Проблемы машиностроения и надежности машин, 2021, № 1, стр. 97-107

Актуальность проблемы. Все опасения, связанные с дефицитом ресурса природного топлива, ужесточением норм экологии, а также с сомнением в значимости двигателей внутреннего сгорания (ДВС) и с верой появления лучших альтернативных двигателей, утверждающие за последние 50 лет, что ДВС прослужит не больше пары десятилетий, к настоящему моменту оказались неверными. Основным источником энергии для наземного и водного транспорта в обозримом будущем остается поршневой ДВС, имеющий наивысший коэффициент полезного действия (КПД) среди существующих в настоящее время тепловых двигателей.

Более реальным является внедрение альтернативных топлив [1–5], применению которых уделяется большое внимание, и среди которых наиболее перспективным является водород. Преимущества водорода, как моторного топлива, заключаются в его замечательных теплофизических свойствах: высокая удельная теплота сгорания (примерно в три раза больше, чем у бензина), высокая скорость сгорания (скорость ламинарного пламени в воздухе примерно в шесть раз выше по сравнению с бензином) и широкие концентрационные пределы горения (коэффициент избытка воздуха α_в = = 0.13–10). Однако, низкое значение минимальной энергии воспламенения (0.017 мДж при α_в = 1, что примерно в 15 раз меньше, чем у бензина [6–8]) могут привести к трем аномальным явлениям в рабочем процессе водородного двигателя с внешним смесеобразованием: 1) воспламенение свежего заряда на такте впуска (так называемый обратный выброс); 2) детонация или подобное детонации сгорание, обычно свойственное и другим газовым топливам [9, 10]; 3) преждевременное воспламенение. Известные экспериментальные исследования показывают, что основной причиной этих нежелательных явлений является повышение температуры отработавших газов, имеющее место при стехиометрических и близких к ним смесях, и их перемешивание со свежей водородно-воздушной смесью в момент перекрытия клапанов [8]. Установлено, что использование обедненной смеси (α_в ≥ 1.5–1.6) в водородных двигателях с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием предотвращает указанные аномальные явления и гарантирует устойчивую работу и вполне приемлемую эмиссию оксидов азота в широком диапазоне скоростных режимов работы [6, 8, 10, 11].

С другой стороны, специфический характер горения водорода, обусловленный указанными теплофизическими свойствами, прежде всего, высокие (по сравнению с бензиновым двигателем) значения скорости тепловыделения, а также локальных и максимальной за цикл температур рабочего тела, одновременно с измененными характеристиками течения в цилиндре, обусловливают изменения условий конвективного теплообмена и возникновения термических нагрузок на основные детали, в частности на поршень. Это приводит к необходимости проведения исследований термических нагрузок на огневой поверхности поршня и его теплового состояния, что особенно важно при конвертировании серийных бензиновых двигателей на водород.

Несмотря на очевидную актуальность такой задачи, до настоящего времени не известны исследования по теплообмену в камере сгорания водородного двигателя с внешним смесеобразованием, за исключением работы [10], касающейся водородных дизелей.

Целью статьи является моделирование локальных нестационарных тепловых нагрузок на поверхности камеры сгорания (КС) и прогнозирование теплового состояния поршня водородного двигателя с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием, работающего на обедненной горючей смеси.

Краткая характеристика экспериментального двигателя. Исследования проводились на водородном двигателе с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием, созданным на базе серийного, 4-х цилиндрового, атмосферного ДВС с электронным впрыскиванием во впускной коллектор, производства Китайской автомобильной компанией Чанань. Конвертирование базового бензинового двигателя в водородный двигатель было осуществлено в Пекинском политехническом институте (ПТИ). Описание опытной установки с исследуемым двигателем, а также некоторые результаты проведенных экспериментальных исследований, приведены в [12–15]. В табл. 1 приведены основные технические данные экспериментального водородного двигателя, сохраняющего основные конструктивные параметры базового ДВС без существенных изменений. Исключением является система подачи топлива, в которой из-за низкой плотности газообразного водорода и, соответственно, большого объемного расхода, требуемого для его впрыскивания, на каждый цилиндр вместо одного устанавливаются два инжектора, предназначенных для подачи газообразного водорода. В результате в каждом впускном канале (на каждом цилиндре имеются два таких канала) расположен инжектор.

При экспериментальных исследованиях, проведенных в широком диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режимов работы двигателя, регулировались и регистрировались цикловая подача водорода и коэффициент избытка воздуха. Кроме того, проводились индицирование водородного двигателя, измерения концентраций [NO_x] в отработанных газах и температуры этих газов, а также все другие необходимые измерения (частота вращения коленчатого вала, мощность, крутящий момент, расходы воздуха и водорода, индикаторный и эффективный КПД). Результаты этих измерений были использованы, в частности, для верификаций модели рабочего процесса водородного двигателя.

Краткое описание разработанного метода исследования локального теплообмена и теплонапряженного состояния основных деталей водородного двигателя. Процесс нестационарного локального теплообмена между высокотемпературным рабочим телом и основными деталями ДВС (поршень, головка цилиндра, клапаны, гильза) является следствием рабочего процесса. С другой стороны, характер протекания процесса теплообмена влияет не только на эффективность самого рабочего процесса, но и в значительной мере определяет теплонапряженное состояние двигателя в целом и, как результат, надежность и продолжительность его жизненного цикла. Поэтому любое усовершенствование и связанная с ним реорганизация привычного рабочего процесса с ведением элементов новизны приводит к необходимости детального исследования процесса локального теплообмена, реагирующего даже на небольшие изменения в рабочем процессе. Исследование такого взаимного влияния, обусловленного из-за существования очевидной обратной связи между рабочим процессом и процессом теплообмена, представляющего собой актуальную задачу, особенно важно для водородного двигателя с внешним смесеобразованием, созданного на базе серийного бензинового ДВС и до настоящего времени практически не изученного с этой точки зрения.

Предложенный в настоящей статье метод исследования локального теплообмена и теплонапряженного состояния основных деталей водородного двигателя, в частности поршня, основан на следующей последовательности:

1. 3D-моделирование рабочего процесса на основе фундаментальных уравнений переноса количества движении (Навье–Стокса), энергий (Фурье–Кирхгофа), диффузии (Фика) и неразрывности, записанных в форме Рейнольдса, и дополненных моделями: турбулентности, теплообмена в пограничном слое, горения, образования вредных веществ (подробное описание, анализ и результаты верификации модели приведены в [2, 10, 16–18]). Следовательно, определяются термические граничные условия в виде локальных нестационарных значений коэффициентов теплоотдачи α(φ) и температур рабочего тела за пределами термического пограничного слоя Т_∞(φ), т.е. термические граничные условия III рода. Данная модель, успешно апробированная ранее для двигателей различного типа-размера [2, 10], впервые применяется для водородного двигателя с внешним смесеобразованием и искровым зажиганием.

2. Переход от нестационарных термических граничных условий α(φ) Т_∞(φ) к эквивалентным стационарным граничным условиям для определения стационарного теплонапряженного состояния основных деталей ДВС: к осредненному коэффициенту теплоотдачи $\bar {\alpha }$ и результирующей температуре Т_∞рез = $\frac{{\int_0^{{{\tau }_{{\text{к}}}}} {\alpha {{T}_{\infty }}d\tau } }}{{\int_0^{{{\tau }_{{\text{к}}}}} {\alpha d\tau } }}$, где τ = φ/ω – текущее время; φ – угол поворота коленчатого вала (УПКВ); ω – угловая скорость вращения коленчатого вала; τ = 0 и τ = τ_к – моменты начала и конца рабочего цикла соответственно.

3. Проведение численных экспериментов по моделированию термических граничных условий и теплового состояния (стационарных температурных полей) основных деталей водородного двигателя, в частности поршня, для широкого диапазона скоростных режимов работы двигателя в зависимости от регулируемых и конструктивных факторов. При этом моделирование стационарного 3D-температурного поля поршня осуществляется на основе дифференциального уравнения Лапласа с применением программного комплекса ANSYS.

Очевидно, что анализ результатов исследований, полученных путем моделирования и экспериментального исследования, позволяет сформулировать практические рекомендации для конвертирования серийного бензинового двигателя на водород.

Результаты моделирования тепловых нагрузок на огневой поверхности поршня. На рис. 1 представлены поршень (рис. 1а) и его огневая (тепловоспринимающая) поверхность, разделенная на отдельные зоны (в данном примере общее количество зон равно 72, рис. 1б). Плоская огневая поверхность с небольшим углублением круглой формы (диаметр 66.97 мм с глубиной 0.27 мм) имеет две выемки, расположенные под впускными клапанами. Такая конструкция головки поршня сделана исключительно для соблюдения теплового зазора между поверхностью поршня и впускных клапанов с диаметрами головки 37.6 мм. Для выпускных клапанов с диаметрами 27 мм такие выемки не предусмотрены.

Рис. 1.

Твердотельная модель поршня (а) и его огневая поверхность с делением на отдельные зоны и с выемками под впускными клапанами (б).

Принудительное зажигание водородно-воздушной смеси осуществляется с помощью электрической искры, при этом свеча зажигания имеет цетральное расположение, т.е. ее ось совпадает с осью поршня. Можно предположить, что центральное расположение первичного очага сгорания, а также конструкций КС и самого поршня способствует возникновению высоких термических нагрузок в центральной части огневой поверхности поршня. Последующие исследования доказали это предположение.

Численные эксперименты по исследованию влияния коэффициента избытка воздуха α_в на протекание характерных показателей рабочего процесса, таких как индикаторные диаграммы и соответствующие им средние по объему цилиндра температуры рабочего тела, были проведены и проверены экспериментально в широком диапазоне изменения α_в. Результаты экспериментальных исследований показали нецелесообразность работы водородного двигателя с внешним смесеобразованием на стехиометрических и близких к ним по составу водородно-воздушных смесях из-за высокой вероятности возникновения аномальных процессов сгорания. Кроме того, стехиометрическая и близкие к ней по составу водородно-воздушные смеси приводят к высокой эмиссии оксидов азота [8, 10, 12, 13]. С целью проведения сравнительного анализа исследования локального нестационарного теплообмена на скоростном режиме n = 3000 мин^–1 и угле опережения зажигания φ_заж = 15° УПКВ были проведены: на обедненной смеси (α_в = 2.195), приводящей по результатам измерения к минимальной эмиссии оксидов азота [NO_x] = 140 ppm, и на почти стехиометрической смеси (α_в = 1.163), дающей максимальную эмиссию [NO_x] = 8440 ppm. Очевидно, что при α_в = 1.163 высок температурный уровень рабочего цикла и поэтому данный режим представляет интерес с точки зрения теплонапряженного состояния поршня. Кроме того на режиме α_в = 1.163 при натурных экспериментах высока вероятность возникновения аномальных процессов сгорания водорода. В связи с этим исследования рабочего процесса и теплообмена для режимов работы на водородно-воздушных смесях, состав которых ближе к стехиометрическому (α_в = 0.9–1.3), проводились только математическим моделированием. Таким образом, расчетно-экспериментальное исследование рабочего процесса, локального теплообмена в камере сгорания и теплового состояния поршня водородного двигателя проводились в интервале изменения коэффициента избытка воздуха α_в = 0.9–2.2 и в диапазоне изменения частоты вращения коленчатого вала n = (1000–5000) мин^–1.

Отличие в изменениях давления и температуры в цилиндре (рис. 2) объясняется известной зависимостью скорости распространения фронта пламени от коэффициента избытка воздуха α_в при сгорании водорода [11]. Очевидно, что максимальные за цикл значения давления и темперауры (рис. 2) получаются при сгорании водородно-воздушной смеси, состав которой ближе к стехиометрической (α_в = 1.163). Заметим, что по опытным данным [11] при α_в = 1.163 скорость распространения пламени в постоянном объеме составляет примерно 200 м/с, а при α_в = 2.2 снижается до ∼50 м/с. Скорость тепловыделения при этом также высокая, что приводит к высоким значениям максимального давления p_z = 4.3 МПа и максимальной температуре T_z = 2674 K (рис. 2а) цикла. Очевидно, что высокие температуры, особенно локальные, превышающие среднюю температуру (рис. 2б) могут способствовать повышению не только эмиссии оксидов азота, но и термических нагрузок на поршень водородного двигателя. Это указывает на то, что при работе водородного двигателя на топливовоздушных смесях, состав которых ближе к стехиометрической, кроме аномального сгорания и повышения эмиссии оксидов азота, ожидается повышение тепловых нагрузок на основные детали и ухудшение их теплонапряженного состояния, обусловливающего надежность и продолжительность жизненного цикла двигателя в целом. С целью исследования данного фактора по результатам моделирования рабочего процесса и течения в пристеночных слоях КС были определены термические граничные условия в локальных зонах тепловоспринимающей поверхности поршня (рис. 1) описанным выше методом.

Рис. 2.

Изменения давления (а) и температуры (б) в цилиндре водородного двигателя при различных коэффициентах избытка воздуха: α_в = 1.163 (1), α_в = 2.195 (2); режим работы: n = 3000 мин^–1, φ_заж = 15° УПКВ.

На рис. 3 приведены значения нестационарных коэффициентов теплоотдачи в центральной, термически наиболее загруженной части поверхности поршня (рис. 1, зона 10). Характер изменения α_в в отдельных зонах, как показали исследования, примерно одинаковый, но отличается по величине, при этом теплоотдача аналогично рис. 3, и в других зонах на поверхности поршня (рис. 1) с увеличением α_в, заметно снижается. Например, в центральной части тепловоспринимающей поверхности поршня (рис. 1, зона 22) при α_в = 1.163 максимальное значение коэффициента теплоотдачи α_max = = 1555 Вт/(м² K), а при α_в = 2.195 снижается до α_max = 1356 Вт/(м² K). На периферийной части поверхности поршня (рис. 1, зона 70) при α_в = 1.163 имеем α_max = 11 390 Вт/(м² K), а при α_в = 2.195 – α_max = 1255 Вт/(м² K), соответственно.

Рис. 3.

Коэффициент локальной теплоотдачи в зоне 10 (рис. 1) на поверхности поршня водородного двигателя при различных коэффициентах избытка воздуха α_в = 1.163 (1) и α_в = 2.195 (2); режим работы: n = 3000 мин^–1, φ_заж = 15° УПКВ.

Сравнение характера изменений коэффициентов теплоотдачи α, приведенных на рис. 3, указывает на то, что в начальный период процесса сгорания его значение выше при бедной водородно-воздушной смеси. В основном периоде процесса сгорания, а также в процессе расширения имеем противоположную картину: с ростом коэффициента избытка воздуха α_в приводит к снижению коэффициента теплоотдачи α (рис. 3). Согласно проведенным экспериментальным исследованиям, зажигание при всех указанных выше значениях α_в происходит практически одновременно при φ_заж = idem и n = idem (φ_заж = 15° УПКВ и n = 3000 мин^–1), что видно и на индикаторных диаграммах (рис. 2).

Относительно короткая продолжительность сгорания обедненной водородно-воздушной смеси (α_в = 2.195), по сравнению со смесью, близкой по составу к стехиометрической (α_в = 1.163), хорошо заметная на индикаторных диаграммах со сдвигом максимума давления дальше от ВМТ (рис. 2), указывают на то, что при смеси α_в = 2.195 в начальный период сгорания выгорает сравнительно большее количество водорода, чем в случае смеси α_в = 1.163, и интенсивное тепловыделение приводит к повышенной скорости перемещения фронта пламени (скорости сгорания) и интенсивной теплоотдаче. В основной период сгорания интенсивность теплоотдачи выше при смеси α_в = 1.163. В целом между изменениями скоростей тепловыделения и локальных коэффициентов теплоотдачи существует заметная корреляция. Не последнюю роль в изменении интенсивности теплоотдачи, конечно, может играть и уменьшение толщины теплового пограничного слоя высокотемпературных продуктов сгорания в пристеночных зонах.

На рис. 4 приведены осредненные за рабочий цикл значения локальных коэффициентов теплоотдачи $\bar {\alpha }$ в зависимости от коэффициента избытка воздуха α_в в характерных локальных зонах огневой поверхности поршня, расположенных вдоль радиуса цилиндра (рис. 1). Видно, что с увеличением α_в средние за цикл локальные коэффициенты теплоотдачи $\bar {\alpha }$ сначала увеличиваются, достигают своего максимума, когда состав водородно-воздушной смеси ненамного превышает стехиометрический (α_в = = 1.163). Уменьшение $\bar {\alpha }$, характеризующего интенсивность теплообмена между рабочим телом и огневой поверхностью поршня, при обогащении водородно-воздушной смеси (при уменьшении коэффициента избытка воздуха α_в < 1.0) является результатом уменьшения тепловыделения из-за неполноты сгорания, приводящего к снижению осредненных по объему и результирующих температур.

Рис. 4.

Изменения осредненных за цикл локальных коэффициентов теплоотдачи $\bar {\alpha }$ на огневой поверхности поршня (зоны 10 (1), 22 (2), 34 (3), 46 (4), 58 (5) и 70 (6) на рис. 1) в зависимости от коэффициента избытка воздуха α_в; режим работы: n = 3000 мин^–1, φ_заж = 15°.

Снижение Т_∞рез в области α_в > 1.163 вызвано тем, что часть выделенной теплоты расходуется на нагрев избыточного воздуха и температурный уровень рабочего цикла снижается. Это приводит к уменьшению интенсивности теплоотдачи (величины $\bar {\alpha }$). Можно утверждать, что снижение скорости перемещения фронта пламени, вызванное обеднением водородно-воздушной смеси, приводит к снижению скорости тепловыделения и интенсивности теплоотдачи в КС.

Анализируя изменение коэффициента теплоотдачи на огневой поверхности поршня в радиальном направлении, установлено, что центральная часть этой поверхности поршня (рис. 1, зоны 10, 22, 34) характеризуется приблизительно равными значениями коэффициента теплоотдачи $\bar {\alpha }$. Заметное изменение $\bar {\alpha }$(r) вдоль радиуса цилиндра r = [0, R] наблюдается в периферийных зонах 46, 58, 70. В целом разница между локальными коэффициентами теплоотдачи в центральных и периферийных частях огневого днища водородного двигателя с внешним смесеобразованием и с гомогенным сгоранием менее заметна, чем в водородном дизеле с непосредственным впрыскиванием и гетерогенным сгоранием. В результате градиенты температуры в радиальном направлении огневой поверхности поршня меньше, чем на огневой поверхности поршня дизеля [10].

Изменения результирующих температур T_∞, рассчитанных для отдельных зон огневой поверхности поршня (рис. 1, зоны 10, 22, 34, 46, 58 и 70), зависимости от коэффициента избытка воздуха коррелируя с диаграммами изменения осредненных за цикл локальных коэффициентов теплоотдачи $\bar {\alpha }$.

После определения термических граничных условий с применением 3D-модели рабочего процесса, реализованного в 3D-CRFD-кодах AVL-FIRE, моделирование теплового состояния поршня водородного ДВС в 3D-постановке осуществляется на основе программного комплекса ANSYS. Последний совместим с программой AVL-FIRE и при генерации сетки и задании граничных условий требует меньшего разрешения. Моделирование теплового состояния деталей ДВС с помощью программы ANSYS основано на дифференциальных уравнениях Фурье (в случае нестационарной теплопроводности) и Лапласа (в случае стационарной теплопроводности).

В качестве примера на рис. 5 приведены температурные поля поршня водородного двигателя на одном из исследуемых режимов (n = 3000 мин^–1, φ_заж = 15° УПКВ) для различных значений коэффициента избытка воздуха α_вv = var. Хорошо видно, распределения температуры на огневой поверхности и по различным сечениям поршня в зависимости от изменения коэффициента избытка воздуха носит довольно консервативный, не зависимый от α_в характер. Однако имеется существенная разница между локальными температурами в характерных зонах поршня.

Рис. 5.

Температурные поля (°C) поршня водородного двигателя в зависимости от коэффициента избытка воздуха α_в ((а) – α_в = 1.163, (б) – α_в = 2.195); режим работы: n = 3000 мин^–1, φ_заж = 15°.

Максимальная величина локальной температуры, как ожидалось по определенным термическим граничным условиям (рис. 4), наблюдается при приближении состава водородно-воздушной смеси к стехиометрическому α_в = 1.163 и достигает t_max = = 407°С, а при α_в = 2.195 снижается до t_max = 321°С.

Высокие локальные температуры на огневой поверхности поршня водородного двигателя, кроме указанных выше причин, обусловлены также отсутствием на ней слоя нагара, имеющего низкую теплопроводность и представляющую собой естественный теплоизолятор поверхности КС не только в дизелях [19], но и в бензиновых ДВС [20]. Обеднение водородно-воздушной смеси снижает температуру этой поверхности.

Установлено, что на исследуемых скоростных режимах работы минимальная температура поршня, имеющая в нижней части юбки со стороны картера двигателя, в отличие от температуры огневой поверхности, практически не зависит от коэффициента избытка воздуха α_в. На режиме n = 3000 мин^–1 и φ_заж = 15° УПКВ, например, ее значение для исследуемого интервала изменения α_в находится в пределах t_min = 75–78°С (рис. 5). Увеличение частоты вращения коленчатого вала, приводившее к увеличению интенсивности конвективной теплоотдачи и локальных температур на огневой поверхности поршня, мало влияет на t_min. Это позволяет утверждать, что при конвертировании опытного бензинового серийного двигателя на водород не требуется принятие особых мер для интенсификации теплоотвода от поршня со стороны картера.

В другой характерной зоне поршня водородного двигателя, в области верхнего компрессионного кольца, изменение температуры t_вк носит аналогичный температуре t_max характер: при этом в случае α_в = 1.163 значение этой температуры t_вк = 334°С, что заметно превышает допустимую температуру (250°С), выше которой возникает опасность выгорания смазочного масла и образования нагара в кольцевых канавках, приводящего к ухудшению компрессии и задиру поршня.

В результате численных экспериментов установлено, что коэффициенты нестационарной теплоотдачи α, а также их средние значения $\bar {\alpha }$, в локальных зонах огневой поверхности поршня с наличием выемки (рис. 1, зоны 53, 65) и в симметрично им расположенных зонах (рис. 1, зоны 59, 71) без выемки, отличаются незначительно. Такая идентичность термических граничных условий приводит к идентичности температурных полей поршней без и с выемкой. Таким образом, выемки со впускными клапанами незначительно влияют на тепловое состояние поршня. Кроме небольших размеров выемок этому способствует специфичный характер их обтекания при возвратно-поступательном движении поршня, существенно отличающегося от обтекания лунок направленным потоком газа, когда удачный выбор размеров и конфигурации лунок способствует интенсификации турбулентного теплообмена [21].

Заключение. Полученные результаты моделирования и экспериментального исследования рабочего процесса и локального теплообмена в камере сгорания водородного двигателя с внешним смесеобразованием и принудительным зажиганием следует учитывать при конвертировании серийных бензиновых ДВС на водород.

Разработанная на основе экспериментальных результатов 3D-математическая модель, основанная на фундаментальных уравнениях переноса типа Навье–Стокса, записанных в форме Рейнольдса, и дополненных моделями турбулентности, сгорания и образования вредных веществ, впервые применяется для двигателей данного типа. Модель можно успешно использовать для прогнозирования тепловых нагрузок в КС и теплового состояния поршня водородного двигателя. Модель верифицирована с использованием экспериментальных данных, полученных на бензиновом двигателе, конвертированном на водород и отличавшемся от базового ДВС, с некоторыми конструктивными изменениями впускной системы, связанными со спецификой впрыскивания газообразного водорода.

Высокие значения скоростей перемещения фронта пламени и тепловыделения, температуры рабочего тела, отсутствие теплоизолирующего слоя нагара на поверхности КС обусловливают актуальность задач определения термических нагрузок на деталях водородного двигателя, в частности на поршень, а также их теплонапряженного состояния.

Установлено, что работа водородного двигателя данного типа на горючих смесях, близких по составу к стехиометрической, сопровождается, кроме аномальных явлений (обратная вспышка, преждевременное воспламенение, детонации подобное сгорание) и повышенной эмиссии оксидов азота, высокими тепловыми нагрузками в КС, приводящими в ряде случаев к недопустимым значениям характерных локальных температур поршня. Применение обедненных смесей может предотвратить эти явления и обеспечить приемлемые условия для нормального протекания рабочего процесса и снижения тепловых нагрузок в КС.

Подтверждены целесообразность создания и эффективность работы двигателя с искровым зажиганием на бедных водородно-воздушных смесях. Для дальнейшего исследования, прогнозирования и усовершенствования показателей его рабочего процесса, нестационарного теплообмена в КС и теплонапряженного состояния деталей разработан инструмент в виде экспериментально верифицированной 3D-математической модели.