Modeling of reciprocating engine cycle in the process of exhaust gases recirculation

Full Text

УДК 621.43.001:621.892.096.1.004.16 ТСМ № 12-2014 Моделирование цикла поршневого двигателя при рециркуляции отработавших газов Д-ра техн. наук А.А. Гаврилов, А.Н. Гоц (Владимирский госуниверситет, hotz@mail.ru) Аннотация. Представлена операционная модель двухцилиндрового дизеля с закрытой системой вентиляции (ЗСВ) картера. Составлена система дифференциальных уравнений, описывающих процессы, которые протекают в цилиндре, впускном и выпускном трубопроводах. Разработана программа расчетов процессов двигателя с ЗСВ картера с перепуском во впускной трубопровод. Ключевые слова: операционная модель, математическая модель, цикл, дизель, отработавшие газы (ОГ), система вентиляции, картер, выбросы вредных веществ. До 1970 г. считалось, что долю выбросов вредных веществ из картера дизеля можно не принимать во внимание, так как их уровень составлял около 2% углеводорода СН, 0,2% угарного газа СО и 0,05% окислов азота NOx от всех выбросов с ОГ двигателя. В настоящее время в связи с проведением значительных мероприятий по защите окружающей среды выбросы вредных веществ в атмосферу с ОГ дизелей существенно уменьшились. Во-первых, в серийных двигателях широко применяются каталитические нейтрализаторы ОГ; во-вторых, на некоторых конструкциях используются система рециркуляции ОГ и противосажевые фильтры. Ужесточение норм выброса вредных веществ поставило перед конструкторами задачу значительного совершенствования рабочего процесса. Поскольку уровень выброса картерных газов в дизелях остался практически постоянным, то при общем снижении выброса вредных веществ доля выбросов картерных газов стала более весомой. Она может достигать 0,95 г/(кВт·ч) (все компоненты) при различных состояниях двигателя, в т.ч. и на новых моделях [1], что требует принятия мер по снижению этих выбросов. Применение на дизеле ЗСВ картера, предполагающей перепуск картерных газов во впускной трубопровод, приведет к определенным изменениям характера процессов, происходящих не только во впускной системе, но и в цилиндре при сгорании топливовоздушной смеси за счет изменения состава заряда [1, 2]. Рассмотрим математическое описание процессов дизеля 2Ч 10,5/12 (Д120) со штатной системой вентиляции картера и неравномерным чередованием вспышек [3, 4]. Для выбора уровня математической модели рабочего процесса и целесообразных методов описания процессов в элементах дизеля разработана операционная модель двухцилиндрового дизеля с неравномерным чередованием вспышек и бесклапанной ЗСВ картера, представленная на рис. 1. Под операционной моделью будем подразумевать модель функционирования сложной системы, в которую в качестве составных частей входят та система, над которой производится операция, и система, производящая операцию, - человек, ЭВМ или машинная система. На рис. 1 и при последующем описании процессов, протекающих в объектах двигателя, приняты обозначения: M - масса рабочего тела; G, - расходы свежего заряда и ОГ через органы газораспределения; p, T, V - текущие значения давления, температуры и объема; μ - коэффициент расхода. Индексы: p, s - выпускной и впускной трубопроводы; с - цилиндр двигателя; o - окружающая среда; r - картер двигателя; d - дополнительный объем; f - дополнительный воздухоочиститель; j - номер цилиндра. Двойной индекс обозначает перетекание газа из одного объема в другой, например pc - перетекание газа из выпускного трубопровода в цилиндр. Подавляющее большинство входящих в состав модели объектов имеет размеры, при которых для длин l и диаметров d выполняется условие l ≤ 6d. Это дает основание принять для описания квазистационарную модель. Для описания термодинамических процессов использовались уравнения сохранения массы, баланса энергии и состояния. Система дифференциальных уравнений обеспечивает расчет текущей массы рабочего тела и давления в каждом объекте двигателя. Температуры вычисляются по уравнению состояния . Поэтому в приведенном ниже описании процессов, протекающих в системах двигателя, уравнения для вычисления температур не приводятся. При модернизации базовая математическая модель цикла дизеля была дополнена описанием процессов, происходящих при перепуске картерных газов во впускной трубопровод и в цилиндры двигателя, в частности расхода картерных газов . Системы дифференциальных уравнений, описывающих расчет текущей массы рабочего тела и давления в каждом объекте двигателя, имеют вид: - в цилиндре ; ; - в выпускном трубопроводе ; ; - во впускном трубопроводе ; ; ; ; ; . Расходы газов через клапаны вычисляются по уравнению: , где ψ - функция, зависящая от отношения давлений до и после клапана, через который идет истечение; F - текущее проходное сечение клапанного отверстия; p - давление в объеме, откуда идет истечение газа. Поскольку в операционной модели двухцилиндрового дизеля с ЗСВ картера учитываются сопротивления основного и дополнительного воздухоочистителей, то соответствующие коэффициенты расхода µ вычисляются по уравнению [3]: , где ρ - плотность газа. Описанная математическая модель положена в основу программы расчета цикла дизеля 2Ч 10,5/12 с перепуском картерных газов во впускной трубопровод [6]. Учитывая различные степени запыленности воздухоочистителей, с помощью программы можно определять текущие показатели, средние за цикл и в выбранный промежуток времени как в массовых, так и в объемных единицах измерения [3]. В частности, согласование по средним значениям и может показать совместную работу двухцилиндрового двигателя и компрессора в зоне высокого значения КПД компрессора, а текущие значения точек совместной работы могут выходить за пределы устойчивой работы компрессора, т.е. в зону помпажа. При расчете дизеля с ЗСВ картера и турбонаддувом определяющее влияние на показатели двигателя оказывают параметры воздуха (свежего заряда) во впускной системе после компрессора. К этим параметрам относятся: степень повышения давления , расход воздуха и КПД компрессора . По положению их текущих значений на характеристике компрессора можно судить о качестве согласования совместной работы поршневого двигателя и агрегата наддува. При этом, как было зафиксировано ранее [4], чем больше колебания давления и на впуске, что зависит от числа подсоединенных к трубопроводу цилиндров и объема впускной системы , тем меньше достоверность результатов согласования совместной работы двигателя и турбокомпрессора по средним за цикл параметрам. Для оценки влияния ЗСВ картера на выбросы вредных веществ с ОГ дизеля 2Ч 10,5/12 проведены стендовые испытания. В качестве основного метода исследования выбран метод сравнительного анализа результатов измерения выбросов вредных веществ из выпускного трубопровода дизеля с открытой системой вентиляции (ОСВ) картера и с опытной ЗСВ картера. Концентрации вредных веществ и дымность ОГ определялись с помощью газоанализатора AVL DiCom 4000/NOx и дымомера AVL Smoke meter 415S с погрешностями измерения 5 и 1% соответственно. Показатели токсичности измерялись при различных нагрузках на двух скоростных режимах: номинальной мощности Ne н (частота вращения коленчатого вала n = 2000 мин-1) и максимального крутящего момента Me max (n =1500 мин-1). Результаты испытаний приведены на рис. 2. С увеличением нагрузки отмечено влияние рециркуляции картерных газов на изменение выбросов вредных веществ из выпускного трубопровода двигателя. В частности, дымность ОГ снижается с 9 до 5% и с 19 до 15% при максимальных нагрузках 110 и 120 Н∙м, соответствующих частотам 2000 и 1500 мин-1. При этом концентрация оксидов азота NOx на режимах Ne н и Me max изменилась на 4-6%. По отношению к количеству NOx доля выбросов СО и СН составляет менее 10%. Зафиксировано снижение концентрации СО и увеличение концентрации СН в ОГ в пределах 2-5%. Отметим, что рециркуляция картерных газов во впускной тракт оказывает определенное воздействие на изменение выбросов вредных веществ с ОГ исследуемого дизеля. Согласно полученным результатам экспериментальных исследований, это влияние несущественно и может находиться в пределах погрешности измерительной аппаратуры. Применение на исследуемом двигателе ЗСВ картера вместо штатной ОСВ целесообразно, несмотря на кажущуюся незначительность изменения экологических показателей ОГ, так как снижает общее воздействие двигателя на окружающую среду. По результатам испытаний можно сделать вывод, что перепуск картерных газов снижает дымность дизеля, а степень его влияния на такие экологические показатели, как выбросы СО, СН и NOx, несущественна, поскольку они незначительно отличаются от показателей дизеля без перепуска картерных газов. Теории расчета расхода катерных газов через систему вентиляции, обеспечивающей приемлемое совпадение с результатами эксперимента, не существует. Объясняется это прежде всего трудностями аналитического определения количества прорывающихся через поршневую группу газов, а также сложностью процессов перемешивания этих газов с масляным туманом в картерной части двигателя и последующей эвакуации образующейся смеси [5]. В работах [5-7] предложена эмпирическая зависимость для приблизительной оценки расхода картерных газов , л/мин, двигателем на режиме максимальной мощности: , где - номинальная мощность двигателя, л.с.; - коэффициент пропорциональности, равный 3,54 л.с.∙ч/м3. Однако выполненные по этой формуле расчеты показали, что погрешность вычислений может составить до 16% [7].

About the authors

A. A Gavrilov

Vladimir State University

A. N Gots

Vladimir State University

Email: hotz@mail.ru

References

Supplementary files