТ, ПОСВЯЩЕННЫХ МОДЕЛИРОВАНИЮ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА

ДИЗЕЛЯ

1.1. Классификация математических моделей рабочего процесса

Существуют различные уровни математических моделей рабочего процесса:

1. Традиционный термодинамический метод Гринивецкого-Мазинга, основанный на простейших алгебраических уравнениях. В настоящее время используются в основном в методических целях.

2. Современные термодинамические (нульмерные) методы, основанные на обыкновенных дифференциальных уравнениях. Камера сгорания рассматривается как состоящая из одной/ двух или большего числа ячеек:

- однозонные. Камера сгорания рассматривается как открытая термодинамическая система, термодинамические параметры рабочего тела принимаются равными по объёму камеры сгорания. Для моделирования используются законы сохранения массы и энергии, а также уравнение состояния. Теплообмен задаётся помощью известных а-формул [1], например, по формуле Вошни. Тепловыделение задаётся простыми моделями сгорания, например Вибе [2], Вошни [3] или Ватсона (Watson) [4] без учёта особенностей режимных параметров и особенностей топливоподающей аппаратуры. Пример реализации однозонной модели: программа NKIU, разработанная в МГТУ им. Н.Э. Баумана [5].

- двухзонные. Камера сгорания рассматривается разделённой на две зоны: зону свежего заряда и продуктов сгорания. Закон сохранения массы и энергии и уравнение состояния рассматриваются для каждой зоны отдельно. Теплообмен и тепловыделение задаётся также как для однозонных моделей [6].

- многозонные [5]. Камера сгорания разбивается на большое количество зон. Закон сохранения массы и энергии и уравнение состояния рассматриваются для каждой зоны отдельно. Распределение топлива по отдельным зонам определяется с учетом динамики топливной струй и вихревого движения воздуха. В каждой зоне моделируются процессы испарения и сгорания топлива, а также тепловыделения. Учитываются кондуктивный, конвективный и радиационный теплообмен между отдельными зонами и участками поверхности камеры сгорания, а также массообмен между отдельными зонами. Пример реализации: программа М7М, разработанная в МГТУ им. Н.Э. Баумана [5].

Заметим, что нульмерные термодинамические модели, в которых используются двух или трехмерные модели струй топлива, называют также феноменологическими. При этом используются различные модели струй топлива, например модели Хироясу (ШгоуаБи) [7] или А. А. Скрипника [6].

Нульмерные модели отличаются высокой скоростью счёта, что особенно важно при оптимизации индикаторных параметров двигателей. Основная область применения нульмерных моделей: моделирование скоростных и нагрузочных характеристик ДВС, определение индикаторных и эффективных параметров, оптимизация некоторых конструктивных и режимных параметров двигателей; при этом определение параметров токсичности носит скорее качественный, а не количественный характер.

3. Трёхмерные. Основаны на методах вычислительной гидродинамики (СББ). Наиболее точная, но ресурсоёмкая модель. Решается система уравнений количества движения (Навье-Стокса), энергии (Фурье-Кирхгофа), диффузии (Фика) и сохранения массы (неразрывности), как правило, в форме Рейнольдса. Трёхмерные модели позволяют получить пространственное распределение параметров рабочего тела, что увеличивает точность моделирования параметров токсичности и теплообмена.

Для решения обобщённой системы уравнений используются следующие методы [8]: Метод контрольных объёмов (МКО), Метод конечных разностей

(МКР), Метод конечных элементов (МКЭ), Метод Крупных Частиц (МКЧ), Метод Распада Произвольного Разрыва (МРПР), Метод Характеристик (МХ).

Наибольшее распространение получил МКО, предложенный Патанкаром и Сполдингом [9], основанный на записи уравнений в интегральной форме для каждого контрольного объёма. Из интегральных уравнений получаются дискретные аналоги, составляющие систему линейный алгебраический уравнений, решаемую итерационным путём. На методе контрольных объёмов основано большое количество программных комплексов, в том числе созданных специально для расчёта ДВС: FIRE (AVL LIST GmbH) [10], VECTIS (Ricardo) [11], KIVA (Лос-Аламосская национальная лаборатория) [12].

В настоящее время CFD получает всё большее распространение для расчёта внутрицилиндровых процессов (в том числе, сгорания и образования вредных веществ) [13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25] и газообмена [13, 8, 26, 27, 28] в ДВС. Кроме того результаты трёхмерного моделирования можно использовать для расчёта теплового состояния деталей камеры сгорания [20, 29, 30].

1.2. Нормирование выбросов вредных веществ с отработавшими газами

дизелей

Нормируются выбросы оксидов азота (NOx), углеводородов (CH), оксидов серы (SOx), аммиака (NH3), угарного газа (CO) и твёрдых частиц (PM). В последнее время также много внимания уделяется углекислому газу (CO2) в связи с глобальным потеплением и соглашениями о климате, подписанными в том числе Россией: Киотском протоколе и Парижском соглашении 2015 года. Для снижения выбросов CO2 может применяться новые виды топлива, либо увеличение КПД.

Россия. Токсичность отработавших газов среднеоборотных дизелей в Российской Федерации регулируется ГОСТ Р 51249-99 [31]. Требования к выбросам вредных веществ приведены на Рис. 1.1. Нормы на выбросы оксидов

азота для судовых двигателей зависят от п: при п < 130 мин-1: 17 г-кВт-1-ч-1; при 130 < п < 2000мин-1: 45-п-02 г-кВт-1-ч-1; при п > 2000 мин-1: 9.8 г-кВт-1-ч-1.

no2 СО СН

Рис. 1.1. Нормы токсичности для среднеоборотных двигателей (Россия)

Нормы для тепловозных дизелей. Современные нормы токсичности для тепловозных двигателей действующие в США [32] и Европе [33] приведены на Рис. 1.2. В США также действуют нормы по дымности отработавших газов. Испытательные циклы приведены в ISO 8178(ГОСТ ISO 8178-4-2013 [34]).

НС СО КОх РМ НС+МОх

Рис. 1.2. Нормы токсичности для тепловозных двигателей (США)

Международные стандарты для судовых дизелей. Международные стандарты для судовых дизелей введены Международной морской организацией (International Maritime Organization, IMO) [35]. Действуют в зонах контролируемых выбросов (Emission Control Area, ECA) [33]:

• Балтийское море (SOx);

• Северное море (SOx);

• North American ECA, включая большую часть побережья США и Канады (NOx и SOx);

• US Caribbean ECA, включая Пуэрто-Рико и Виргинские острова (NOx и SOx).

Ограничения на выбросы NOx согласно MARPOL Annex VI приведены на Рис. 1.3 [33].

Рис. 1.3. Стандарт MARPOL Annex VI NOx (IMO Tier)

MARPOL Annex VI также регулирует содержание серы в топливе (SOx ECA 0.1% с 2015, остальные воды: 3.5% с 2012, 0.5% - с 2020).

Циклы испытаний по ISO 8178(ГОСТ ISO 8178-4-2013[34]). Нормы США для судовых дизелей. Судовые двигатели в США делятся на 3 категории по рабочему объёму цилиндра (Таблица 1).

Таблица 1.

Категории судовых двигателей в США

Категория Рабочий объём цилиндра (Уц) Базовые двигатели

Tier 1-2 Tier 3-4

1 Уц < 5 л (Ne> 37 кВт) Уц < 7 л Внедорожные

2 5 л < Уц < 30 л 7 л < Уц < 30 л Тепловозные

3 Уц > 30 л Морские

Для двигателей, мощность которых не представлена в стандартах Tier 3

или Tier 4, продолжают действовать Tier 2 или Tier 3, соответственно.

Стандарты Tier 3 и Tier 4 для дизелей морских судовых дизелей категорий 1 и 2 представлены в Таблицах 2 и 3.

Таблица 2.

Стандарт Tier 3 для дизелей морских судовых дизелей категорий 1 и 2

Мощность (Ne) Рабочий объём цилиндра (Уц) NOx+HCf PM Дата

кВт л/цилиндр г/кВт-ч г/кВт- ч

Ne < 3700 7 < Уц < 15 6.2 0.14 2013

15 < Уц < 20 7.0 0.27a 2014

20 < Уц < 25 9.8 0.27 2014

25 < Уц < 30 11.0 0.27 2014

Опционно: Tier 3 PM/NOx+HC at 0.14/7.8 g/kWh в 2012, и Tier 4 в 2015. f Стандарт Tier 3 NOx+HC не применяется для двигателей мощностью 20003700 кВт. a - 0.34 g/kWh для двигателей мощностью меньше 3300 кВт.

Таблица 3.

Стандарт Tier 4 для морских судовых дизелей категорий 1 и 2

Мощность (Ne) NOx HC PM Дата

кВт г/кВт- ч г/кВт- ч г/кВт-ч

Ne >3700 1.8 0.19 0.12a 2014

1.8 0.19 0.06 2016

2000 < Ne < 3700 1.8 0.19 0.04 2014

1400 < Ne < 2000 1.8 0.19 0.04 2016

600 < Ne < 1400 1.8 0.19 0.04 2017

a - 0.25 г/кВт- ч для двигателей рабочим объёмом 15-30 л/цилиндр. Кроме того, действуют стандарты на CO для двигателей категорий 1 и 2, для которых действует стандарты Tier 3 и Tier 4 (Таблица 4).

Таблица 4.

Стандарты на CO для двигателей категорий 1 и 2

Мощность (Ne) CO

кВт г/кВт- ч

Ne < 8 8.0

8 < Ne < 19 кВт, 6.6

19 < Ne < 37 5.5

Ne > 37 5.0

Испытательные циклы для судовых и тепловозных дизелей регулируются ISO 8178(ГОСТ ISO 8178-4-2013[34]).

Нормы для внедорожных дизелей. США. Кроме судовых, тепловозных, двигателей для подземного горнодобывающего оборудования (регулируется MSHA) и Hobby engines (для рабочего объёма ниже 50 см ).

Стандарт Tier 4 для двигателей мощностью более 560 кВт, г/кВт- ч приведён на Рис. 1.4.

■ 2011 (Бег 4 А) Двигатели генераторов > 900 кВт

■ 2012 (Бег 4 А) Остальные двигатели > 900 кВт

2015 (Бег 4 В) Двигатели генераторов | 2016 (Бег 4 В) Остальные двигатели

41 ■

I г I I

СО NMHC NOx РМ

Рис. 1.4. Стандарт Tier 4 для двигателей более 560 кВт, г/кВт- ч

Для дымности сохраняются стандарты Tier 2-3. Освобождаются от норм дымности двигатели сертифицированы на нормы PM не выше 0,07 г/кВтч (поскольку эти двигатели изначально характеризуются низкой дымностью).

Применяются станционарные циклы по ISO 8178 (ГОСТ ISO 8178-4-2013[34]).

Стандарты для судовых дизелей. Европа. Стандарт Stage III A для судовых дизелей, предназначенных для внутренних вод, приведены в Таблице 5. Для этих двигателей не существует стандартов Stage III B и Stage W [33]. Планируемый к введению начиная с 2019 года стандарт Stage У (для маршевых двигателей мощностью от 37 кВт и вспомогательных от 560 кВт) приведён в Таблице 6.

Испытательные циклы приведены в ISO 8178 (ГОСТ ISO 8178-4-2013[34]).

Таблица 5.

Стандарт Stage III A для судовых дизелей, предназначенных для внутренних

вод.

Категория Рабочий объём цилиндра (Vu) Дата CO HC+NOx PM

л г/кВт- ч

V1: 1 Vu < 0.9, Ne > 37 кВт 5.0 7.5 0.40

V1:2 0.9 < Vu < 1.2 2007 5.0 7.2 0.30

V1:3 1.2 < Vu < 2.5 5.0 7.2 0.20

V1:4 2.5 < Vц < 5 5.0 7.2 0.20

V2:1 5 < Vц < 15 5.0 7.8 0.27

V2:2 15 < Vц < 20, Ne < 3300 кВт 2009 5.0 8.7 0.50

V2:3 15 < Vu < 20, Ne > 3300 кВт 5.0 9.8 0.50

V2:4 20 < Vu < 25 5.0 9.8 0.50

V2:5 25 < Vu < 30 5.0 11.0 0.50

Таблица 6.

Планируемый к введению стандарт Stage V для судовых дизелей, предназначенных для внутренних вод.

Категория Мощность Дата CO HCa NOx PM PN

кВт г/ кВт-ч 1/ кВт-ч

Маршевые двигатели — категория IWP

IWP-v/c-1 37 < Ne < 75 2019 5.00 4.70b 0.30b -

IWP-v/c-2 75 < Ne < 130 2019 5.00 5.40b 0.14 -

IWP-v/c-3 130 < Ne < 300 2019 3.50 1.00 2.10 0.11 -

IWP-v/c-4 300 < Ne < 1000 2020 3.50 0.19 1.20 0.02 1x1012

IWP-v/c-5 Ne >1000 2021 3.50 0.19 0.40 0.01 1x1012

Таблица 6 (продолжение). Планируемый к введению стандарт Stage V для судовых дизелей, предназначенных для внутренних вод.

Вспомогательные двигатели — категория IWA

IWA-v/c-1 560 < P < 1000 2020 3.50 0.19 1.20 0.02 1x1012

IWA-v/c-2 P > 1000 2021 3.50 0.19 0.40 0.01 1x1012

a A = 6.00 для газовых двигателей. HC + NOx

1.3. Методы снижения концентрации вредных веществ в отработавших

газах дизелей

Оптимизация конструктивных и режимных параметров.

Оптимизация конструктивных и режимных параметров: степени сжатия, угла опережения впрыскивания топлива, фаз газораспределения, формы камеры сгорания, вихревого числа, характеристики впрыскивания и других [36]. При этом, как правило, возникает конфликт целей: снижение оксидов азота приводит увеличению расхода топлива и выбросов сажи и наоборот. Только лишь оптимизацией конструктивных и режимных параметров нельзя достигнуть современных высоких норм токсичности. Также стоит отметить, что оптимизация большинства конструктивных параметров не требует установки дополнительных агрегатов на двигатель (таких как системы постобработки, охладители отработавших газов и другие), но требует большого количества работы по расчётной и экспериментальной оптимизации; кроме того, может приводить к большим затратам при выполнении в процессе модернизации двигателя.

Перспективные рабочие процессы. Один из наиболее перспективных: Homogeneous charge compression ignition (HCCI). Представляет собой воспламенение от сжатия гомогенной смеси. За счёт большого количества очагов воспламенения и равномерного распределения коэффициента избытка

воздуха по объёму цилиндра сгорание протекает одновременно во всем объеме цилиндра по кинетическому механизму, без диффузионной стадии [25]. При этом существенно понижаются локальные температуры по сравнению с дизелем и двигателем с воспламенением от электрической искры и, соответственно, снижается концентрация оксидов азота. За счёт сгорания гомогенной смеси практически отсутствуют сажевые частицы.

Применение нетрадиционных топлив:

Нетрадиционные топлива делятся на 3 вида:

1. Смесевые топлива (нефтяные топлива с добавками спиртов, эфиров и другие);

2. Синтетические топлива (топлива, получаемые переработкой каменного угля, природного газа, попутного нефтяного газа и другие);

3. Ненефтяные топлива (природный и био- газ [36, 38], метанол, этанол, диметиловый эфир, водород [39]).

Позволяют снизить токсичность отработавших газов двигателей и выбросы парниковых газов (CO2) а также использовать местных ресурсов (более дешёвых, либо с целью энергетической независимости).

Снижение частоты вращения коленчатого вала и рабочего объёма дизеля. Снижение частоты вращения (downspeeding) позволяет повысить механический КПД и увеличить время на смесеобразование и сгорание. По данным компании FEV GmbH снижение частоты вращения на 10%, позволяет снизить удельный эффективный расход топлива на 2..3%, а выбросы твёрдых частиц на 23% при тех же мощности и [NOx] и на 5.1% и 37% соответственно при тех же среднем эффективном давлении и [NOx] [40].

Системы постобработки. Для среднеоборотных дизелей применяются SCR (Восстановительный каталитический нейтрализатор), DPF (фильтр твёрдых частиц), DOC (дизельный окислительный катализатор), скрубберы SOx [36, 41, 42].

Практически не влияют на рабочий процесс двигателя (кроме противодавления на выпуске). Однако требуют больших финансовых затрат как

на установку самих систем, так и на восстановительный агент (для SCR), особенно для среднеоборотных двигателей.

Повышение давления впрыскивания. Повышение давления впрыскивания (до 220 МПа в СОД) позволяет добиться более мелкого распыла топлива, что снижает выбросы сажи и улучшает экономичность (до определённого предела, т.к. большее давление впрыскивания требует большей мощности ТНВД). Для получения положительного результата от повышения давления впрыскивания требуется согласование параметров топливоподачи с рабочим процессом дизеля.

Снижение локальных температур рабочего тела. Так как оксиды азота образуются при больших температурах и бедной смеси и практически не распадаются во время рабочего процесса, практически все мероприятия по их снижению направлены на снижения локальных или средних температур. При этом снижение температуры приводит к уменьшению выгорания сажи и снижению экономичности; кроме того, сохранение мощности требует высокого наддува (до степени повышения давления равной 12 в двухступенчатой системе наддува [43]). К способам снижения локальных температур рабочего тела относятся: охлаждение наддувочного воздуха, цикл Миллера (Угол закрытия впускного клапана до 50 градусов УПКВ [44]), рециркуляция отработавших газов (в настоящее время доля EGR может доходить до 20% [45]), воздух, обогащенный азотом [46, 47, 48].

1.4. Образование оксидов азота

Оксиды азота (NOx) являются самыми токсичными компонентами отработавших газов двигателя [36].

Выделяют три механизма образования оксидов азота в процессе сгорания [6, 10]:

- термический, представляющий собой образование оксидов азота в зонах сгоревшего топлива при температурах выше 1800 К;

- быстрый, происходящий во фронте пламени, впервые описан Фенимором (Feminore) [49];

- топливный, представляющий собой образование оксидов азота из азота содержащегося в топливе. Для поршневых двигателей не играют роли, потому что азот практически не содержится в топливе для них. Имеет место, например, в случае сгорания «очищенного» угля, содержащего 1 % азота.

Для поршневых двигателей практически все оксиды азота (около 95%) образуются в результате термического механизма [10, 6]. При этом образуется монооксид NO (95..98%), который в атмосфере доокисляется до диоксида NO2.

Для его описания используется расширенный механизм Зельдовича [6,

10]:

O+ N2^NO+N;

N+O2^NO+O; (1.1)

N+OH^NO+H.

Первые две реакции были предложены Зельдовичем [50], последняя реакция Баулхом (Baulch) и др. [51].

На его основе в программном комплексе FIRE доступны следующие модели образования оксидов азота [10]:

- расширенный механизм Зельдовича

- Расширенный механизм Зельдовича + уравнения равновесия

- Расширенный механизм Зельдовича + быстрые NO + топливные NO

- Расширенная модель Зельдовича с константами скорости реакции Хейвуда (Heywood).

- Расширенная модель Зельдовича с константами скорости реакции Хейвуда и учётом излучения. В модели используются данные, полученные фирмой АУЬ.

- Расширенная модель Зельдовича с константами скорости реакции Хейвуда и учётом флуктуаций температуры. В модели используются данные, полученные в Институте химической физики им. Семенова

профессором Фроловым С.М. для значения температурных флуктуаций 7.5%.

Кинетическое уравнение концентрации N0:

^ = Кг)1[ы2][0] - КГ1[Ы0][Щ + Ку2[02][Щ - КГ2[Ы0][0] +

(I.2)

К1)з[Ы][0Н]-КГз[Ы0][Н].

Для решения этих уравнений требуется знать концентрации 0, Н, ОН, N и 02, которые вычисляются с помощью модели сгорания.

Константы К в (1.2) определяются с помощью уравнения Аррениуса и данных из литературы [6].

1.5. Утилизация теплоты отработавших газов

1.5.1. Методы утилизации теплоты отработавших газов

В среднеоборотном дизеле около 25-30% процентов энергии топлива уходят с отработавшими газами (45-48% - полезная работа, 13-17% - нагрев воды высокотемпературного контура, 5-7% - нагрев воды низкотемпературного контура, 2% - излучение) [52]. При этом увеличение мощности требует всё большего увеличения температуры цикла, что приводит к росту токсичности отработавших газов. Рост температуры ОГ а также всё возрастающие требования к увеличению КПД (из-за выбросов С02 и роста цен на топливо) создаёт предпосылки для утилизациии теплоты отработавших газов. Основные способы использования энергии отработавших газов среднеоборотного двигателя приведены на Рис. 1.5.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Панкратов Сергей Александрович, 2017 год

- / \

- / 7 N V

; / / 11 \

; / / / г 4,jT * N \

: р / 1 J \ dx \ ч

■/ / Л, » \ i

s л \

: pf i • •к* 1 -

■........ Al....... ......... 1 »1.1.. lliAjUll 1 1 «■■« ■..« Al 1ш

320 330 340 350 360 370 380 390 400 410 420 430 440 450 460 470 480 Pf= 10'1 кгс/см2 УПКВ. градусов

Рис. 3.3. Индикаторная диаграмма дизеля 1ЧН26,5/31 (ЭД500) на номинальном режиме. P - давление в цилиндре, Pf - давление перед форсункой, DX - скорость тепловыделения

3.2. Определение исходных данных для трехмерного моделирования

Как правило, трёхмерное моделирование проводят совместно с нульмерным или одномерным. Это позволяет получить исходные данные для трёхмерного расчёта: параметры в цилиндре в начале трёхмерного расчёта и температуры стенок камеры сгорания. Кроме того, это помогает выявить ошибки при проведении эксперимента и избежать грубых ошибок при обработке эксперимента (таких как неправильное задание характеристики впрыскивания). На Рис. 3.4, 3.5. приведены сопоставление результатов нульмерного моделирования с экспериментальными данными.

Рис. 3.4. Экспериментальные и расчётные индикаторные диаграммы на номинальном режиме

УПКВ? градусов

Рис. 3.5. Скорость тепловыделения на номинальном режиме, полученные из расчётных и экспериментальных индикаторных диаграмм

Из нульмерного расчёта получены данные для моделирования сжатия и сгорания, Таблица 13.

Таблица 13.

Данные для моделирования тактов сжатия и сгорания

Давление начала сжатия, бар 3.79

Температура начала сжатия, К 370.3

Температуры огневых поверхностей деталей, К поршень крышка цилиндра втулка 579.27 526.61 390

Коэффициент остаточных газов 0.014

3.3. Исходные данные для моделирования впрыскивания топлива

3.3.1. Верификация математической модели распространения струи

топлива

Для моделирования рабочего процесса необходимо настроить модель распространения струи топлива. В данной работе использовалась модель распада струи Wave. Константа модели С2 зависит от геометрических параметров сопловых отверстий, времени распада, поверхностного натяжения, чисел Вебера и Рейнольдса и других параметров; рекомендуемые значения 11..20. Сз рекомендуется брать равным 1. С4 управляет массой дочерних капель в окресности форсунки. Влияние на форму индикаторной диаграммы оказывает несущественное, но влияет на момент воспламенения и трехмерную картину внутри камеры сгорания. Константа С5 также оказывает влияние на массу дочерних капель.

Так как при испытаниях дизеля 1ЧН26,5/31 (ЭД500) не проводилось исследования впрыскивания в бомбу, для верификации был взят эксперимент, проводившийся в Rostock University [123]. В данном эксперименте исследовалось впрыскивание топлива в бомбу с холодным воздухом (25 °C) при

разных давлениях. Впрыскивание проводилось через игольчатую форсунку, в которой все сопловые отверстия (диаметр 0.27 мм) кроме одного были закрыты; давление в аккумуляторе составляло 1400 бар, продолжительность впрыскивание 2.7 мс; цикловая подача в публикации не указана и принята 46.25 мг.

Основные параметры расчёта приведены в Таблице 14. Контрольнообъёмная сетка представлена на Рис. 3.6, размер ячейки 0.4х0.4х1 мм, общее число ячеек 1.5 млн.

Таблица 14.

Параметры расчёта струи топлива

Давление воздуха, бар 14, 50

Шаг по времени, мс 0.01

Модель турбулентности к<-/

Модель распада струи Wave

С1 0.61

С2 11

С3 1

С4 0.1

С5 1

^мтКО^акСБ^ЗЕЕБ 5х5х5

Рис. 3.6. Контрольнообъёмная расчётная сетка

Результаты расчёта представлены на Рис. 3.7. Из рисунка видно хорошее соответствие расчёта и эксперимента. Расхождение на начальном участке, скорее всего, объясняются не полным соответствием исходных данных эксперименту. Константы модели распространения струи топлива практически не влияют на длину факела, принимаем С2 = 11.

Рис. 3.7. Экспериментальная и расчётная дальнобойность струи топлива в зависимости от времени при впрыскивании в бомбу (давление в аккумуляторе 1400 бар) Далее проводим исследование влияния коэффициента С2 на параметры дизеля. Результаты представлены на Рис. 3.8-3.9. Из рисунков видно, что константа С2 почти не влияет на эффективные показатели дизеля. В дальнейших расчётах используется значение С2 = 11.

Рис. 3.8. Индикаторные диаграммы при значениях константы C2 модели WAVE равных 11 и 20

3000

| 2500 К

о

Ъ

j-2000

"й

s 1500

5

о 5

ь-

5 1000

о о

§■ 500

о

/ ^ Эксперимент

fj V - 11 ' / \ С2 = 20 г—^ \

s7V \ ft \ Характеристика впрыска / \ \

1 п \ \

1 -.....1 1 \ ^^ ....... 1 .............

315 330 345 360 375 390 405 420 435 450 465

УПКВ. градусов

Рис. 3.9. Скорости тепловыделения при значениях константы C2 модели WAVE равных 11 и 20

3.3.2. Расчёт характеристики впрыскивания

Для моделирования сгорания важно правильно задать характеристику впрыскивания (расход через форсунку). Как правило, в экспериментах измеряется давление топлива перед форсункой в зависимости от УПКВ, которое нужно перевести в расход. В данной работе использовался программный комплекс Injection Profile, разработанный в МГТУ им. Н.Э. Баумана профессором А.С. Кулешовым, профессором Л.В. Греховым, Ю.М. Фадеевым и А.А. Кулешовым. Скорость впрыскивания, полученная из кривой давления перед форсункой и параметров ТПА, представлена на Рис. 3.10.

Рис. 3.10. Параметры впрыскивания, полученные в программном комплексе Injection Profile

Расход Р через сопловые отверстия также можно получить, используя зависимость:

где Ас ~ 0.67 - коэффициент расхода сопловых отверстий, ^ - проходное сечение сопловых отверстий; р - плотность топлива (для дизельного топлива около 840 кг/м); Рвпр и Рц - давление впрыскивания и в цилиндре, соответственно. Следует отметить, что зависимость (3.1) имеет место только при неподвижном положении иглы распылителя.

3.3.1. Моделирование рабочего процесса с использованием различных настроек модели испарения капель топлива

Было проведено моделирование рабочего процесса с различным значением коэффициентов Е1 и Е2, на которые умножаются коэффициенты тепло- и массообмена в модели испарения капель топлива Духовица (п. 2.7.3). Результаты расчётов приведены на Рис. 3.11 и 3.12. Из рисунков видно, что константы Е1 и Е2 не влияют на скорость испарения топлива и индикаторную диаграмму дизеля. Далее используются значения Е1 = 0.9 и Е2 = 1.

0 т—I—I——I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—I—

315 330 345 360 375 390 405 420 435 450 465

УПКВ: градусов

Рис. 3.11. Индикаторные диаграммы при разных значениях параметра Е1 модели испарения капель топлива Духовица

3000

Ь 2500 к

^ 2000

Оч

з:

Н рО

Ц500

лг> ^

О

ц

Р 1000 -

о о См 500

V/ г * | I » 1;

315 330 345 360 375 390 405 420 435 450 465

УПКВ: градусов

Рис. 3.12. Скорости тепловыделения при разных значениях параметра Е1

3.4. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31

Как было отмечено в главе 2, для расчётного получения вихревого числа можно использовать моделирование статической продувки крышки цилиндра либо моделирование процессов впуска и сжатия с движением поршня и клапанов. Второй способ отличается большей трудоёмкостью, однако более точно моделирует процессы в двигателе, поэтому решено было использовать его.

В дизелях, как правило, рассматривают горизонтальный воздушный вихрь (swirl). Интенсивность горизонтального вихря характеризуется вихревым числом Dn, которое определяется как отношение частоты вращения горизонтального воздушного вихря пв к частоте вращения коленчатого вала n:

Dn = 7. (3.1)

Вихревое число также может быть определено через отношение

%

тангенциальной скорости движения заряда cu к аксиальной ca [6]: Dc = — и

%а

» ,т г> MRp п

через крутящий момент вихря M: DM = где R - радиус цилиндра, р -

плотность и m - массовый расход продувочного воздуха.

В работе В.Р. Гальговского [125] для количественного описания вихревого движения воздуха используется циркуляция скорости:

Г = §L Wdl. (3.2)

тт " "Пв

Для квазитвёрдого движения с угловой скоростью iB = циркуляция по окружности радиуса r: Гс = 2пт2шв.

3.4.1. Верификация математической модели продувки впускного канала

Для верификации математической модели продувки впускного канала были проведены сравнение поля скоростей и продувочной характеристики с опубликованными экспериментальными данными.

Верификация сравнением поля скоростей. Для верификации математической модели процесса впуска путём сравнения поля скоростей

использовались данные, полученные A. Chen, K.C. Lee, M. Yianneskis (Centre for Heat Transfer and Fluid Flow Measurement, Department of Mechanical Engineering, King's College London) и G. Ganti (Ford Motor Company Limited, Research and Engineering Centre) [129]. В данном эксперименте проводилось измерение полей скорости методом лазерной доплеровской анемометрии (LDA) при стационарной проливке модели впускного канала двигателя с диаметром цилиндра D = 93.65 мм.

Основные размеры приведены на Рис. 3.13., подъём клапана составлял 6 мм. Все детали были выполнены из прозрачного акрилового пластика. Так как для LDA важно равенство показателей преломления деталей и жидкости, проливка осуществлялась смесью скипидара и тетралина (с объёмным отношением 69.2:30.8), показатель преломления которой равен индексу преломления пластика при 25С. Плотность и кинематическая вязкость смеси:

3 6 2 1

894 кг-м и 1.71-10" м • с" , соответственно; массовый расход: 1.379 кг/с.

Рис. 3.13. Канал для проливки, использовавшийся в [129]

Расчётная контрольнообъёмная сетка (Рис. 3.14) состоит из 335 тыс. ячеек (преимущественно кубических) размером от 0.25 до 4 мм. Длина цилиндра взята равной 2.5^.

Рис. 3.14. Контрольнообъёмная сетка для моделирования проливки канала

Проводился расчёт методом контрольных объёмов с использованием модели турбулентности k-Z-f гибридных пристеночных функций и стандартной модели теплообмена в пристеночном слое. Решалась нестационарная изотермическая задача с шагом по времени 10 мс.

При использовании центрального дифференцирования для уравнений количества движения и неразрывности устанавливается стационарное течение, что не соответствует известным данным о наличии вихрей при впуске в цилиндр. Поэтому был проведён расчёт со схемой MINMOD Relax для уравнения количества движения; результаты показали наличие пульсаций. Результаты (поля скоростей и линии тока) приведены на Рис. 3.15 - 3.16. Из рисунков видно хорошее соответствие расчёта и эксперимента.

Рис. 3.15. Расчётные и экспериментальные значения осевой компоненты скорости в плоскости, проходящей через ось клапана (на расстоянии 5, 10, 25 и 40 мм от крышки цилиндра), слева: центральная схема дифференцирования для уравнения количества движения, справа: MINMOD Relax

Рис. 3.16. Результаты моделирования статической проливки: слева - вектора скорости (черными стрелками показаны экспериментальные данные); справа - линии тока Верификация сравнением продувочной характеристики. Также было проведена верификация математической модели путём сравнения продувочной характеристики клапана с данными эксперимента, проведённого Ыееи Л.Б.,

Vafidis С и Whitelaw J.H. в Имперском колледже Лондона [130]. В эксперименте исследовалась зависимость расхода воздуха от хода клапана при разных значениях перепада давления. Схема установки приведена на Рис. 3.17.

Ф27 ¿33

Рис. 3.17. Схема установки

Расчёт проводился методом контрольных объёмов с использованием модели турбулентности к-С-/, гибридных пристеночных функций и стандартной модели теплообмена в пристеночном слое. Решалась нестационарная изотермическая задача. Шаг по времени выбран равным 5 мс. В качестве граничных условий заданы полное давление на впуске и статическое давление на выпуске (перепад давления взят по эксперименту: 960.8 Па).

Для исследования сеточной сходимости проведено моделирование на сетках с числом контрольных объёмов от 0.61 до 16 млн. (Рис. 3.17). Видно, что расход воздуха практически не зависит от размера сетки. Для дальнейших расчётов используется контрольнообъёмная сетка, состоящая из 1,67 млн. ячеек (преимущественно кубических) размером от 0.04 до 5 мм (Рис. 3.18).

^ 4 6 8 10 12 14 Число контрольных объёмов расчётной сетки: млн.

Рис. 3.17. Зависимость расхода воздуха от числа контрольных объёмов

расчётной сетки

Рис. 3.18. Контрольнообъёмная сетка для высоты подъёма клапана 8.5 мм

В результате моделирования получена продувочная характеристика клапанного канала, представленная на Рис. 3.19. Из рисунка видно хорошее соответствие расчёта и эксперимента.

0.02

0 "I-1-1-1-1-1-1-1-1-1

0123456789

Высота подъёма клапана, мм

Рис. 3.19. Сравнение расчётной и экспериментальной продувочных характеристик клапанного канала при перепаде давления 100 мм.водн.ст. (960.8 Па)

3.4.2. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31 на режиме номинальной

мощности

Для расчёта впуска использовалась геометрия камеры сгорания с впускными и выпускными каналами [126, 127, 128]. Расчёт проводился, начиная с открытия впускных клапанов (20 градусов до НМТ) до ВМТ сгорания. При построении сетке и моделировании рабочего процесса принимается, что клапана открываются позже и закрываются раньше, чем в действительности во избежание слишком узкого канала в клапанной щели (менее 0.5 мм) (Таблица 15). Для построения сетки использовался инструмент FAME Engine Plus. Первоначально загружается поверхность в формате STL (Рис. 3.12 слева), содержащая геометрию с четырьмя клапанами (для моделирования течения при открытых впускных и выпускных клапанах). Далее на ней задаются области для моделирования движения клапанов и поршня (подвижная поверхность, буферная поверхность и поверхность, ограничивающая движение; для поршня на Рис. 3.20 справа: P_moving, P_buffer

и Р_поп_тоу1^ - соответственно), области для задания граничных условий (вход, выход, поверхности каналов, втулка, сёдла клапанов и другие), области для измельчения контрольнообъёмной сетки. Поверхности для построения сетки при закрытых впускных/ выпускных и всех клапанах могут быть получены из поверхности со всеми клапанами, либо загружаются из системы твердотельного моделирования (в этом случае необходимо заново задать поверхности).

Рис. 3.20. Поверхность в формате STL (слева), поверхностная сетка с некоторыми поверхностями для задания граничных условий и движения поршня (справа)

Таблица 15.

Действительные и расчётные фазы газораспределения

УПКВ, градусов Действительный Расчётный

Впуск начало, до НМТ 34 20

окончание, после НМТ 30 20

Выпуск начало, до НМТ 54 -

окончание, после ВМТ 40 25

После подготовки геометрии поверхности задаются параметры построения сетки: частота перестроения и деформирования (каждые десять и пять градусов УПКВ, соответственно), её движение (движение поршня задавалось через ход поршня и длину шатуна (также возможно задание дезаксиала); клапанов - в табличном виде), максимальный размер ячейки

(Таблица 16). Также задаётся измельчение сетки на поверхностях, дополнительное измельчение в районах со сложной геометрией и вблизи сёдел клапанов (в четыре раза). Контрольно-объёмная сетка для двух положений коленчатого вала представлена на Рис. 3.21-3.22. Контрольные объёмы преимущественно кубические (призматические и другие ячейки используются для связи кубических ячеек разных размеров). Сетка содержит от 143 тыс. до 1.92 млн. контрольных объёмов в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Таблица 16.

Максимальный размер ячейки в зависимости от УПКВ

Интервал УПКВ Максимальный размер ячейки

градусов мм

Перекрытие клапанов 340-385 6

Впуск 385-552.5 4

552.5-560 6

Сжатие 560-720 8

Рис. 3.21. Контрольнообъёмная сетка при УПКВ 370 градусов. 621 тыс. КО

Рис. 3.22. Контрольнообъёмная сетка при УПКВ 500 градусов. 1.86 млн. КО

Далее проводился расчёт с шагом по УПКВ 0.5 градуса. Использовалась модель турбулентности к-С-/, гибридные пристеночные функции и стандартная модель теплообмена в пристеночном слое.

На входе задано полное давление (3.7471 бар) и температура (336 К)

воздуха, а также параметры турбулентности: кинетическая энергия

2 2

турбулентности к = 5 м /с и масштаб турбулентных пульсаций I = 0.01 м. На выходе задано полное давление (3.1293 бар). На остальных поверхностях задавались температуры и условия прилипания. Граничные условия не меняются по углу поворота коленчатого вала. В качестве начальных условий заданы давление, температура и параметры турбулентности (Таблица 17). Начальные и граничные условия получены по экспериментальным данным (начальные условия в каналах, давление на выходе из выпускного канала), а также по результатам нульмерного моделирования рабочего процесса (температуры деталей камеры сгорания, начальные условия в цилиндре).

Таблица 17.

Начальные условия для расчёта процесса впуска

Цилиндр Впускной канал Выпускной канал

Давление, бар 3.21 3.7471 3.1293

Температура, К 757 336 843

к, м2/с2 10 10 10

lt, м 0.01 0.01 0.01

В качестве критериев сходимости заданы невязки по давлению и количеству движения 5-10" , максимальное число итераций: 60.

В результате расчёта получены поля температур давлений и скоростей. Эпюры тангенциальных скоростей представлены на рис 3.23, линии тока для разных УПКВ - на Рис. 3.24. Расчёт занимает около 20 часов (4-х ядерный процессор Intel Core i5, 3.4 GHz; 16 ГБ ОЗУ).

Рис. 3.23. Эпюры тангенциальных скоростей при УПКВ 20 градусов до ВМТ и в ВМТ. Черная линия - осреднение по высоте, серая - на расстоянии 4 мм от крышки цилиндра, тонкая - посчитанная по Вп

Рис. 3.24. Линии тока при разных УПКВ: а - 10 до ВМТ (открыты впускные и выпускные клапаны), б - 30 после ВМТ (открыты впускные клапаны), в - 40 до НМТ (открыты впускные клапаны), г - 30 после НМТ (закрыты впускные и выпускные клапаны), д - ВМТ Изменение вихревого числа Оп и расхода воздуха (О) по УПКВ представлено на Рис. 3.25. Вихревое число при закрытии впускных клапанов (30 градусов после НМТ) составляет 1.209, в ВМТ - 1.121, коэффициент наполнения - 0.96. Из рисунка видно, что вихревое число резко возрастает во время наполнения цилиндра. В конце такта наполнения оно начинает снижаться в результате вязкости, трения о стенки камеры сгорания и сопротивление выточек под клапана и выемок в крышке цилиндра. Перед ВМТ наблюдается

небольшой рост вихревого числа, который объясняется перетоком воздуха из надпоршневого зазора в камеру сгорания; переток воздуха приводит к увеличению его скорости согласно закону сохранения момента количества движения.

Рис 3.25. Вихревое число (Вп), высота подъёма клапанов (кЕУ, к1У) и расход воздуха (С) на режиме номинальной мощности Из Рис. 3.23-3.24 видно, что движение воздуха в цилиндре во время впуска и в начале сжатия сильно отличается от квазитвёрдого. Ближе к ВМТ оно стабилизируется, однако не является полностью квазитвёрдым. Отличие движения воздуха в цилиндре двигателя от квазитвёрдого говорит о том, что моделирование рабочего процесса как с помощью нульмерных моделей, так и с помощью трёхмерных моделей без расчёта процесса впуска (обычно моделируется сектор цилиндра), может приводить к неправильному определению локальных параметров рабочего тела и, соответственно, выбросам

вредных веществ. Подобного недостатка лишено трёхмерное моделирование рабочего процесса с расчётом процесса впуска.

Следует отметить, что моделирование впуска с учётом движения клапанов отличается трудоёмкостью и большими затратами машинного времени.

3.4.3. Расчёт процесса впуска дизеля ЧН26,5/31 на различных режимах по

нагрузочной характеристике

Было проведено моделирование процесса впуска для нескольких режимов работы по нагрузочной характеристике: 0, 50 и 75% от номинальной мощности. Также было проведено моделирование процесса впуска на режиме холостого хода при минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала (400 мин-1). Граничные условия приведены в Таблице 18, результаты расчёта -на Рис. 3.26-3.27 и в Таблице 19.

Таблица 18.

Граничные условия на входе и выходе воздуха на разных режимах работы

двигателя

-1 п, мин Вход Выход

Нагрузка, % Давление, бар Температура, К Давление, бар

1000 100 (режим номинальной мощности) 3.7471 336 3.1293

75 2.8587 333 2.3879

50 2.0751 328 1.7319

0 (холостой ход) 1.01 320 1.08

400 0 (холостой ход) 1.01 320 1.08

360 390 420 450 480 510 540 570 600 630 660 690 720

Угол поворота коленчатого вала, градусов Рис. 3.26. Изменение вихревого числа и скорости наполнения цилиндра (С) по УПКВ для разных режимов работы дизеля по нагрузочной характеристике

Таблица 19.

Вихревое число в момент закрытия впускных клапанов (30 градусов после НМТ) (Оп1УС) и в ВМТ (0пТ8С) и коэффициент наполнения (&у) на разных режимах работы дизеля по нагрузочной характеристике

-1 п, мин Нагрузка, % Вихревое число Коэффициент наполнения

ип1УС ипТЭС

1000 100 (режим номинальной мощности) 1.209 1.121 0.957

75 1.21151 1.12234 0.9565

50 1.206 1.113 0.956

0 (холостой ход) 1.124 1.031 0.912

400 0 (холостой ход) 1.2826 1.14482 0.8649

1.4

Л

0.8 -I-1-1-1-1-1

0 20 40 60 80 100

Нагрузка, %

Рис. 3.27. Изменение вихревого числа и коэффициента наполнения по

нагрузочной характеристике (1000 мин-1). Отдельными точками показаны значения на 400 мин-1

Из таблицы и рисунка видно, что при постоянной частоте вращения коленчатого вала вихревое число и коэффициент наполнения практически одинаковы на режимах 100, 75 и 50% нагрузки и снижаются на режиме холостого хода. Снижение Оп и цу на режиме холостого хода скорее всего объясняется большим давлением в выпускном канале. Также виден рост вихревого числа на более низкой частоте вращения коленчатого вала

3.4.4. Влияние температуры воздуха на впуске на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

Для определения влияния температура воздуха на входе во впускной канал Тк на вихревое число и коэффициент наполнения была проведена серия численных экспериментов с варьированием Т от 301 до 406 К. Давления на входе во впускной канал рк задавалось равным 4 бар, давление на выходе из выпускного канала ри = 3 бар, начальное давление в цилиндре 3.5 бар. На стенках каналов заданы граничные условия адиабатности и прилипания. Все граничные и начальные условия кроме вышеуказанных задавались идентичными на всех режимах. Результаты моделирования приведены в Таблице 20 и на Рис. 3.28.

Таблица 20.

Вихревое число в момент закрытия впускных клапанов (30 градусов после НМТ) (Оп1УС) и в ВМТ (ипТ8С) и коэффициент наполнения (&у) в зависимости

от температуры воздуха на впуске

-1 п, мин Температура воздуха на впуске Вихревое число Коэффициент наполнения

ип1УС ипТВС

1000 301 1.2097 1.1252 0.94791

336 1.22375 1.1349 0.95775

371 1.23546 1.1446 0.96638

406 1.24508 1.1509 0.97411

300 310 320 330 340 350 360 370 380 390 400

Температура воздуха на впуске, К

Рис. 3.28. Изменение вихревого числа и коэффициента наполнения в

зависимости от температуры воздуха на впуске

Из рисунка видно, что увеличение температуры воздуха приводит к

незначительному увеличению вихревого числа и коэффициента наполнения.

3.4.5. Влияние давления на входе во впускной канал на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

Для определения влияния давления наддува на вихревое число и коэффициент наполнения была проведена серия численных экспериментов с варьированием давления на входе во впускной канал рк от 1 до 5 бар. При этом давление на выходе из выпускного канала задавалось роШ = 0.75рп начальное давление в цилиндре (р+ро^)/2. Температура впускного воздуха 336 К. На стенках каналов заданы граничные условия адиабатности и прилипания. Все граничные и начальные условия кроме вышеуказанных задавались идентичными на всех режимах. Результаты моделирования приведены в Таблице 21 и на Рис. 3.29-3.30.

Рис. 3.29. Изменение вихревого числа и скорости наполнения цилиндра (в) по УПКВ

Таблица 21.

Вихревое число в момент закрытия впускных клапанов (30 градусов после НМТ) (Вп1УС) и в ВМТ (0пТ8С) и коэффициент наполнения (&у) в зависимости

от давления на входе во впускной канал

-1 п, мин Давление на входе во впускной канал, бар Вихревое число Коэффициент наполнения

ип1УС ипТЭС

1000 5 1.22609 1.14043 0.9585

4 1.22375 1.13492 0.9578

3 1.21407 1.11912 0.9569

2 1.21606 1.11758 0.9554

1 1.20443 1.09712 0.953

1.4

1.3

0.9

0.8 J-i-i-1-т-1

0 1 2 3 4 5

Давление на входе в клапанный канал, бар Рис. 3.30. Изменение вихревого числа и коэффициента наполнения в зависимости от давления на входе во впускной канал (1000 мин-1) С увеличением давления наддува незначительно возрастает вихревое число (вследствие более быстрого затухания вихря при меньшем давлении). Коэффициент наполнения практически не зависит от давления наддува.

3.4.6. Влияние частоты вращения коленчатого вала на вихревое число и коэффициент наполнения среднеоборотного двигателя

Для определения влияния частоты вращения коленчатого вала n на вихревое число и коэффициент наполнения была проведена серия численных экспериментов с варьированием n от 400 до 1000 мин-1. Давления на входе во впускной канал pin задавалось равным 4 бар, на выходе из выпускного канала задавалось pout = 3 бар, начальное давление в цилиндре 3.5 бар. Температура впускного воздуха 336 К. На стенках каналов заданы граничные условия адиабатности и прилипания. Все граничные и начальные условия кроме вышеуказанных задавались идентичными на всех режимах. Результаты моделирования приведены в Таблице 22 и на Рис. 3.31-3.32.

1.6

Рис. 3.31. Изменение вихревого числа и скорости наполнения цилиндра (О) по УПКВ

Таблица 22.

Вихревое число в момент закрытия впускных клапанов (30 градусов после НМТ) (Ип1уС) и в ВМТ (ОпТВС) и коэффициент наполнения (&у) в зависимости

от частоты вращения коленчатого вала

-1 п, мин Давление на входе во впускной канал, бар Вихревое число Скорость вихря, -1 мин Коэффициент наполнения

ип!УС ипТИС пу_1¥С Пу_ТТ)С

1200 4 1.17822 1.09921 1414 1319 0.95354

1000 4 1.22375 1.13492 1224 1135 0.95775

800 4 1.24831 1.15108 998.6 920.9 0.95763

600 4 1.29916 1.20136 779.5 720.8 0.95651

400 4 1.34211 1.23625 536.8 494.5 0.95393

0.9

0.8

0 200 400 600 800 1000 1200

Частота вращения коленчатого вала, мин '1

Рис. 3.32. Изменение вихревого числа и коэффициента наполнения в зависимости от частоты вращения коленчатого вала и аппроксимирующие линейные функции для вихревого числа (показаны тонкими линиями) Из рисунков и таблицы видно, что частота вращения сильно влияет на вихревое число и практически не влияет на коэффициент наполнения. Таким образом, скорость вихря снижается со снижение частоты вращения коленчатого вала, но с меньшей скоростью. Изменение вихревого числа в ВМТ (0пТ8С) и в момент закрытия впускных клапанов (Оп1УС) от частоты вращения коленчатого вала достаточно хорошо аппроксимируется линейной зависимостью:

Оптвс = 1-30 - 0-170——, (3.2)

ппот

ип1УС = 1.42 - 0.202(3.3)

пот

где ппот = 1000мин_1 - частота вращения коленчатого вала на режиме номинальной мощности.

Зависимость вихревого движения от оборотов коленчатого вала можно также представить в виде зависимости частоты вращения вихря пуТ8С и пу1УС от частоты вращения коленчатого вала (Рис. 3.33):

п;ТОС

( п \0894

= 0.994(-^-) ,

п;_ТйС_пот Vппот'

П;-'УС = 0.993

п;_1УС_пот ^ппот

-1

(пг-Г •

пот

(3.4)

(3.5)

где Т8С пот

= 1135 мин и иу ¡у£ пот = 1224 мин - частоты вращения вихря на номинальном режиме.

Зависимости (3.4) и (3.5) хорошо согласуются с эмпирической зависимостью вихревого движения от частоты вращения коленчатого вала, полученную В.Р. Гальговским для циркуляции в полуразделённой камере

{п\ к

сгорания дизеля ЯМЗ-240 [125]: ГСп. = ГСпн (—4 .

1 н ^пн/

Зависимости (3.4) и (3.5) хорошо согласуются с эмпирической зависимостью вихревого движения от частоты вращения коленчатого вала, полученную В.Р. Гальговским для циркуляции в полуразделённой камере

ГпЛ к

сгорания дизеля ЯМЗ-240 [125]: ГСп. = ГСпн (п^ .

пг ТВС мин

1600

1400 1200 1000

-1

800

600

400

200

0

пу 1УС п17 IVС пот

= 0.993 (—)

0.884

пг ТЭС пот

= 0.994 (—)

0.894

о

200

1200

400 600 800 1000

Частота вращения коленчатого вала, мин '1

Рис. 3.33. Изменение частоты вращения вихря в зависимости от частоты

вращения коленчатого вала и аппроксимирующие линейные

функции для вихревого числа (показаны тонкими линиями)

3.4.7. Влияние одновременного изменения частоты вращения коленчатого вала и давления на впуске на вихревое число и коэффициент наполнения

среднеоборотного двигателя

Для определения влияния частоты вращения коленчатого вала n и давление на входе во впускной канал pin на вихревое число и коэффициент наполнения была проведена серия численных экспериментов с варьированием n от 400 до 1000 мин-1 и pin от 1 до 5 бар. Температура впускного воздуха 336 К. На стенках каналов заданы граничные условия адиабатности и прилипания. Все граничные и начальные условия кроме вышеуказанных задавались идентичными на всех режимах. Результаты моделирования приведены в Таблицах 23-25.

Таблица 23.

Вихревое число в ВМТ (DnTDC) в зависимости от частоты вращения

коленчатого вала и давления на впуске

1200 1000 800 600 400

5 1.10522 1.14043 1.15539

4 1.09921 1.13492 1.15108 1.2014 1.2363

3 1.09048 1.11912 1.14761 1.1955

2 1.07793 1.11758 1.12873 1.1762 1.2149

1 1.05361 1.09712 1.11718 1.1606 1.1911

Таблица 24.

Вихревое число в момент закрытия впускных клапанов (30 градусов после

НМТ) (Оп1УС) в зависимости от п и рк

1200 1000 800 600 400

5 1.28688 1.22609 1.24922

4 1.17822 1.22375 1.24831 1.2992 1.3421

3 1.17145 1.21407 1.24858 1.2972

2 1.28688 1.21606 1.23745 1.2869 1.2869

1 1.15378 1.20443 1.23444 1.2823 1.3255

Таблица 25.

Коэффициент наполнения в зависимости от n и pk

1200 1000 800 600 400

5 0.95423 0.9584562 0.95839

4 0.95354 0.9577504 0.95763 0.9565 0.9539

3 0.95285 0.956857 0.95655 0.9555

2 0.95118 0.9553543 0.95513 0.9541 0.9518

1 0.94855 0.9529795 0.95301 0.9521 0.9489

Зависимость вихревого движения от оборотов коленчатого вала и давления наддува можно представить в виде степенной зависимости:

n / „ n 0.8826 , — ч 0.02615

nv_TDC = 0.992Í—) ММ , (3.6)

nv_TDC_nom \nnom' \—к_пот'

n / n n 0.9182 , — X 0.01859

nvJVC = 1.011 (—) (к—) , (3.7)

nv_IVC_nom ^nnom' \—к_пот'

где Unom = 1000 мин-1, Ph nom = 4 бар, nv TDC_nom = 1134.92 мин-1, £v_ivc_nom = 1223.75 мин-1.

3.5. Моделирование процессов сжатия и сгорания дизеля ЧН26,5/31

Моделировалось течение в секторе камеры сгорания. Использовалась осесимметричная контрольнообъёмная расчётная сетка, которая строилась с помощью программы ESE Diesel. Размер ячейки двухмерной сетки: от 693.5 до 746.5 градусов УПКВ - 0.8 мм, на остальных УПКВ - 2 мм. Трёхмерная сетка строилась поворотом этой сетки вокруг оси цилиндра (Рис. 3.34). Число контрольных объёмов: 143 тыс. контрольных объёмов в ВМТ, 423 тыс. - в НМТ. Для сохранения степени сжатия (так как осесимметричная сетка не учитывает выточки под клапана, выемку в крышке цилиндра и некоторые другие объёмы) создаётся буферный объём.

Рис. 3.34. Двухмерная расчётная сетка при положении поршня в ВМТ (слева) и

НМТ (справа)

Начальные условия взяты из нульмерного расчёта (Таблица 13), расчёта впуска (Вп = 1.209), расчёта характеристики впрыскивания (Рис. 3.7). Основные параметры расчёта приведены в Таблице 26.

Таблица 26.

Основные параметры расчёта на номинальном режиме

Шаг по УПКВ, градусов 0.2(сгорание)-1 (сжатие)

Цикловая подача, г 2.28, характеристика впрыскивания по Рис. 3.7

Модель турбулентности k-Z-f

Модель распада струи Wave

Модель испарения капель топлива Dukowitz

Критерии сходимости (п. 2.5) Невязки по давлению 0.01/0.001(705-780°); число итераций не менее 5 и не более 100 (до 705°)/110 (начиная с 705°)

Модель сгорания ECFM-3Z

Фактор перемешивания 0.6

Пристеночные функции Гибридные

Модель теплообмена Стандартная

Расчёт занимает около пяти часов (4-х ядерный процессор Intel Core i5, 3.4 GHz; 16 ГБ ОЗУ). Распределение топлива по камере сгорания приведено на Рис. 3.35, индикаторная диаграмма и скорость тепловыделения представлены на Рис. 3.36-3.37.

Рис. 3.37. Распределение топлива (1/ав) по камере сгорания дизеля 1ЧН26,5/31

315 330 345 360 375 390 405 420 435 450 465

УПКВ: градусов

Рис. 3.35. Индикаторная диаграмма дизеля 1ЧН26,5/31

Рис. 3.36. Скорость тепловыделения дизеля 1ЧН26,5/31

Видно соответствие экспериментальной и расчётной индикаторной диаграмм, особенно до ВМТ, что говорит об адекватности математической модели. В то же время, заметно более быстрое снижение расчетного давления по сравнению с экспериментальным.

3.6. Снижение выбросов оксидов азота с отработавшими газами дизеля

В данном разделе проводится поиск оптимальных вихревого числа, числа сопловых отверстий распылителя и формы камеры сгорания. Цель - снижение §кох, ограничения - удельный эффективный расход топлива и максимальное давление цикла не выше начальных.

3.6.1. Влияние вихревого числа на параметры дизеля

Проверяем возможность совершенствования дизеля путем изменения закрутки потока. Проведены расчёты для номинального режима для вихревых чисел от 0 до 2.5.

Результаты моделирования приведены на Рис. 3.38-3.40 и в Таблице 27. Из рисунков видно, что затухание вихря тем больше, чем больше вихревое число. Зависимость вихревого числа от УПКВ для моделирования впуска практически совпадает с зависимостью при расчёте сектора цилиндра до начала сгорания (расчёт впуска моделировался без сгорания).

Таблица 27.

Результаты моделирования рабочего процесса для разных вихревых чисел

оп 0 0.5 1 1.209 1.5 2 2.5

§е, Г' кВт-1ч-1 241.6 225.1 210.4 206.31 205.6 214.1 228.8

N6, кВт 282.9 303.7 324.9 331.3 332.5 319.3 298.7

gNOx, г- кВт-1ч-1 13.15 13.91 14.94 16.47 18.23 17.3 18.36

А, бар 184.9 186.5 188 189.7 191.3 193.7 196.1

Рис. 3.38. Распространение топлива в ВМТ (зоны с а меньше 0.5) для разных вихревых чисел

Рис. 3.39. Индикаторные диаграммы для разных вихревых чисел. Пунктиром

показано моделирование процесса впуска. УОВТ 15 градусов

Рис. 3.40. Влияние вихревого числа в момент закрытия впускных клапанов на удельный эффективный расход топлива г- кВт"1- ч"1),

максимальное давление в цилиндре ( р2, бар) и удельные выбросы оксидов азота (яшх, г- кВт"1- ч"1) на режиме номинальной мощности дизеля ЧН26,5/31

Из рисунка видно, что с увеличением вихревого числа увеличиваются удельные выбросы оксидов азота и максимальное давление в цилиндре. Также существует оптимально значение вихревого числа с точки зрения минимизации расхода топлива. Максимум мощности достигается при текущем вихревом числе.

3.6.2. Выбор числа сопловых отверстий распылителя