В дизеле

Чертёж 3-7.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Сравнение расчитанных и измеренных
температур (12-ти литровый дизель
номинальный режим работы)

Чертёж 2-4.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Изменение коэффициента
избытка воздуха при одно- и

Чертёж 2-3.cdw

Чертёж 2-2.cdw

Чертёж 3-6.cdw

Чертёж 3-4.cdw

Чертёж 3-1.cdw

Чертёж 3-3.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Концентрация испарившегося топлива
и температурное поле

Чертёж 3-5.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Значение коэффициента теплообмена для 5
до ВМТ (наложены на конечно-элементную
сетку головки поршня)

Чертёж 3-2.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Сектор камеры сгорания.
Область сетки вблизи распылителя

Чертёж 2-1.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Изменение давления и температуры
одно- и двухзонной моделей

Чертёж 3-8.cdw

МГТУ"МАМИ" 141100.68
Сравнение величины вычисленного и
измеренного теплового потока

Двухзонные модели сгорания в дизеле.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учереждение высшего профессионального образования
Московский государственный технический университет
Кафедра «Автомобильные и тракторные двигатели»
«История и методология науки и производства в области
Энергомашиностроения»
«Двухзонные модели сгорания в дизеле»
-1.1.Исторический очерк
-2.1.Коэффициент избытка воздуха при двухзонной модели.
-2.2.Определение мгновенных значений масс несгоревшей и сгоревшей зон.
-2.3.Основные уравнения двухзонной модели.
-2.3.1.Уравнения состояниям и энергии для несгоревшей зоны.
-2.3.2.Уравнения состояния и энергии для сгоревшей зоны.
-2.4.Особенности расчета теплообмена при двухзонной модели рабочего процесса с
внутренним смесеобразованием
-2.5.Определение объемов несгоревших и сгоревших зон
-2.6.Сравнительный анализ одно- и двухзонных моделей
-3.Теплоперенос со стороны газа
-3.1. Моделирование рабочего цикла двигателя
-3.2. 3D-CFD моделирование
-3.2.1. Пограничный слой
-3.2.2. Моделирование динамики струй топлива и процесса сгорания
-3.3. Наложение на конечно-элементную сетку величин коэффициента теплообмена
-3.4. Осреднение результатов
-Список использованной литературы
Расчетно-теоретические исследования рабочего процесса и определение по их результатам эффективных показателей двигателя внутреннего сгорания (ДВС) берут свое начало в конце XIX столетия (т .е . одновременно с появлением этих машин).
Принципиальный подход в расчетных исследованиях тогда был довольно простым: сначала рассчитывали идеальный термодинамический цикл (цикл Отто или Дизеля) определяя при этом значения КОД и среднего индикаторного давления цикла а потом уже с помощью поправочных коэффициентов находили реальные значения этих величин. Точность расчетов была груба многие известные конструкторы ДВО вообще скептически смотрели на возможность использования теоретических подходов для исследования внутри циливдровых процессов. В этом смысле характерно высказывание одного из крупнейших двигателистов того времени Г.Гюльднера: "Нет никакой возможности вывести сколько-нибудь надежное соотношение между теорией и практикой . . . Можно вычислить всякий но только не отвечающий действительности результат" приведенное в его книге "Газовые нефтяные и прочие двигатели внутреннего сгорания" переведенной и изданной на русском языке в 1907 г. Интересно что редактором русского издания этой книги был профессор МГТУ им. Н .Э .Баумана (тогда еще Императорского московского технического училища)В.И.ГриневецкиЙ (I87I-I9I9) - основатель кафедры двигателей внутреннего сгорания и ректор Училища с 1914 по 1918 г. Он же как редактор этой книги Гюяьднера поместил в ней свое дополнение в котором впервые изложил метод теплового расчета ДВС доказав при этом что термодинамику вполне успешно можно попользовать для расчета реального рабочего процесса.
В ней Гриневецкий выбрал дифференцированный подход в изучении рабочего цикла учел изменение теплоемкости рабочего тела введя такие очевидные в настоящее время понятия как коэффициент наполнения коэффициент полезного использования теплотыкоэффициент остаточных газов и др.
Таким образом В.И.Гриневецкий став основоположником теплового расчета ДВС одновременно опроверг господствовавшие в то время утверждения о невозможности применять теоретические методы при определении эффективных показателей двигателя. Следует заметить что немного позже в 1916 г* аналогичную роль в развитии самолетостроения сыграла известная публикация на французском языке работы НЕ.Жуковского "Теоретические основы воздухоплавания" освободившей аэродинамику как науку из плена полной эмпирики.
Дальнейшее развитие ДВС (в частности появление бескомпрессорных дизелей быстроходных двигателей с наддувом и т .д .) потребовало уточнения метода В. И. Гриневецкого. В этом велика заслуга его учеников - профессоров МВТУ Е.К.Мазинга (вывел уравнения сгорания в 1923 г предложил выражение для индикаторного давления для транспортных быстроходных дизелей работающих по циклу Тринклера разработал способ оценки неполноты сгорания в .дизелях по количеству свободного углерода выделяющегося в виде сажи) и Н.Р.Брилинга (обобщил уравнение теплоотдачи В.Нуссельта для компрессорных дизелей). Были также разработаны метод расчета топливоподающей системы двигателей с учетом динамических явлений метод расчета процессов испарения и смесеобразования (метод расчета процесса для разделенных камер (Б.Г.Либрович) теория нестационарных процессов газообмена двухтактных двигателей (профессора А.С.Орлин М.Г.Круглов). Выдающийся вклад в развитие теории рабочих процессов внесли и другие отечественные ученые: Б.С.Стечкин Н.М.Глаголев М.М.Масленников В.А.Ваншейдт И.И.Вибе Б.М.Гончар P.M.Петриченко и др.
Современное двигателестроение поставило перед исследователями сложные задачи по совершенствованию ДВС решение которых требует разработки более совершенных моделей.
1.Коэффициент избытка воздуха при двухзонной модели
Основной недостаток однозонной модели состоит в том что температура рабочего тела для всего объема КС допускается одинаковой и ее изменение рассматривается только по времени. На самом деле локальные температуры рабочего тела в КС различается. Это прежде всего относится к процессу сгорания при котором разница между температурами продуктов сгорания и пока еще не сгоревшей смеси может превышать 1000 1500 К.
Очевидно что осредненная по объему КС температура рабочего тела определенная с помощью однозонной модели сильно отклоняется от ее локальных значений. Это делает однозонную модель непригодной для достоверной оценки токсичности выпускных газов или лучистого теплообмена в КС.
Известно что соединение азота с кислородом и образование NOX наблюдается при температуре выше 1800 К при этом для их образования достаточно нескольких миллисекунд. Для некоторых двигателей особенно с внутренним смесеобразованием максимальное значение осредненной по объему КС температуры цикла находится именно в таких пределах и на первый взгляд в выпускных газах таких двигателей не должны содержаться NOX.
Однако практика показывает обратное и это объясняется тем что в КС существуют локальные температуры рабочего тела значительно превышающие их осредненное по объему значение и именно эти высокие локальные температуры являются причиной образования NOX
Ясно что для изучения различных химических реакций образования вредных веществ необходимо знать максимальные значения локальных температур рабочего тела которые примерно вдвое могут превышать среднюю по объему температуру рассчитанную с помощью однозонной модели.
В качестве другого примера можно привести излучение в КС - физический процесс играющий важную роль в теплообмене в КС особенно для двигателей с внутренним смесеобразованием.
Все это приводит к необходимости создания многозонных моделей расчета рабочего процесса самой простой из которых является двухзонная модель.
В основе двухзонной модели лежат следующие допущения:
Полный объем занимаемый рабочим телом условно делится на две части (две зоны). В одной зоне названной "несгоревшей зоной" находится еще не успевшая сгореть рабочая смесь а в другой - "сгоревшей зоне" - уже сгоревший газ (продукты сгорания). Эти две зоны разделены бесконечно тонкой линией фронта пламени и каждая из них имеет свою температуру.
Каждая из двух зон для произвольного момента времени рассматривается как гомогенная и разницы между локальными температурами внутри каждой зоны нет могут различаться только температуры отдельных зон.
Давление по всему объему КС и следовательно внутри обеих зон для произвольного момента времени одинаково и разницы между его локальными значениями нет.
После каждого изменения температуры мгновенно устанавливается химическое равновесие. На основе этого допущения определяются количественные показатели двухзонной модели.
Остаточные газы рассматриваются (аналогично однозонной модели) как смесь сгоревшего топлива и необходимого для его сгорания воздуха. При этом остаточные газы сначала перемешиваются в несгоревшей зоне а потом после начала сгорания пропорционально к уменьшению несгоревшей зоны переводятся в сгоревшую зону так что для каждого момента времени устанавливаются доли остаточных газов в сгоревшей и несгоревшей зонах.
Значительное отличие одно - и двухзонной моделей заключается в том что по однозонной модели рассчитывают осредненную по объему КС температуру а по двухзонной – значения температур в несгоревшей зоне и в сгоревшей зоне .
Очевидно что после начала сгорания:
В дальнейшем одним штрихом в верхнем индексе будем обозначать все параметры относящиеся к несгоревшей зоне а двумя штрихами - к сгоревшей зоне. Taк как разница между температурами и имеет место только после начала процесса сгорания (т .е при закрытых органах газообмена) двухзонную модель следует рассматривать только в фазе высоких давлений а процессы выпуска и впуска (фаза низких давлений) рассматривать как в однозонной модели.
Основное отличие между процессами сгорания в двигателях с внешним и внутренним смесеобразованием при использовании однозонной модели как мы уже убедились получается в результате введения различных коэффициентов избытка воздуха.
Мгновенный коэффициент избытка воздуха для сгоревшей зоны в КС двигателя с внутренним смесеобразованием определяют как для однозонной модели:
Суммарный коэффициент избытка воздуха аналогично (1 .2) запишется так:
где - общая масса заряда в цилиндре; общая масса топлива в остаточных газах часть которого. попадает в несгоревшую а другая часть в сгоревшую зоны. Очевидно что значение в конце сгорания соответствует значению .
Однако в случае двухзонной модели для двигателя с внутренним смесеобразованием целесообразно ввести еще один коэффициент избытка воздуха - локальный характеризующий мгновенный процесс сгорания на условной границе сгоревшей и несгоревшей зон т.е. непосредственно в очаге сгорания. Действительно к моменту времени в элементарном интервале времени элементарная несгоревшая масса преобразуется в сгоревшую Этот процесс можно охарактеризовать с помощью мгновенного локального коэффициента избытка воздуха записанного аналогично (2 .2 ) в следующем виде:
Ясно что мгновенный коэффициент избытка воздуха в двигателе с внутренним смесеобразованием значительно меняется как по времени так и по местам (координатам пространства). Однако получение его перераспределения по объему КС практически очень сложно или в лучшем случае возможно только с грубыми приближениями.
Вводя не преследуют естественно цели точно описать фактическое перераспределение воздуха в топливно-воздушной смеси. Это делают чтобы получить возможность влиять на протекание процесса и его окончание.
2.Определение мгновенных значений масс несгоревшей и сгоревшей зон.
Согласно закону сохранения массы для произвольного момента времени общая масса в цилиндре
Продифференцировав это выражение по и учитывая что при внутреннем смесеобразовании во время закрытых органов газообмена изменение массы заряда равно изменению массы топлива т.е получим
Очевидно что из-за принятия гипотезы мгновенного сгорания здесь массу сгоревшего топлива обозначенную через для однозонной модели в целях сохранения однозначного обозначения для двухзонной модели обозначим через т. е
Уравнение (2 .6) устанавливает связь между изменениями масс сгоревшей и несгоревшей зон. Но прежде чем определить изменение этих масс воспользуемся гипотезой о пропорциональном перераспределении массы остаточных газов между мгновенными значениями масс и . Согласно этой гипотезе
так как и . С помощью последнего выражения из (2 .4 ) можно получить однозначную зависимость между мгновенным коэффициентом избытка воздуха и мгновенно реагирующей массой или такую что по одному из заданных значений второе может быть рассчитано.Действительно из последнего выражения следует:
Подставив это выражение в (2 .6) получим изменение массы сгоревшей зоны:
Исключим из этого выражения определив его из (2 . 4 ) и полученное значение подст вим в (2 .1 0 ) тогда будем иметь
Изменение массы несгоревшей зоны найдем из (2.6) подстановкой в него выражения (2 .11 ):
Таким образом (2 .11) и (2.12) выражают изменения масс соответственно сгоревшей и несгоревшей зон в зависимости от значения локального мгновенного коэффициента избытка воздуха.Дробные члены в этих уравнениях указывают на влияние остаточных газов и при их отсутствии численно равны единице так как следует принимать
3.Основные уравнения двухзонной модели
В случае двухзонной модели для составления уравнения состояния и энергии следует рассматривать каждую зону отдельно.
3.1.Уравнения состояниям и энергии для несгоревшей зоны
Так как уравнение состояния для несгоревшей зоны запишем в виде
или в дифференциальной форме
Так как в несгоревшей зоне температура практически не превышает значения =1000 .1300 а функция в этом диапазоне меняется несущественно для несгоревшей зоны можно принять .
Уравнение энергии для несгоревшей зоны запишем согласно первому закону термодинамики:
В этой зоне нет тепловыделения и подвод теплоты к рабочему телу осуществляется только от стенок КС и сгоревшей зоны: . Что касается то эта составляющая представляет собой механическую работу возникающую в результате изменения объема несгоревшей зоны - удельная энтальпия газа в не сгоревшей зоне.
В случае внутреннего смесеобразования несгоревшая зона состоит из воздуха и остаточных продуктов сгорания. Так как доля последних в воздухе невелика можно принять что удельная теплоемкость этой зоны такая же как для чистого воздуха и через нее выразить изменения внутренней энергии этой зоны:
Газовая постоянная для несгоревшей зоны которая в случае внутреннего смесеобразования рассматривается как газовая постоянная смеси также двух компонентов воздуха и остаточных газов аналогична выражению (1.38):
где Rв - газовая постоянная воздуха. Газовая постоянная остаточных газов в общем случае. Из-за относительно низких температур в несгоревшей зоне изменение Rв в зависимости от несущественно и обусловлено только . Однако при >1 (случай внутреннего смесеобразования) можно принять . С учетом всех этих высказываний из уравнения энергии (2.14) окончательно получим изменение температур рабочего тела в несгоревшей зоне:
3.2.Уравнения состояния и энергии для сгоревшей зоны
Уравнение состояния для сгоревшей зоны запишется аналогично (2 .1 3 ):
или в дифференциальной форме:
Уравнение энергии для сгоревшей зоны на основе первого закона термодинамики аналогично (2.14) запишется так:
Тепловыделение в сгоревшей зоне есть тепловыделение по всему объему КС поэтому
Энтальпия потока поступающего в сгоревшую зону равна энтальпии потока покидающего несгоревшую зону:
где удельные энтальпии выражаются так же как в (2.14 )При этом есть механическая работа в результате изменения объема сгоревшей зоны а - теплообмен со стенками КС и с несгоревшей средой.
Изменение внутренней энергии для сгоревшей зоны приведенноев левой части (2.19 ) определяется из общей функциональной зависимости
При определении газовой постоянной сгоревшей зоны R" в отличие от несгоревшей зоны получают высокие значения температур изменение которых влияет на характер изменения R ". Так что аналогично внутренней энергии (2.22) имеем
Тогда окончательно из уравнения энергии (2.19) получим выражение для изменения температуры сгоревшей зоны:
Из этого уравнения видно что для определения изменения температуры в сгоревшей зоне необходимо задавать законы тепловыделения и теплообмена. Для несгоревшей зоны согласно (2.17) тепловыделение отсутствует. Очевидно что (2.26) можно еще преобразовать с учетом дифференциального уравнения состояния исключив из него изменение давления а также с учетом уравнения (2.25) для газовой постояннойт .е . выполнить преобразования как для однозонной модели.
Следует подчеркнуть что двухзонная модель позволяет также решать две основные задачи рабочего процесса:
. Определять изменение температуры в отдельных зонах и давления в цилиндре по заданному закону тепловыделения
. Определять тепловыделение при заданном изменении давления. Как и в случае однозонной модели рассмотрим возможности определения некоторых вспомогательных величин необходимых при практическом использовании уравнений (2.17 ) (2.26 ).
4.Особенности расчета теплообмена при двухзонной модели рабочего процесса с
Все известные формулы для расчета нестационарного но осредненного по поверхности КС теплового потока или коэффициента теплоотдачи содержат осредненную по объему КС нестационарную температуру и поэтому могут быть успешно использованы в случае однозонной модели
[4 9 ] . При двухзонной модели в сгоревшей зоне мы имеем высокую температуру сильно отличающуюся от температуры в несгоревшей зоне что приводит к тому что эти зоны обмениваются теплотой со стенками КС и между собой.
Это требует раздельного расчета теплообмена в обеих зонах следовательно задача по сравнению с однозонной моделью усложняется.
В двигателях с внутренним смесеобразованием рабочий процесс (особенно при повышенных нагрузках) сопровождается интенсивным выделением сажи высокотемпературные мельчайшие частицы которой являются основным генератором излучения в КС. Доля лучистого теплового потока достигает значительных величин и ее можно рассчитать с применением осредненного значения степени черноты и температуры излучающего газа в КС [ 16 ] .теплового потока для обеих зон в общем случае записывают в виде теплового баланса:
где характеризует конвективный теплообмен со стенками КС имеющими площадь поверхности FW ; - конвективный теплообмен отнесенный к площади разделения сгоревшей и несгоревшей зон; QR - лучистый (радиационный) теплообмен.Для сгоревшей зоны теплообмен со стенками выражается так:
Конвективный теплообмен отнесенный к площади разделения зон по существу следует рассматривать как теплопередачу между зонами через линии фронта пламени (линии разделения).
Коэффициент теплопередачи в таком случае
где коэффициенты теплоотдачи со стороны сгоревшей и несгоревшей зон соответственно; - теплопроводность линии фронта разделения зон. Согласно основным допущениям двухзонной модели принятым в самом начале этой главы толщина фронта
разделения этих зон . Тогда коэффициент теплопередачи из (2.28) представляется как приведенный коэффициент теплоотдачи
а сам процесс теплообмена действительно можно назвать конвективным теплообменом. Для площади разделения имеем
Радиационный теплообмен значителен только для сгоревшей зоны так как в ней находятся сажистые частицы при этом радиационный тепловой поток действует на всей площади окружающей сгоревшую зону среды ():
Подстановка выражений (2 .27 ) (2 .З) и (2.32) для тепловых потоков в уравнение (2.27) теплового баланса дает изменения теплового потока по времени для сгоревшей зоны:
С учетом того что несгоревшая зона не содержит частиц сажи основных генераторов излучения при внутреннем смесеобразовании а основной компонент этой зоны - воздух - является диатермическим телом можно считать что радиационный теплообмен в этой зоне отсутствует. Тогда аналогично (2.33) будем иметь
В выражениях (2.32) - (2.34) площади поверхности и в течение процесса все время меняются и точное определение их мгновенных значений очень сложно. Это в особенности относится к двигателям с внутренним смесеобразованием где из-за распыления из многодырчатой форсунки образуются несколько очагов сгорания как результат нескольких сгоревших зон. Основное представление о формах и объемах этих зон можно получить посредством высокоскоростной фото- и кинорегистрации на опытных установках [ 10 ] . Однако такое оборудование является дорогостоящим и не всегда имеется в распоряжении. Но если даже такая возможность есть все равно возникают сложности при расшифровке снимков из-за отсутствия на них третьего измерения. Очевидно можно считать что площади являются пропорциональными соответствующим текущим объемам
где - общая мгновенная площадь тепловоспринимающей поверхности цилиндра.
Более проблематично определение площади разделения зон которая к моментам начала и конца сгорания равна нулю. Величина ее между этими моментами в основном определяется способом смесеобразования и сгорания. В настоящее время более или менее достоверно эту площадь можно оценить о помощью скоростной кинофотосъемки. Такую информацию необходимо иметь хотя бы для аналогичных ДВС. Приближенное определение площадей и и коэффициентов теплоотдачи сопровождается ошибками и в целях их уменьшения целесообразно сопоставлять полученный для двухзонной модели общий тепловой поток из сгоревшей и несгоревшей зон с тепловым потоком однозонной модели. Если разница при этом небольшая можно утверждать что теплообмен в случае двухзонной модели рассчитан удовлетворительно.
Право на такое утверждение дает тот факт что теплообмен однозонной модели значительно лучше исследован и мы принимаем что существенных ошибок при его определении не ожидается.Все сказанное подтверждает что расчет теплообмена при двухзонной модели связан с гораздо большими сложностями чем при однозонной модели.
5.Определение объемов несгоревших и сгоревших зон
Из уравнений (2.17) и (2.26) видно что для расчета параметров рабочего тела на основе двухзонной модели следует определить изменения объемов несгоревшей и сгоревшей зон.
Кроме того согласно (2.35) знание мгновенных объемов и необходимо для определения площадей теплообмена в отдельных зонах. В случае однозонной модели как мы уже убедились требуется задать изменение только общего объема цилиндра и это несложно при заданных кинетической схеме кривошипно-шатунногомеханизма и геометрических размерах КС. В случае двухзонной модели мгновенный общий объем цилиндра
Так как определить несложно то как видно из последнего выражения в случае определения легко вычислить и наоборот.
Изменение объема несгоревшей зоны сначала определим из (2.17) и в полученное выражение подставим из дифференциального уравнения состояния (2.13) учитывая при этом что а также из (2.12 ). Тогда окончательно получим
Изменение объема сгоревшей зоны определяют согласно выражению (2.37).
6.Сравнительный анализ одно- и двухзонных моделей
Сопоставление рассмотренных выше моделей показывает что однозонная модель проще и удобнее для расчета рабочего процесса поэтому в настоящее время она находит широкое распространение.
Однако некоторая ограниченность этой модели проявляющаяся при решении отдельных задач связанных например с токсичностью теплообменом диссоциацией и т .п . требует разработки многозонных моделей Ясно что двухзонная модель является простейшей из многозонных моделей и как более обобщенная всегда может быть использована вместо однозонной.
В целях сопоставления результатов расчета на основе этих двух моделей провели специальные исследования для двигателя с непосредственным впрыском без наддува. На рис. 2.1 приведены некоторые результаты расчета на режиме ; ; n=1500 мин-1.Наибольшее отклонение температур имеет место в районе верхней мертвой точки (ВМТ) после начала процесса сгорания. Разность между температурами сгоревшей и несгоревшей зон превышает 1500 К а максимальная температура сгоревшей зоны выше 2800 К.
Скорость тепловыделения (рис. 2.2 ) приблизительно до достижения температурного максимума в сгоревшей зоне выше в случае двухзонной модели по сравнению с однозонной. Это можно объяснить тем что из-за высокой температуры в фазе сгорания при двухзонной модели более существенно влияние диссоциации так что теплоемкость внутренняя энергия и вместе с ними скорость сгорания растут. После достижения значения картина получается обратной так как с уменьшением температуры теплоемкость также уменьшается причем это происходит заметнее чем в случае двухзонной модели. Вследствие этого при однозонной модели уменьшается скорость сгорания. Таким образом при двухзонной модели в первой фазе сгорания происходит более интенсивное преобразование энергии чем при однозонной модели а во второй фазе - наоборот. При этом к моменту окончания сгорания теплоотдача в стенку и тепловыделение для обеих моделей одинаковы.
Разница между потерями теплоты (рис. 2 .3) рассчитанными с применением одно- и двухзонной моделей объясняется тем что используемые формулы расчета теплообмена содержат осредненную по объему температуру рабочего тела т.е . пригодны для однозонной модели [4 9] . При их использовании в двухзонных моделях следует итерационным путем добиться совпадения расчетных значений для обеих моделей.
При разработке как однозонных так и двухзонных моделей для двигателя с внутренним смесеобразованием наиболее важным является учет изменения коэффициентов избытка воздуха (рис. 2 .4 )
Так как для определения мгновенного значения коэффициента избытка воздуха привлекается вся масса топлива сгоревшего к данному моменту времени при однозонной модели получается что в начале сгорания имеет весьма высокие значения которые к концу сгорания непрерывно уменьшаются (см. рис. 2 .4 ).
Иной характер имеет изменение для двухзонной модели когда его значение рассматривается не для всего объема КС а только для сгоревшей зоны. В этой зоне в начале имеется богатая рабочая смесь а по протекании процесса сгорания она становится беднее. На рис. 2 .4 изображено изменение функции приводящее в конечном счете к хорошему совпадению расчетных и экспериментальных значений оксидов азота. Значение в начале сгорания соответствует богатой смеси а после начала сгорания в частности в его первой фазе растет линейно до .Далее его значение остается постоянным осредненным по всему объему КС и равным т .е . тому значению которое было принято для обеих моделей и которое соответствует рассмотренному режиму работы двигателя.
Естественно что при таком воспроизведении функций есть и элемент приближения и его нельзя рассматривать как точное задание . Видимо этим обусловлено то что значения тепловыделений для одно- и двухзонной моделей не совпадают (рис. 2 .3). В двигателях с внешним смесеобразованием для которых кривые тепловыделения рассчитанные с помощью одно- и двухзонной моделей согласуется гораздо лучше.
Приближенное определение -функции при двухзонной модели очевидным образом будет отражаться на изменении температур сгоревшей и несгоревшей зон. В частности осложняется определение момента достижения макс шальной температуры и ее численного значения так как оно как известно достигается при стехиометрических количествах воздуха т .е непосредственно зависит от функции. Однако диапазон возможных отклонений расчетных значений ограничивается так как в сгоревшей зоне в конце сгорания задается. Реальные изменения этой величины можно получить расчетным путем если в начале сгорания этот коэффициент будет задан достаточно точно. При этом диапазон задания как правило небольшой.
Таким образом использование двухзонной модели для двигателя с внутренним смесеобразованием связано с гораздо большими сложностями чем однозонной. В случае необходимости ее применения следует особенно внимательно подойти к вопросу определения коэффициента избытка воздуха а также теплообмена со стенками и между отдельными зонами особенно.
Теплоперенос со стороны газа
Для использования моделирования в процессе совершенствования двигателя инструменты моделирования должны давать достаточно точные и своевременные результаты. Повышение удельной мощности дизельных двигателей до величин более 60 кВтл приводит к высоким тепловым нагрузкам в головке цилиндра и камере сгорания. Для теплового анализа структуры двигателя с использованием метода конечных элементов граничные условия со стороны газа как правило берутся из квазимерного моделирования рабочего цикла двигателя [15]. Недавние исследования показали что такая процедура имеет свои недостатки поскольку отсутствует пространственная зависимость от приложенных тепловых нагрузок и точность результатов во многом зависит от опыта инженера. Вследствие чрезвычайной сложности процессов сгорания в дизеле необходимо применять численные методы моделирования с помощью которых можно описать указанные явления и получить приемлемые результаты. Модели должны быть откалиброваны и обоснованы посредством математического эксперимента где на более простой геометрии применяются все параметры распространения струй топлива и протекания сгорания. Необходимо тщательно подобрать рассчитанные параметры для полноразмерной CFD-модели цилиндра чтобы иметь возможность описать полный цикл работы двигателя в нескольких расчетных точках. Граничные условия со стороны газа для конечно-элементного анализа получаются вычислением коэффициента теплообмена (h) и температуры газа (ТGAS) являющихся функциями от координат и времени. Эти параметры применяются к структурной сетке после осреднения по одному циклу работы двигателя. Используемые модели теплообмена были изменены с целью получения более точных и достоверных результатов для инженерных задач. После определения температурного поля в конечно-элементном коде в 3D-CFD моделируется следующий цикл работы двигателя и изменившиеся температуры поверхности стенки используются в расчете для нахождения полного количества переданной энергии за цикл. При подобном подходе тепловые нагрузки на все элементы камеры сгорания (поршень внутренняя поверхность гильзы головка клапаны) могут быть проанализированы и оптимизированы с большей точностью.
Успех высокооборотных дизельных двигателей в легковом транспорте обусловлен не только малым расходом топлива но также и лучшей управляемостью автомобиля благодаря высокому крутящему моменту на низких частотах вращения коленчатого вала.
Удельная мощность выше 60 кВтл приводит к повышенной тепловой нагрузке на головку цилиндра и поршень. Нагрузка на двигатель также повышается из-за необходимости обеспечить низкий расход топлива что требует снижения веса силового агрегата [10]. В современных высокооборотных дизелях используются алюминиевые отливки 4-х клапанных головок цилиндров и топливоподающие системы Common Rail.
Качество конструкции головки цилиндра и поршня оказывает большое влияние на характеристики работы и срок службы двигателя [6]. Поэтому главная цель – точное моделирование теплообмена . Результаты полученные из моделирования термодинамического цикла показывают различия в их абсолютных уровнях при отсутствии различия в пространственной разрешающей способности. Недавние исследования показали также улучшение в прогнозировании теплообмена с использованием программного обеспечения по моделированию рабочего цикла двигателя [1 3].
1. Моделирование рабочего цикла двигателя
Теплоперенос со стороны газа – важная особенность термодинамики двигателей. Его точное моделирование влияет на качественные характеристики двигателя эмиссию вредных веществ и даже на расход топлива.
В процессе совершенствования двигателя для анализа процесса сгорания и режима работы двигателя обычно используют программные пакеты моделирования рабочего цикла. Применяемые модели – квазимерные но они до сих пор применяются как быстрый и удобный инструмент для термодинамической компоновки двигателя.
В дизелях процессы сгорания и переноса выделившейся теплоты от газа к стенке камеры сгорания очень сложны поэтому они требуют численного решения. Исходные данные для вычисления теплопереноса со стороны газа берутся из моделирования рабочего цикла двигателя где процесс теплообмена зависит от времени но осреднён по пространственным координатам. Для моделирования теплообмена при рассмотрении рабочего цикла двигателя в большинстве случаев используются полуэмпирические зависимости.
При использовании их в процессе моделирования теплообмена такие зависимости показывают недостаточную точность что ведет к модификации и расширению стандартных моделей [3].
Из полученных осредненных по пространству но зависящих от времени коэффициентов теплообмена (h) вычисляется их осредненное по времени значение которое в дальнейшем принимается в качестве граничного условия в конечно-элементном анализе. Сложность заключается в применении независимого от пространственных координат результата. Распределение значений коэффициента теплообмена для различных областей таких как камера сгорания внутренняя стенка гильзы цилиндра клапаны седла клапанов или впускной и выпускной каналы зависит от инженера ведущего расчет.
Подводя итог рассмотрению теплопереноса со стороны газа в осредненных величинах полученных из расчета термодинамического цикла двигателя можно выделить следующие проблемы:
Использование обоснованного подхода для моделирования рабочего цикла двигателя.
Получение пространственно-зависимых значений коэффициентов теплообмена
2. 3D-CFD моделирование
Инструменты моделирования для трехмерной постановки задачи на сегодняшний день были значительно улучшены и уже позволяют исследовать полный рабочий цикл двигателя включая процессы смесеобразования сгорания и теплообмена. Огромное значение имеет вычисление граничных условий со стороны газа которые в дальнейшем будут использоваться для конечно-элементного анализа не только на нижней поверхности головки цилиндра и камеры сгорания (в поршне) но также и на всех поверхностях клапанов седлах клапанов во впускных и выпускных каналах. Целью моделирования является получение коэффициентов теплообмена зависящих от пространства и времени. Создается 3D-CFD модель позволяющая учесть тот факт что во время сжатия сгорания и расширения (при закрытых клапанах) одновременно рассчитываются зависящие от времени потоки во впускном и выпускном каналах с целью определения теплопереноса со стороны газа для полного рабочего цикла двигателя. CFD модель включающая в себя все вышеупомянутые области представлена на рис. 1.
Для 3D-CFD моделирования зависимые от времени граничные условия во входных сечениях впускных каналов берутся из результатов моделирования рабочего цикла двигателя. Для исследования теплообмена обычно рассматривается режим полной нагрузки когда происходит максимальный выход энергии. В случае настоящего исследования рассматривался следующий режим работы двигателя: 4000 обмин при полном открытии дросселя.
Рис. 3.1. Полноразмерная сетка CFD модели (720° ПКВ).
2.1. Пограничный слой
Стандартный подход к моделированию теплообмена в CFD-пакетах базируется на использовании логарифмических функций стенки. Такой подход получен при рассмотрении стационарного течения несжимаемой жидкости однако течения во время процесса сгорания не являются таковыми. Кроме того логарифмическая функция стенки имеет силу только в ограниченной области безразмерного расстояния от границы y+:
На величину безразмерного расстояния от границы y+ оказывают влияние параметры течения (скорость турбулентная кинетическая энергия) и нормальное расстояние до центра ближайшей к стенке ячейки (уp). Результаты моделирования показывают что во время некоторых фаз работы двигателя не получаются точные значения y+. Таким образом результаты 3D-CFD моделирования все еще не совершенны но повышение их качества по сравнению с полуэмпирическими моделями очевидно.
Одним из ключевых моментов точного моделирования процессов теплообмена в условиях сгорания в двигателе является снижение влияния разрешения расчетной сетки на коэффициент теплообмена. Кроме того при рассмотрении движения вблизи поверхности стенки необходимо учитывать сжимаемость жидкости. Поэтому может использоваться модифицированная модель которая учитывает зависимость давления (плотности) от процессов теплообмена. Применяемая модель учитывает сжимаемость и претендует на меньшую зависимость от величины шага расчетной сетки.
Во время сгорания термический пограничный слой становится очень тонким поэтому сетка должна измельчаться. Основные численные исследования динамики струй обычно проводятся в декартовых сетках которые позволяют получить хорошее качество разбиения. Для расчета смесеобразования и сгорания на первом этапе рассматривается сектор камеры сгорания для калибровки параметров струи и процесса сгорания. Сетка может быть сгенерирована таким образом чтобы оказывать как можно меньшее влияние на процесс распространения струи топлива например линии сетки могут быть сориентированы вдоль оси струи (рис. 2). С другой стороны такой подход не учитывает все геометрические особенности такие как выточки под клапана и приводит к предположению о симметричности тепловых нагрузок для всех секторов. Подробное описание специального подхода к построению сеток и моделированию динамики струй процесса сгорания дано в [13].
Рис. 3.2. Сектор камеры сгорания. Область сетки вблизи распылителя форсунки (увеличено).
2.2. Моделирование динамики струй топлива и процесса сгорания
В данной работе использовалась модель распада струи с уточненными константами. При использовании методики данной в [13] необходимость уточнять коэффициенты отпадает в силу совершенства сетки. Сетки с фиксированным разбиением в области струи (неизменным при движении остальной части сетки) позволяют без изменений применять параметры полученные в результате моделирования струи при расчете двигателя. На рис. 3 и 4 представлена типичная форма топливной струи в величинах долей испарившегося топлива и температурного поля. На рисунках слева даны сечения по осям цилиндра и струи топлива а на рисунках справа представлены сечения перпендикулярные предыдущим и также проходящие через ось струи. Рисунки в правой части также показывают влияние закрутки потока в цилиндре на испарение топлива.
Рис. 3.3. Концентрация испарившегося топлива (5° ПКВ до ВМТ 4000 обмин полная нагрузка).
Рис. 3.4. Температурное поле (5° ПКВ до ВМТ 4000 обмин полная нагрузка).
Полученные температуры стенки использующиеся при моделировании рабочего процесса двигателя влияют на энергетический баланс вычисленное же значение h менее подвержено влиянию. Это объясняется тем фактом что коэффициент теплоотдачи потока газа зависит в основном от скорости течения и в меньшей степени от свойств жидкости вблизи твердой поверхности на которые влияет температура стенки. В рубашке охлаждения тепловой поток больше зависит от свойств жидкости т.к. в этом случае характерны невысокие скорости течения [4 9].
Для моделирования в CFD используют те же значения температуры стенки что были использованы в модели теплообмена при одномерном моделировании рабочего процесса. Сравнительные кривые изменения давления в цилиндре двигателя полученные в результате двух способов моделирования дают одинаковые средние индикаторные давления (рис. 5).
Рис. 3.5. Среднее давление в цилиндре (1D и 3D).
В стандартном логарифмическом законе величина коэффициента теплообмена определяется для двух областей - 11.06 y
и в турбулентной области ( ): 11.06 y
В выражении (6) Р-функция описывает добавочное сопротивление ламинарного подслоя теплообмену [8]. Для полноразмерной модели включающей выточки под клапана и другие геометрические особенности моделирование процесса распространения струй и сгорания проводится так же как и для секторной сетки. При этом применяются параметры процесса распространения струй и сгорания откалиброванные для секторной сетки. Мерой качества CFD моделирования является среднее индикаторное давление. Оно сравнивается с результатами моделирования рабочего цикла двигателя. Когда достигается удовлетворительное совпадение осуществляется наложение на сетку и осреднение коэффициента теплообмена на основании пространственно зависимых значений этой величины которые записываются в файл для каждых n градусов поворота коленчатого вала где n берется из диапазона от 1 до 5.
3. Наложение на конечно-элементную сетку величин коэффициента теплообмена
Значения h полученные из CFD моделирования (зависящие от пространства и времени) применяются в качестве граничных условий к фиксированной в пространстве конечно-элементной сетке (NASTRAN или ABAQUS) для всех значений угла поворота коленчатого вала. Само по себе наложение граничных условий осуществить несложно (в ближайшей точке) т.к. разрешение конечно-объемной сетки намного выше чем конечно-элементной. Необходимо провести преобразование результатов CFD расчетов соответственно функциям перемещения поршня и клапанов. Такая операция проводится для следующих элементов:
Камера сгорания (без учета седел и тарелок клапанов)
Внутренняя поверхность гильзы цилиндра
Тарелки впускных клапанов
Тарелки выпускных клапанов
В качестве граничных условий используются значения h и ТGAS. Пример наложения граничных условий приведен на рис. 6. Значения коэффициентов теплообмена и температуры газа были взяты из упрощенного моделирования и должны быть циклически отражены согласно числу отверстий распылителя форсунки.
Рис. 3.6. Значения коэффициента теплообмена для 5° ПКВ до ВМТ (наложены на конечно-элементную сетку головки поршня).
4. Осреднение результатов
Для осреднения по времени величин коэффициента теплообмена и температуры газа использ
ются следующие зависимости:
После осуществления осреднения по времени определяется суммарный перенос энергии а также значения h и ТGAS для каждого узла на границе конечно-элементной сетки они вводятся в конечно-элементный решатель.
В результате последующего расчета получается температура стенки. Если она сильно отличается от задававшейся при расчете в CFD модели необходимо пересчитать весь цикл работы двигателя с использованием уточненного значения температуры и снова осуществить сверку результатов.
В качестве примера на рис. 7 показаны значения h и ТGAS на внутренних поверхностях головки цилиндра впускных и выпускных каналов [10]. Фактически главным результатом данной работы является возможность определять величины коэффициента теплообмена в зависимости от пространственных координат для последующего конечно-элементного анализа.
Рис.3. 7. Осредненные по времени значения h (слева) и TGAS (справа) на режиме 4000 обмин полная нагрузка.
Для верификации использованного метода расчетов было проведено экспериментальное исследование быстроходного дизельного двигателя с высокими тепловыми нагрузками.
Головка цилиндра была оснащена датчиками теплового потока подробно описанными в [14]. Давление определялось с использованием датчиков устанавливаемых на место свечи предпускового подогрева. Чтобы иметь возможность найти энергетический баланс осуществлялось точное определение температур охлаждающей жидкости и моторного масла.
На рис. 8 показаны результаты еще одного исследования в котором теплообмен со стороны газа берется из моделирования рабочего цикла двигателя. Наблюдается хорошее совпадение измеренных и вычисленных значений температуры газа вблизи стенки во многих областях но не во всех. Различия могут проявляться по нескольким причинам. Первая конечно же это места измерения температур поскольку существуют большие градиенты температур между газом и охлаждаемой стенкой. Незначительное смещение действительного места установки датчика относительно предполагаемого приводит к заметным различиям результатов. Другая причина неточность в выборе граничных условий а следовательно (даже при рассмотрении другого двигателя) и применяемого метода расчета.
Рис. 3.8. Сравнение рассчитанных и измеренных температур (12-ти литровый дизельный двигатель номинальный режим).
На рис. 9 дан тепловой поток экспериментально определенный для двигателя работающего при высокой нагрузке измеренный с использованием настоящего подхода. Методика измерения описана в [14]. Наблюдается хорошее согласование с результатами моделирования. Если пренебречь излучением сажи ее отложением и эффектами турбулентности (взаимодействием струи топлива и твердой стенки) то соответствие тоже оказывается хорошим. Таким образом можно предположить что некоторые эффекты компенсируют друг друга.
Первым шагом к улучшенному физическому моделированию является учет эффектов сжимаемости жидкости при вычислении теплообмена. Адаптация модели Хана [5] для малых значений (25) была представлена с целью сохранения полученных значений h в физически обоснованном диапазоне. Основной вклад в улучшение предсказания процессов теплообмена в случае определения температур материала методом конечных элементов дает применение 3D-CFD методов расчета (учитывающих зависимость искомых величин от времени и пространственных координат) для вычисления теплообмена со стороны газа
При первом расчете рабочего цикла двигателя были предварительно определены константы и температуры поверхностей для различных элементов (поршень клапана седла клапанов каналы и т.д.). При повторном расчете рабочего цикла эти величины были уточнены. Для этого были использованы зависящие от пространственных координат значения температур поверхностей полученные из конечно-элементного анализа. Кроме того более точные температурные граничные условия задаваемые при повторном расчете рабочего цикла дают возможность уточнить начальные условия. Например величина завихренности рабочего тела в цилиндре в начале такта выпуска полученная из первого расчета цикла оказывает значительное влияние на теплообмен.
Рис.3.9. Сравнение величины вычисленного и измеренного теплового потока 4000 обмин полная нагрузка.
В настоящей работе были обсуждены некоторые детальные исследования процесса
теплообмена со стороны газа в высокооборотных дизельных двигателях. Было показано
что при использовании 3D-CFD характеристики теплообмена в цилиндре двигателя могут
вычисляться с учетом их зависимости от пространства и времени. В работе представлено
сравнение между зависимыми от времени результатами расчета и соответствующими
Усовершенствованный анализ теплообмена в двигателе должен отвечать следующим
Результаты одномерного моделирования рабочего цикла двигателя должны использоваться как граничные условия во входных сечениях впускных и выпускных каналов а также для инициализации термодинамического расчета.
Необходимо точное моделирование трехмерного течения (точная степень сжатия учет геометрических деталей таких как выточки под клапана радиус камеры в поршне сопловые отверстия и т.п.).
Усовершенствованные модели теплообмена (сжимаемость взаимодействие со стенкой).
Автоматическая обработка данных для зависящих от времени результатов теплообмена и осреднения по циклу.
Использование полученных значений h и ТGAS в стандартных конечно-элементных решателях (включая переход от конечно-объемных к конечно- элементным сеткам и обратно).
В последнее время анализ процессов теплообмена получил большую роль в развитии двигателей. Некоторые вопросы тесно взаимосвязаны с теплообменом например анализ теплового состояния когда температуры материала должны оставаться ниже критических значений для предотвращения поломки двигателя. Более того правильное численное моделирование теплообмена является предпосылкой точного расчета процессов смесеобразования и сгорания. Это позволяет использовать СFD моделирование для улучшения показателей экологичности и эффективности работы двигателя на ранних стадиях его разработки.
Список использованной литературы
Иващенко Н.А Кавтарадзе Р.З. Многозонные модели рабочего процесса двигателей внутреннего сгорания.Учебное пособие .Москва. Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана 1997.58с.ил.