Локальный теплообмен в камере сгорания водородного двигателя, работающего на обедненной смеси

Во введении проанализирована целесообразность исследования локаль- ного теплообмена в двигателе, конвертированном на газообразный водород. Обоснована актуальность, научная новизна и практическая ценность работы, дана общая характеристика диссертации.
В первой главе рассмотрены преимущества водорода как альтернатив- ного моторного топлива в поршневом водородном двигателе, приведен анализ особенностей рабочего процесса водородного двигателя. Проанализированы ра- боты по исследованию рабочего процесса и теплообмена в традиционных и во- дородных двигателях, изложенные в трудах российских и зарубежных исследо- вателей: И.Л. Варшавского, В.И. Ерохова, А.А. Зеленцова, Н.А. Иващенко, Р.З. Кавтарадзе, А.И. Мищенко, Д.О. Онищенко, М.Р. Петриченко, М.Г. Шатрова, Н.Д. Чайнова, G. Woschni, H. Rottengruber, K. Zeilinger, H. Eiclseder, Baigan Sun, Yichun Wang, T. Shudo, S. Nabetani, Y. Nakajima, S. Hiroyuki и др.
На основе проведенного анализа работ по данной тематике была постав- лена цель диссертационной работы и определены задачи, решение которых необ- ходимо для ее достижения (см. выше).
Вторая глава посвящена выбору математической модели рабочего про- цесса и локального нестационарного теплообмена в камере сгорания водород- ного двигателя с внешним смесеобразованием и верификацию 3D- модели рабо- чего процесса водородного двигателя с применением результатов эксперимен- тального исследования. Математическая модель основана на фундаментальных уравнениях турбулентного переноса количества движения (Навье-Стокса), энер- гии (Фурье-Кирхгофа), диффузии (Фика), а также уравнения неразрывности. Си- стема уравнений (Форма Рейнольдса) приводится в виде ′ ′

4
̅ 2
� ��������
̅ � � � � = − + � � � � � � + � � � � − � � − ̅ ∙ � ; x 3
̅� � �������� ̅ �= + ̅+ � ̅ �+ � �− ̅∙ ′ ′�+ � + � ; (1)

������� �+ � ̅∙ �=0; ̅= � ̅− ′ ′�+ ̇,
�

где D/Dτ – субстанциональная производная; ρ – плотность, кг/м3; p – давление,
Па; Gi – проекция вектора плотности объемных сил, Н/м3, на ось Oxi прямоуголь-
ной декартовой системы координат; С – концентрация, кг/м3; H – полная удельная
энергия, Дж/кг; μ – динамическая вязкость, кг/(м⋅с); cp – теплоемкость при посто-
янном давлении, Дж/(кг⋅K); wr – скорость химической реакции на единицу объ-
ема, кг/(м3 ⋅ с); Q – количество выделяемой теплоты на единицу массы, Дж/кг; λ – r
м /с ; ̇ – интенсивность источника массы (скорость изменения массы химиче- ской компоненты в единице объема), кг/(м3 ⋅ с), W – вектор скорости.
В данной диссертационной работе для замыкания системы уравнений (1) используется относительно новая k-ζ-f – модель турбулентности, специально раз- работанная RANS-модель для моделирования процессов в поршневых двигате- лях. k-ζ-f – модель турбулентности, как показывает ее название, состоит из трех дифференциальных уравнений:
теплопроводность, Вт/(м⋅K); δij – символ Кронекера; D – коэффициент диффузии, 2
Dk ∂  μ  ∂k  ρ=ρ(Pε−)+μ+ ,
Dt k ∂x  σt ∂x  j kj

Dε C* P −C ε ∂  μ  ∂ε 
ρ=ρε1k ε2 +μt+, (2)
Dt T ∂x  σ ∂x  j kj 
Dζ ζ∂μ∂ζ ρ=ρ−fρ+P+μt .
Dt kk ∂xj σζ∂xj   

Для моделирования теплообмена в пограничном слое – использование мо- дели, основанной пристеночных функциях. Распределения скорости и темпера- туры в турбулентном пограничном слое задаются в безразмерных координатах
закона стенки ( y+ – безразмерное расстояние от стенки, u + – безразмерная ско-
рость):
+ = 1/4 1/2 ; + = 1/4 1/2 , (3)
где индекс р – значение параметров в центральной точке контрольного объема, расположенного непосредственно у стенки.
Средняя безразмерная температура рассчитывается по формуле
и её распределение задается по логарифмическому закону
где
= 1/4 1/2 � − �
+

(4)
+ = Pr �1 ln( +) + �, Tæ
В выражениях (5), (6) турбулентное число Прандтля Pr = и теплоемкость cp вычисляются для средней температуры; Тp – температура в центральной точке
(5) = 2,94 �� Pr �0,75 − 1� �1 + 0,28 T �− 0,007 Pr ��. (6)
PrT
PrT
контрольного объема, расположенного непосредственно у стенки; Тw – темпера- тура на поверхности стенки; qw – плотность теплового потока+на стенке. Из вы- ражения (4) определяется плотность теплового потока на стенке, Вт/м2,
= 1/4 1/2ρ � − ��Pr �æ1ln( )+ ��−1. (7) μ T
Скорость диссипации кинетической энергии турбулентности оценивается подоб- ными аргументами, допуская линейную вариац ию масштаба длины в зависимо-
сти от расстояния от стенки:
ε = μ3/4 3/2. (8) æ
Для моделирования процесса сгорания обосновано применение расширенной модели когерентного пламени (ECFM-модели) – рекомендованной для бензино- вых и газовых двигателей с искровым зажиганием. Реализация 3D-математиче- ской модели внутрицилиндровых процессов была произведена с помощью ком- мерческой CRFD-программы FIRE, разработанной фирмой AVL List GmbH (Ав- стрия).
Объектом исследований является водородный двигатель, созданный на базе серийного, 4-цилиндрового, атмосферного ДВС с электронным, многоточечным впрыскиванием бензина во впускную систему. Базовый двигатель СА20 был предоставлен производителем – Китайской автомобильной компанией Чанань. Конвертирование данного двигателя на водород было осуществлено в Пекин- ском технологическом институте (ПТИ) – Beijing Institute of Technology (BIT) с целью проведения соответствующих экспериментов. Основные технические данные экспериментального двигателя, конвертированного на водород, приве- дены в Таблице1.
Таблица 1. Технические данные экспериментального двигателя СА20, конвертированного
на водород
Параметр
Число цилиндров
Диаметр цилиндра/ ход поршня, D/S, мм/мм Длина шатуна, l, мм
Степень сжатия, ε, –
Система охлаждения
Номинальная мощность, Ne, кВт, (при частоте вращения n, мин-1) Максимальный крутящий момент, Мк, Н.м (при частоте вращения n, мин-1)
Значение 4 86/86 142, 8
10 Жидкостная
60 (при n=5500 мин-1) 111 (при n=4000 мин-1)
В результате экспериментов, проведенных c целью исследования влияния αв на протекание рабочего процесса водородного двигателя, установлено, что огра- ничение изменений коэффициента избытка воздуха пределами αв=1,5-2,4 обес- печивает стабильную работу опытного водородного двигателя без пропусков за- жигания и аномальных явлений (обратная вспышка, преждевременное зажига- ние, детонация). В связи с этим, в дальнейшем экспериментальные исследования
6

для режимов 0,9 < αв < 1,5 были ограничены и проводились только путем моде- лирования. Верификация 3D- модели рабочего процесса водородного двигателя осу- ществлялась путем сравнения результатов численных экспериментов, получен- ных с применением коммерческого 3D CRFD-кода AVL FIRE, с результатами натурных экспериментов, проведенных в стендовых условиях в лаборатории ПТИ при непосредственном участии автора. На Рисунке 1 приведен пример со- поставления индикаторных диаграмм, полученных по результатам моделирова- ния и непосредственного измерения давления в цилиндре водородного двигателя пьезокварцевым датчиком Kistler. Отклонение данных моделирования давления от его измеренных значений не превышало 1-2%. Рисунок 1. Сопоставление экспериментальной (______) и расчетной (__ __ __) индикаторных диаграмм водородного двигателя. Режим: n = 3000 мин-1, φзаж = 15o, αв = 1,64. Третья глава посвящается исследованию индикаторных показателей, ло- кального нестационарного теплообмена в камере сгорания и теплового состоя- ния поршня водородного двигателя в зависимости от коэффициента избытка воз- духа. При этом использован следующий подход: применение результатов моде- лирования нестационарного локального теплообмена в камере сгорания водород- н�ого двигателя ɑ(τ) и T(τ) в качестве граничных условий 3-его рода для решения краевой задачи теплопроводности поршня осуществлено на основе понятия ре- рабочего тела и осредненного за ра�бочий цикл коэффициента теплоотдачи �α ∞ зультирующего теплообмена; получены значения результирующей температуры для отдельных зон огневой поверхности поршня, с применением которых рас- считывается стационарное тепловое состояние поршня на данном режиме ра- боты водородного двигателя: к ∞ 0 к к ∞ рез �α=1∫τ ; =∫ α ∞ τ≝ . (9) ∆τ 0 ∫ α τ После определения термических граничных условий с применением 3D-мо- дели рабочего процесса, реализованного в 3D CRFD-кодах AVL-FIRE, модели- рование теплового состояния поршня водородного ДВС в 3D-постановке осу- ществляется на основе программного комплекса ANSYS (Рисунок 2). В диссертации приведены температурные поля поршня водородного двига- теля на всех исследуемых режимах в зависимости от значений коэффициента из- бытка воздуха αв=var. На Рисунке 2 в качестве примера рассмотрен один из ре- жимов. Анализ полученных результатов моделирования теплового состояния поршня, в частности изменения локальных температур tmax и tвк в зависимости от коэффициента избытка воздуха (Рисунок 2, в), показал, что при αв=1,163 значение абв Рисунок 2. Моделирование теплового состояния поршня: а - представление кон- струкции поршня водородного двигателя в виде конечных элементов в результате генерации сетки в программе ANSYS; б - температурные поля (°C) поршня водо- родного двигателя при n=3000 мин-1 и φзаж=150 УПКВ; αв=2,195; в - изменения локальных температур: максимальной температуры поршня tmax и температуры в области верхнего компрессионного кольца tвк в зависимости от коэффициента из- бытка воздуха при n=3000 мин-1 и φзаж=150 УПКВ. локальной температуры в области верхнего компрессионного кольца tвк= 334°C заметно превышает 250°C - допустимую температуру, выше которой возникает опасность выгорания смазочного масла и образования нагара в кольцевых канав- ках, приводящая к ухудшению компрессии и задиру поршня. Таким образом, ра- бота водородного двигателя на обогащенных горючих смесях или на смесях, со- став которых ближе стехиометрическому, не целесообразна не только с точки зре- ния возникновения указанных выше аномальных процессов сгорания, но и с точки зрения теплового состояния поршня и надежности двигателя в целом. Четвертая глава посвящена анализу влияния регулируемых (угол опереже- ния зажигания, частота вращения коленчатого вала) и конструктивных парамет- ров (особенности конструкции поршня) на индикаторные показатели, на локаль- ный нестационарный теплообмен в камере сгорания и на тепловое состояния поршня водородного двигателя. Изложен сравнительный анализ процесса тепло- обмена в камерах сгорания водородного и бензинового двигателей. Установлено, что величина тепловых потерь в стенку в водородном двигателе по сравнению с базовым бензиновым ДВС имеет тенденцию роста, связанную с гашением пла- мени при использовании традиционных углеводородных топлив. В заключительной главе диссертации особое внимание уделено сравнитель- ному анализу индикаторных показателей рабочего цикла и процесса теплооб- мена в камерах сгорания водородного и бензинового двигателей. Установлено, что при идентичных значениях регулируемых параметров n=idem и φзаж =idem, когда коэффициент избытка воздуха в бензиновом двигателе ɑв≈1, а в водород- 8 ном двигателе имеет минимальное допустимое, ближе стехиометрическому зна- чение (ɑв=1,266), максимальное давление pz, и соответственно максимальная температура Tz цикла в цилиндре водородного двигателя выше, чем у базового бензинового двигателя (Рисунки 3, а и 3, б). 6 2 Бензиновый ДВС 3000 Водородный ДВС 2500 2000 1500 1000 Бензиновый ДВС Водородный ДВС -85 -35 65 115 15 65 115 -85 -35 15 φ, 0 УПКВ φ, 0 УПКВ аб Рисунок 3. Сопоставление рабочих процессов бензинового и водородного ДВС: а - индикаторные диаграммы и б - средние температуры в цилиндре бензинового (ɑв=1,049) и водородного (ɑв=1,266) ДВС при n=2500 мин-1. Исследования влияния угла опережения зажигания на локальный теплооб- мен в камере сгорания и на тепловое состояния поршня водородного двигателя проводились на различных скоростных режимах работы двигателя при αв≈idem. Сравнительный анализ результатов, полученных для режимов n=3000 мин-1, αв =1,641 при φзаж=30, 70, 100, 200, 250 УПКВ и n=5000 мин-1, αв =1,69 при φзаж=60, 70, 90, 120, 140 УПКВ показал, что при почти одинаковых коэффициентах избытка воздуха увеличение угла опережения зажигания в исследуемых диапазонах при- водит к росту локальных температур в характерных зонах поршня независимо от скоростного режима работы двигателя. Это объясняется тем, что при ранних за- жиганиях (т.е. при больших φзаж), несмотря на бедный состав смеси и относи- тельно низкую ее температуру к моменту ее зажигания, воспламенение водорода происходит нормально, однако увеличение φзаж приводит к снижению начальной температуры смеси (температуры к моменту зажигания в процессе сжатия). Со снижением начальной температуры скорость фронта пламени замедляется и ог- невая поверхность поршня более длительное время находится под тепловыми нагрузками со стороны высокотемпературного рабочего тела. Увеличение тепло- вых нагрузок на всех поверхностях КС способствует увеличению локальных тем- ператур деталей, образующих КС, в частности поршня. По результатам анализа экспериментальных и расчетных индикаторных диаграмм и соответствующих диаграмм изменения осредненной по объему цилиндра температуры были опре- делены оптимальные значения угла опережения зажигания в зависимости от ре- жима работы исследуемого водородного двигателя: φзаж=150 УПКВ для режима n=3000 мин-1 и αв=1,641, и φзаж=140 УПКВ для режима n=5000 мин-1 и αв=1,69. Для режима n=3000 мин-1 и αв=1,641 при оптимальном φзаж=150, например, мак- симальная температура поршня, наблюдаемая в центральной части его огневой поверхности, составляет tmax=360°C, а в области верхнего компрессионного кольца tвк=266°C, а для режима n=5000 мин-1, αв=1,69, φзаж=140 tmax=408°C, tвк=297°C. Заметный рост указанных температур объясняется интенсификацией конвективного теплообмена в пристеночных слоях. Действительно, увеличение Давление, МПа Средняя температура, К частоты вращения коленчатого вала, а в результате и скорости перемещения поршня, приводящее к увеличению скорости перемещения высокотемператур- ного рабочего тела в цилиндре, способствует интенсификацию конвективной теплоотдачи в пристеночных слоях в цилиндре, что подтверждается максималь- ными значениями коэффициентов теплообмена во всех локальных зонах огневой поверхности поршня. Установлено, что с увеличением частоты вращения с n=3000 мин-1 до n=5000 мин-1 при относи- тельно небольших из- менениях нагрузоч- ного (с αв=1,64 до αв=1,69, соответ- ственно) и регулиро- вочного (с φзаж=150 до φзаж=140, соответ- ственно) параметров, максимальные мгно- венные значения коэф- фициентов теплоотдачи αmax (τ) по отдельны зонам огневой поверхности поршня повышаются примерно на 12-17%. Изменение интенсивности конвекции на по- верхности поршня в зависимости от скоростного режима работы водородного двигателя отражается на тепловое состояние поршня: увеличение частоты вра- щения с n=3000 мин-1 до n=5000 мин-1 сопровождается ростом температур tmax и tвк на 47°C и 31°C, соответственно (Рисунок 4). Особенность конструкции поршня исследуемого водородного двигателя, унаследовавшая от базового бензинового двигателя – наличие на огневой по- верхности выточек, расположенных под впускными клапанами (Рисунки 5, а и 5, б). В данной работе были проведены численные эксперименты по исследованию влияния указанных выточек на локальный теплообмен и тепловое состояния поршня. С целью исследования роли выточек на распределение термических гра- ничных условий на поверхности поршня и на его тепловое состояние в целом проведем сопоставление результатов моделирования конвективной теплоотдачи на характерных периферийных зонах 65 и 71 огневой поверхности поршня (Ри- сунок 5, а). При оптимальном угле опережения зажигания φзаж=150 УПКВ в зоне 65, где расположена выточка для клапана, имеем αmax=1316 Вт/(м2 К). В зоне 71 (плоская поверхность без выточки), расположенной точно на таком же расстоя- ние от центра поршня, как и зона 65 (симметрично по отношению оси поршня), максимальное мгновенное значение коэффициента теплоотдачи достигает зна- чения αmax=1337 Вт/(м2 К), т.е. разница составляет примерно 2%. Кроме того, со- поставление диаграмм изменения коэффициентов теплоотдачи, полученных для различных углов опережения зажигания φзаж=var, указывает на аналогию между характерами протекания процесса самого теплообмена в зонах 65 и 71. Сопостав- ление осредненных за цикл коэффициентов теплоотдачи в этих зонах и соответ- ствующих результирующих температур также показывают, что наличие выточек мин , α =1,64, = 15° (слева) и при n=5000 мин , Рисунок 4. Тепловое состояние поршня при n=3000 -1 -1 воз. =1,69, = 14° (справа). воз. практически не влияет на величину термических нагрузок. Незначительная раз- ница между коэффициентами теплоотдачи в указанных зонах позволяет заклю- чить, что турбулентность рабочего тела, генерированная геометрической фор- мой и размерами выточек, невелика и не приводит к заметной интенсификации теплоотдачи в зоне 65. Для окончательного выяснения роли выточек на огневой поверхности поршня в интенсификации локального теплообмена в КС был про- веден численный эксперимент по исследованию конвективного теплообмена для поршня без выточек (Рисунок 5, в). В результате анализа полученных данных установлено, что ни термические граничные условия, ни температурные поля, для обоих поршней на идентичных режимах работы незначительно отличаются, и что указанное на Рисунке 5 отличие в их конструкциях на термические нагрузки со стороны рабочего тела и на тепловое состояние поршня влияет не- существенно. абв Рисунок 5. Твердотельная модель поршня: а - расположение зон на огневой по- верхности поршня; б - реальная конструкция поршня базового и водородного двигателей с выточками; в - упрощенная конструкция поршня без выточек. Важным конструктивным фактором, влияющим на локальный теплообмен в камере сгорания и на тепловое состояние поршня водородного двигателя явля- ется зазор (щель) между поверхностями жарового пояса поршня и гильзы, рас- положенный выше верхнего компрессионного кольца (Рисунок 6, а). В данной диссертации предложена, а в последствии доказана по результатам измерения локального нестационарного теплового потока на поверхности жарового пояса поршня и моделирования теплового состояния поршня гипотеза о том, что про- никновение водородно-воздушного пламени в указанной щели приводит к до- полнительной отдачи тепла к поршню, т.е. к повышению тепловых потер при замене традиционных моторных топлив на водород. Последний факт, неодно- кратно наблюдаемый в экспериментальных исследованиях разных авторов (T. Shudo и др.), однако не имеющий до настоящего времени научного обоснования, впервые детально исследован, раскрыт и обоснован на основе предложенной ги- потезы. По результатам исследования особенности горения водорода, в том числе и в области противопожарной безопасности, известно, что критическое (предель- ное) значение расстояния гашения пламени водородно-воздушной смеси, т.е. ве- личина зазора, куда не может проникнуть пламя составляет кр Н2 ≈ 0,125 мм, что 11 почти в два раза меньше по сравнению с зазором на исследуемом эксперимен- тальном двигателе в горячем состоянии ( ≈0,2 мм). Очевидно, что в таком случае в указанном зазоре имеется полноценное горение водорода, сопровождаемое ин- тенсивным теплообменом. Для бензино-воздушной смеси критическое расстоя- ние гашения пламени ром при горячем экспериментальном двигателе ( ≈0,2 мм), пламя бензино-воз- душной смеси в зазоре гаснет, т.е. сгорание бензина отсутствует, а температура и интенсивность конвективной теплоотдачи падает. Очевидно, что тепловые по- тери в стенку камеры сгорания в таком случае будут меньше, чем в водородном двигателе. Измерения нестационарного теплового потока на поверхности жаро- вого пояса поршня, проведенные в МГТУ им. Н.Э. Баумана на дизеле КамАЗ- 7405, для которого величина указанного зазора в горячем состоянии l≈0,35 мм, а критическое расстояние гашения пламени примерно такое же, как для бензино- воздушной смеси lкр диз≈0,5 мм, показали, что суммарный за цикл тепловой поток (в результате отвода и подвода теплоты) примерно равен нулю. Это указывает на то, что в случае использования традиционных углеводородных топлив в зазор пламя не проникает и теплообмен в зазоре отсутствует. кр бенз ≈ 0,5мм, что значительно больше с реальным зазо- На Рисунке 6, б приведено расположение локальных зон на огневом днище поршня, используемое и раньше для моделирования теплового состояния поршня, и на боковой и внутренней поверхности поршня, где зона 73 представ- ляет собой поверхность его жарового пояса. С целью оценки роли гашения пла- мени в процессе теплообмена в камере сгорания и оценки теплового состояния поршня водородного двигателя были проведены два варианта численных экспе- риментов: 1. Пламя водородно-воздушной смеси в щели между поршнем и зер- калом цилиндра выше первого компрессионного кольца не проникает, т.е. имеет место гашение пламени, граничное условие 3-его рода имеет вид � ≈ 0; 2. Пламя водородно-воздушной смеси проникает в щели между поршнем и зеркалом ци- линдра выше первого компрессионного кольца, т.е. в щели идут процессы сгора- ния, тепловыделения и теплообмена. В таком случае интенсивность теплоотдачи на поверхности жарового пояса поршня в первом приближении можно задавать примерно такую, как на периферийной зоне 70 огневого днища поршня (см. Ри- сунок 5, а). В случае без гашения пламени интенсивная теплоотдача увеличивает тепловые потери в стенку, повышая при этом локальные температуры в харак- терных областях поршня водородного двигателя (Рисунки 6, в и 6, г). абвг Рисунок 6. Численные эксперименты при гашении пламени и без гашения пла- мени: а - конструкция поршня бензинового двигателя, конвертированного на во- дород (высота жарового пояса поршня, выделенная цветом, составляет 5,5 мм); б - расположение зон на боковой поверхности поршня (зона 73 - поверхность жа- режиме n=3000 мин с нулевыми граничными условиями ( � ≈ 0) на поверхности рового пояса поршня); в - тепловое состояние поршня водородного двигателя на -1 жарового пояса, имитирующими гашение пламени; г - тепловое состояние ( �=789 Вт/(м ∙К) и Т =1165°C) на поверхности жарового пояса, имитирую- 2 ∞ рез поршня водородного двигателя на режиме n=3000 мин-1 с граничными условиями щими проникновение пламени в щели. Следует заметить, что при моделировании теплонапряженного состояния поршней традиционных ДВС с целью получения совпадения измеренных и рас- четных локальных температур на поверхности жарового пояса обычно без объ- яснения причин задают нулевые (или близкие к ним) значения тепловых потоков. Тенденция снижения объема указанного зазора, заметная в современных двига- телях, осуществляемая поднятием верхнего компрессионного кольца как можно выше и нацеленная на снижение количества не сгоревших углеводородов СН, указывает на важность исследования вопросов тепловыделения и теплообмена в зазоре. Следует отметить также, что увеличению тепловых потерь в камере сго- рания водородного двигателя по сравнению с традиционным бензиновым двига- телем способствует еще и тот факт, что в водородном двигателе имеет место пол- ная декарбонизация продуктов сгорания и на тепловоспринимающих поверхно- стях не происходит образование слоя нагара, имеющего низкую теплопровод- ность и играющего роль естественного теплоизолятора при сгорании углеводо- родных топлив. ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЕ 1. Для определения термических нагрузок на основные детали, в частности на поршень, водородного двигателя с внешним смесеобразованием разработана и реализована 3D-математическая модель рабочего процесса и локального неста- ционарного теплообмена в камере сгорания. Модель основана на фундаменталь- ных уравнениях переноса типа Навье-Стокса, записанных в форме Рейнольдса. Система уравнений замыкается k-ζ-f - моделью турбулентности, предназначен- ной для моделирования внутрицилиндровых процессов в ДВС. Для моделирова- ния процесса сгорания водорода обосновано применение расширенной модели когерентного пламени (ECFM-модели), а для моделирования теплообмена в по- граничном слое - использование модели на основе пристеночных функций. Реа- лизация модели проводилась с применением 3D CRFD-кода AVL FIRE, а вери- фикация - путем сравнения расчетных и экспериментальных индикаторных диа- грамм, снятых на различных режимах работы экспериментального водородного двигателя. Задача определения термических граничных условий для моделиро- вания теплового состояния деталей водородного двигателя с внешним смесеоб- разованием в такой постановке решается впервые. 2. Стендовыми испытаниями экспериментального водородного двигателя, проведенными во всем диапазоне изменения скоростных и нагрузочных режи- мов, были определены его индикаторные и эффективные показатели. Установ- лено, что ограничение изменений коэффициента избытка воздуха пределами αв=1,5-2,4 обеспечивает нормальную, стабильную работу двигателя без пропус- ков зажигания и аномальных явлений (обратная вспышка, преждевременное за- жигание, детонация). 3. По результатам экспериментальных исследований водородного (αв=1,266) и базового бензинового (αв=1,049) двигателей установлено, что при идентичных скоростных режимах значения максимальной температуры цикла и температуры выпускных газов, а в целом температурный уровень рабочего процесса при ра- боте на водороде выше, чем на бензине. Температура остаточных газов, превы- шающая температуру самовоспламенения водорода, может стать причиной по- явления указанных аномальных явлений. Роль температуры поверхности камеры сгорания в возникновении этих явлений в водородном двигателе ничтожно мала. 4. Численные эксперименты по исследованию влияния коэффициента из- бытка во�здуха на локальный теплообмен в камерах сгорания и тепловое состоя- ние поршней водородного (ɑ ≥ 1,5) и базового бензинового (ɑ ≈ 1,0) двигателей ратуры ∞ рабочего тела и осредненного за рабочий цикл коэффициента тепло- отдачи �α, определенных на основе результатов 3D-моделирования нестационар- ных термических нагрузок на отдельные зоны огневой поверхности поршня. Установлено, что работа исследуемого водородного двигателя на обедненных смесях ɑв ≥ 1,5 не только предотвращает аномальные процессы сгорания, что было подтверждено экспериментальными исследованиями, но и существенно снижает тепловые нагрузки на основные детали, в частности, на поршень. вв проведены с применением соответствующих значений результирующей темпе- 5. Центральное расположение свечи зажигания, конструкция КС и поршня способствуют возникновению высоких термических нагрузок в центральной ча- сти огневой поверхности поршня. Снижение этих нагрузок возможно обедне- нием водородно-воздушной смеси: например, в указанной части поверхности поршня при почти двукратном увеличении коэффициента избытка воздуха с αв=1,163 до αв=2,195 максимальное значение нестационарного коэффициента теплоотдачи снижается с αmax=1555 Вт/(м2К) до αmax=1356 Вт/(м2К), т.е. при- мерно на 12%. На периферийных зонах разница составляет 10%. 6. При приближении состава водородно-воздушной смеси к стехиометриче- скому (αв=1,163) максимальная величина локальной температуры поршня в цен- тральной части огневого днища на режиме n=3000 мин-1 достигает tmax=407,4°C. Обеднение смеси до αв=1,641 снижает эту температуру до tmax=361°C, а обедне- ние до αв=2,195 приводит к tmax=321°C. Значение локальной температуры поршня в области верхнего компрессионного кольца, например, на том же режиме при αв=1,163 достигает tвк=334°C, что заметно превышает 250°C - допустимую тем- пературу, выше которой возникает опасность выгорания минерального смазоч- ного масла и образования нагара в кольцевых канавках, приводящая к ухудше- нию компрессии и задиру поршня. Обеднение смеси до αв=2,195 снижает эту температуру до tвк=239°C. 7. Значение минимальной локальной температуры поверхности поршня, имеющееся в нижней части его юбки, на всех исследуемых режимах работы во- дородного двигателя находится в пределах tmin=75-78°C. Тем не менее, с целью снижения локальных температур на тепловоспринимающей поверхности поршня на режимах ɑв≤1,5 целесообразно принять меры для усиления теплоот- вода от огневого днища. В случае работы при ɑв≈2,0 и, тем более, при ɑв>2,0 принятие мер для интенсификации охлаждения поршня не требуется.
8. Тепловое состояние поршня в зависимости от угла опережения зажигания моделировалось на режимах работы водородного двигателя: n=3000 мин-1 и n=5000 мин-1 при почти одинаковых коэффициентах избытка воздуха (αв=1,641 и αв=1,69 соответственно). Увеличение φзаж в исследуемом диапазоне приводит к росту локальных температур в характерных зонах поршня независимо от ско- ростного режима работы двигателя.
9. При относительно несильном обеднении смеси (ɑв=1,266) тепловые нагрузки в водородном двигателе выше, чем у базового бензинового двигателя (ɑв≈1). Более сильное обеднение смеси (ɑв>1,5) приводит к обратной картине – тепловые нагрузки в водородном двигателе уменьшаются по сравнению с бензи- новым. Влияние степени РОГ z на тепловое состояние поршня несущественно: введение РОГ (z=15%) на режиме ɑв=1,56 и n=1000 мин-1, например, по сравне- нию с z=0 приводит к снижению максимальной локальной температуры поршня (Tmax=3000C) в центральной части огневого днища на 3-5°C, что объясняется сни- жением коэффициента избытка воздуха до ɑв=1,42.
10. Наличие подклапанных выточек (углублений) на огневом днище поршня экспериментального водородного двигателя не способствуют существенному повышению локальной пристеночной турбулентности рабочего тела, и не оказы- вают заметное влияние на локальные тепловые нагрузки и на теплового состоя- ние поршня.
11. Оценка теплоотдачи в стенку КС в исследуемом водородном двигателе подтвердила факт, ранее наблюдаемый в экспериментальных исследованиях раз- ных авторов (T. Shudo и др.), однако не имеющий до настоящего времени науч- ного обоснования – почему замена традиционных топлив на водород приводит к дополнительным тепловым потерям. В диссертации выдвинута и по результатам моделирования и измерения нестационарного теплового потока на поверхности поршня в области верхнего компрессионного кольца доказана гипотеза о том, что пламя при горении водорода проникает в зазоре между поверхностями жа- рового пояса поршня и гильзы, а в случае горения бензина (или дизельного топ- лива) в зазоре происходит гашение пламени.
12. Установлено, что критическое значение расстояния гашения пламени во- дородно-воздушной смеси, т.е. величина зазора, куда не может проникнуть
меном. Для бензино-воздушной смеси
Отсутствие интенсивной теплоотдачи в зазоре приводит к снижению тепловых потерь в бензиновом двигателе.