RESEARCH AND DESIGN OF A MARINE ENGINE EXHAUST GAS RECIRCULATION COOLER USING CFD MODELING ON A DIGITAL PLATFORM

Full Text

Введение

Выбросы от двигателей внутреннего сгорания являются основным источником загрязнения окружающей среды. Выхлопные газы двигателей выделяют в атмосферу множество опасных загрязняющих веществ, включая оксиды азота (NO_x), которые являются одной из причин возникновения раковых заболеваний. Метод рециркуляции отработавших газов (EGR) является широко применяемым и высокоэффективным методом контроля выбросов оксидов азота (NOx) от двигателей. Суть метода EGR заключается в возврате части выхлопных газов обратно в камеру сгорания, что приводит к разбавлению заряда. В результате снижается доля кислорода (O₂) в смеси, и скорость горения замедляется. Кроме того, возврат части выхлопных газов в камеру сгорания способствует увеличению теплоёмкости топливовоздушной смеси, что снижает температуру в цилиндре во время процесса сгорания [1, 10]. Выхлопные газы после выхода из камеры сгорания имеют высокую температуру, что при их возврате в двигатель сказывается на нагреве, и, как следствии, уменьшении плотности всасываемого заряда. Поэтому рециркуляционные выхлопные газы необходимо охлаждать. Для этой цели предназначен охладитель рециркуляционных газов, представляющий собой теплообменник, встроенный в систему с целью снижения температуры рециркуляционных газов. Температура обычно находится в диапазоне от 100°C до 180°C [2, 11].

Охладитель увеличивает способность смеси поглощать тепло в процессе сгорания, что повышает эффективность снижения выбросов NO_x, так как количество тепла пропорционально объёму рециркуляционных газов, их теплоёмкости и разнице температур между процессом сгорания и рециркуляционными газами. Охлажденные рециркуляционные газы занимают меньший объем в составе всасываемой смеси, благодаря чему увеличивается количество кислорода (O₂), что обеспечивает более высокий КПД процесса сгорания. Охлаждающая среда охладителя рециркуляционного газа, как правило, представляет собой охлаждающую воду от двигателя.

Рис. 1 – Принципиальная схема охладителя рециркуляционных газов

Принципиальная схема одного из типичных охладителей представлена на рисунке 1. В данном устройстве выхлопные газы двигателя с высокой температурой проходят через теплообменные трубки охладителя, а охлаждающая среда течет снаружи трубок в произвольном направлении. После завершения процесса охлаждения часть рециркуляционных газов возвращается в камеру сгорания при определенных режимах нагрузки, и их температура к этому моменту уже снижена. Благодаря этому, процесс образования оксидов азота (NO_x) уменьшается из-за более низкой температуры продуктов сгорания [3, 12]. Снижение температуры выхлопных газов также помогает предотвратить термическое разложение каталитического покрытия фильтра твёрдых частиц (DPF) и уменьшить количество вредных выбросов в отработавших газах двигателя. Конфигурация охладителя оказывает значительное влияние на эффективность охлаждения рециркуляционных газов. Типичные формы охладителей, часто упоминаемые в литературе, включают трубчатые и пластинчатые конструкции [4]. Трубчатые охладители являются наиболее распространёнными и используются в более чем 35–40% существующих теплообменных устройств благодаря их надёжности, лёгкости обслуживания и возможности модернизации. Эффективность охлаждения трубчатого типа может быть улучшена за счёт использования перегородок (экранов), которые направляют движение охлаждающей среды поперёк и вдоль труб, а также предотвращают вибрации труб [5, 13].

Критерии проектирования охладителей включают: компактные размеры с высокой эффективностью; надёжность, стабильность и долговечность работы в условиях высоких температур и агрессивной среды. Конструкция охладителя также должна обеспечивать лёгкость очистки или замены [6, 14]. Поэтому в представленной статье для расчётов и моделирования выбран дизайн трубчатого охладителя. Процесс расчёта охладителя осуществляется с использованием «Метода Керна» [7]. Основное внимание уделяется анализу течения потока и процесса теплообмена в охладителе, который проводится с помощью CFD-моделирования для определения поведения потока рабочей среды внутри охладителя. С этой целью использовалась программа Ansys FLUENT 2024. Результаты анализа могут быть полезны при проведении расчётов для улучшения и повышения эффективности охлаждения существующего охладителя. В статье охладитель спроектирован с использованием множества теплообменных трубок и охлаждающей воды от двигателя.

Расчёт и проектирование охладителя

Объект исследования

Основным объектом исследования являлся 4-х цилиндровый 4-х тактный дизельный двигатель Hyundai D4BB (Рисунок 2), имеющий камеру сгорания с разделением типа IDI (непосредственный впрыск топлива) с распределительным насосом. Он используется на некоторых патрульных катерах во Вьетнаме, а также может быть применён в качестве двигателя для пожарных насосов, промышленных насосов и промышленных холодильных установок. Основные характеристики двигателя приведены в таблице 1

Таблица 1 – Параметры двигателя D4BB

№ п/п	Параметры	Значение
1	Тип двигателя	Дизельный двигатель с 4 цилиндрами в ряд, 4-тактный, с 8 клапанами и разделённой камерой сгорания
2	Порядок работы	1-3-4-2
3	Диаметр цилиндра	Д= 91,1 мм
4	Ход поршня	S = 100 мм
5	Номинальная скорость	n = 4000 об/мин
6	Степень сжатия	ε = 22
7	Максимальная мощность	59кВт/ 4000 об/мин
8	Максимальный крутящий момент	165Nm/ 2200 об/мин
9	Длина x Ширина x Высота	710 x 673,4 x 641 мм
10	Объем цилиндра	2607 см3

 

Теоретический расчёт

Для теоретического расчёта были выбраны режимы в соответствии с внешними характеристиками двигателя при 100% номинальной скорости n_ном. Для двигателя D4BB n_ном = 4000 об/мин, поэтому расчётный режим принимается при скорости 4000 об/мин и 100% нагрузке. Расчётные режимы представлены в таблице 2, опубликованной на основе экспериментальных данных производителя двигателя.

Таблица 2 – Расчётные режимы работы охладителя

n (об/мин)	ge (г/кВт‧ч)	Me (Н‧м)	Lamda (-)	Ne (кВт)
1000	244.15	128	1.45	13.40
1500	242.76	142	1.38	22.29
2000	234.63	146	1.32	30.56
2500	246.64	142	1.30	37.16
3000	268.20	135	1.24	42.39
3500	294.03	130	1.21	47.62
4000	295.04	125	1.18	59.00

При n = 4000 об/мин и 100% нагрузке имеем следующие экспериментальные данные: эффективная мощность N_e = 59 кВт, удельный расход топлива g_e = 295,04 г/кВт‧ч, коэффициент избытка воздуха                  λ = 1,18. На основе этих данных теоретически рассчитывается расход выхлопных газов.

Расход топлива при частоте вращения n = 4000 об/мин определяется по следующей формуле:

Реальное количество воздуха, поступающего в цилиндр двигателя:

Согласно закону сохранения массы, расход выхлопных газов определяется следующим образом:

Часть этого объёма выхлопных газов возвращается обратно в камеру сгорания двигателя. Перед этим выхлопные газы проходят через охладитель, где происходит процесс теплообмена между охлаждающей водой и выхлопными газами.

Большинство охладителей EGR охлаждают выхлопные газы с высокой температурой, выходящие из двигателя, до температуры около 100÷180˚C. Поэтому в процессе расчёта предполагается, что температура возвращаемых газов после прохождения через охладитель составляет 150°C. Расчёты выполнены с использованием «Метода Керна» [7] и «Справочника TEMA» (Ассоциация производителей теплообменников типа трубка) [8] для определения основных технических характеристик устройства. Эти характеристики проектирования представлены в таблице 3, при этом использованные теплообменные трубки-гладкие (без ребер).

Таблица 3 – Технические характеристики охладителя

Наружный диаметр теплообменной трубки (Д2), мм	Длина теплообменной трубки (Л), мм	Количество теплообменных трубок (н), шт	Толщина стенки каждой трубки (δ), мм	Внутренний диаметр теплообменной трубки (Д1), мм	Диаметр корпуса охладителя (Д), мм
12	320	37	1	10	115

 С другой стороны, для повышения способности охлаждающей среды восстанавливать тепло внутри корпуса охладителя размещаются перегородки. Выбрано 4 перегородки, расположенные равномерно. В каждой перегородке вырезается 25% её размера, оставляя только 75% от первоначального размера (Рисунок 2).

Рис. 3 – Тип перегородки, используемой (до и после вырезания 25%)

 

Моделирование с помощью программы Ansys Fluent

Ansys Fluent – это ведущее программное обеспечение для моделирования потоков в промышленности, известное своими возможностями моделирования сложных физических процессов и высокой надежностью. В расчётах механического проектирования программа Ansys может быть интегрирована с программным обеспечением для проектирования 2D и 3D-геометрических моделей, чтобы анализировать распределение напряжений, деформаций, температуры, скорости потока, тепловых потоков и других характеристик рабочего тела. Это позволяет находить оптимальные параметры для технологий производства. Ansys также предоставляет методы решения механических задач с использованием различных типов моделей материалов: линейная упругость, нелинейная упругость, упругость с пластичностью, вязкая упругость, пластичность, вязкопластичность, текучесть пластичных материалов, сверхупругие и сверхпластичные материалы, жидкости и газы и т. д.

Математические уравнения

С целью исследования структуры потока и процесса теплообмена, для решения уравнений Навье-Стокса, касающихся теплопереноса в области с твердым телом, используется программное обеспечение CFD Fluent. Для решения задач с высоким турбулентным потоком выбрана стандартная модель турбулентности k-ε с корректировкой потока. Схема «Upwind» второго порядка (UDS) применяется для уравнений импульса, энергии и уравнений турбулентности. Стандартная модель k-ε является полунатуральной моделью, основанной на уравнениях для турбулентной кинетической энергии (k) и диссипации энергии (ε). Рейнольдсова вязкость напряжений связана с градиентом средней скорости на основе гипотезы Буссинеска, где k и ε вычисляются из следующих уравнений продолжения (1):

                                   (1)

В приведённых выше уравнениях G_k обозначает турбулентную кинетическую энергию, вызванную градиентом средней скорости, которая определяется следующим образом (формула (2)):

                                                                                                                 (2)

k и ε связываются с уравнениями корректировки через соотношение (3):

                                                                              (3)

Экспериментальные константы для модели турбулентности взяты по данным Launder и Spalding (1972) [9].

Предположения и граничные условия моделирования

После предварительного расчета размеров устройства охлаждения с предложенным вариантом, при котором коэффициент рециркуляции составляет 30%, проводится моделирование процесса теплообмена между охлаждающей жидкостью и выхлопными газами, происходящими внутри этого устройства, при увеличении коэффициента рециркуляции до 40%, с целью проверки сохраняется ли работоспособность устройства охлаждения при выбранном коэффициенте рециркуляции согласно расчетам или нет. Кроме того, необходимо обеспечить, чтобы температура выхлопных газов после выхода из устройства охлаждения находилась в пределах 100÷180˚C. В данной модели исследовались максимальные возможности охлаждения устройства, которое спроектировано с внутренней конструкцией, включающей 37 труб, с использованием 4-х направляющих пластин. Модель, после разделения на сетку, представлена на рисунке 4, а разделение на сетку выполнено с использованием модуля «Ansys Meshing».

В модели симуляции устройства охлаждения предполагается, что температура входной охлаждающей воды в устройство составляет 313 K, а температура выходной воды из устройства изменяется в пределах от 8 до 15 K. Граничные условия модели представлены в таблицах 3 и 4. Температура входных выхлопных газов принимается при двух режимах скорости: 2200 об/мин (скорость, соответствующая максимальному моменту) и 4000 об/мин (скорость, соответствующая максимальной мощности) при 75% нагрузки и коэффициенте рециркуляции 40%.

Рис. 4 – Сеточная структура для расчётной модели охладителя

Для моделирования устройства охлаждения использовались следующие предположения:

1. Внешний корпус теплообменника считается теплоизолированным (теплообмен с окружающей средой отсутствует).
2. Толщина стенок трубок и перегородок принимается равной нулю, так как внутренний и наружный диаметры трубок очень близки друг к другу, что делает тепловое сопротивление в твёрдой области незначительным по сравнению с конвективным тепловым сопротивлением с обеих сторон.
3. Граничное условие связи определяется для передачи энергии от выхлопных газов (внутри трубок) к охлаждающей воде (в корпусе).
4. Физические свойства выхлопных газов изменяются в зависимости от температуры, однако охлаждающая вода имеет постоянные тепловые характеристики.
5. Поток жидкости и процесс теплообмена являются турбулентными и находятся в стационарном состоянии.
6. Условие отсутствия скольжения применяется к стенкам поверхности корпуса и трубок в расчётной области.

Таблица 4 – Граничные условия моделирования (при коэффициенте рециркуляции 30%)

Частота вращения	Температура выхлопных газов (К)	Расход выхлопных газов (кг/с)	Скорость выхлопных газов (м/с)
2200 об/мин (75% нагрузки)	673	0,017	15,5
4000 об/мин (75% нагрузки)	683	0,027	24,5

 

Таблица 5 – Граничные условия моделирования (при коэффициенте рециркуляции 40%)

Частота вращения	Температура выхлопных газов (К)	Расход выхлопных газов (кг/с)	Скорость выхлопных газов (м/с)
2200 об/мин (75% нагрузки)	688	0,029	26,5
4000 об/мин (75% нагрузки)	708	0,036	33

 

Результаты и обсуждение

Рисунки 5÷8 показывают снижение температуры охлаждающей воды и количество тепла, поглощаемое охлаждающей водой от рециркулирующих газов в процессе охлаждения. Результаты показывают, что при низком расходе охлаждающей воды температура рециркулирующих газов на выходе из устройства охлаждения выше по сравнению с увеличением расхода охлаждающей воды. Когда двигатель работает на 75% нагрузки при оборотах 2200 об/мин, пропорция рециркуляции составляет 30%, а расход охлаждающей воды – 0,1 кг/с, температура рециркулирующих газов составляет 433 K. При увеличении расхода охлаждающей воды до 0,3 кг/с температура рециркулирующих газов снижается до 406 K. Когда двигатель работает на 75% нагрузки при оборотах 4000 об/мин, пропорция рециркуляции составляет 30%, а расход охлаждающей воды – 0,15 кг/с, температура рециркулирующих газов составляет 453 K. При увеличении расхода охлаждающей воды до 0,35 кг/с температура рециркулирующих газов снижается до 428 K. Этот результат можно оценить так, что при моделировании с граничными условиями, соответствующими пропорции рециркуляции 30%, выхлопные газы дают результаты, соответствующие первоначальным ожиданиям проектирования, и устройство охлаждения работает стабильно в этом режиме. При моделировании с граничными условиями пропорции рециркуляции 40% выхлопные газы дают следующий результат: при оборотах 2200 об/мин и расходе охлаждающей воды 0,2 кг/с температура рециркулирующих газов составляет 443 K. При увеличении расхода охлаждающей воды до 0,4 кг/с температура рециркулирующих газов снижается до 433 K. При оборотах 4000 об/мин и расходе охлаждающей воды 0,25 кг/с температура рециркулирующих газов составляет 453 K. При увеличении расхода охлаждающей воды до 0,45 кг/с температура рециркулирующих газов снижается до 447 K. Это можно объяснить тем, что при увеличении оборотов двигателя температура выхлопных газов возрастает, и охлаждающая вода поглощает больше тепла, то есть температура выхлопных газов после выхода из устройства будет выше. Однако, в целом, температура выхлопных газов на выходе из устройства и вариация температуры охлаждающей воды остаются в пределах допустимых значений (оптимальные вариации температуры охлаждающей воды составляют от 8 до 15 K, а температура выхлопных газов после выхода из устройства охлаждения оптимально должна быть в пределах от 100 до 180˚C или от 373 до 453 K). Все приведенные результаты можно объяснить тем, что при увеличении расхода охлаждающей воды скорость её движения в устройстве охлаждения возрастает, что приводит к увеличению коэффициента теплоотдачи охлаждающей воды. В результате коэффициент теплопередачи k увеличивается, и охлаждающая вода поглощает больше тепла.

Рис. 5 – Влияние расхода охлаждающей воды на вариации температуры охлаждающей воды и количество тепла, поглощаемое охлаждающей водой при режиме 2200 об/мин - 75% нагрузки, 30% EGR

Рис. 6 – Влияние расхода охлаждающей воды на вариации температуры охлаждающей воды и количество тепла, поглощаемое охлаждающей водой при режиме 4000 об/мин - 75% нагрузки, 30% EGR

Рис. 7 – Влияние расхода охлаждающей воды на вариации температуры охлаждающей воды и количество тепла, поглощаемое охлаждающей водой при режиме 2200 об/мин - 75% нагрузки, 40% EGR

Рис. 8 – Влияние расхода охлаждающей воды на вариации температуры охлаждающей воды и количество тепла, поглощаемое охлаждающей водой при режиме 4000 об/мин - 75% нагрузки, 40% EGR

Распределение температуры внутри устройства охлаждения в зависимости от степени рециркуляции показано на рисунках 9÷12.

Рис. 9 – Распределение температуры в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 2200 об/мин (30% EGR)

Рис. 10 – Распределение температуры в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 4000 об/мин (30% EGR)

Рис. 11 – Распределение температуры в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 2200 об/мин (40% EGR)

Рис. 12 – Распределение температуры в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 4000 об/мин (40% EGR)

Динамика потока внутри устройства охлаждения показана на рисунках 13 и 14.

Из этого видно, что скорость рециркулирующих газов и охлаждающей воды резко изменяется при изменении диаметра трубы, что является явлением резкого сужения и расширения. Что касается охлаждающей воды, то мы наблюдаем достаточно сильные вихревые потоки на входе, выходе, а также вдоль всей длины устройства охлаждения, в связи с чем коэффициент теплоотдачи α_nlm велик.

Рис. 13 – Распределение скорости в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 2200 об/мин и 4000 об/мин (30% EGR)

Рис. 14 – Распределение скорости в устройстве охлаждения при режиме 75% нагрузки - 2200 об/мин и 4000 об/мин (40% EGR)

Что касается рециркулирующих газов на входе и выходе, то поток имеет турбулентность, а вдоль длины устройства охлаждения наблюдается ламинарное течение рабочей жидкости, что приводит к тому, что коэффициент α_kx не велик.

 

Заключение

В представленном исследовании выполнен расчет охладителя рециркулирующих газов, а также исследован процесс теплообмена в нем, проведенный на основе метода численного моделирования динамики жидкости CFD с применением программного обеспечения Ansys. Результаты показывают, что с увеличением массового расхода воды, поступающей в тепловой трубопровод, температура выхлопных газов после охлаждения снижается. Обобщение и оценка результатов моделирования для случаев с коэффициентом рециркуляции 30% и 40% показывает, что при выбранной конструкции устройства теплообмена в виде пучка труб, использующих гладкие теплообменные трубы, полностью возможно удовлетворить требования охлаждения рециркулирующих газов. При этом температура охлаждения может снизиться до 133˚C для рециркулирующих газов на выходе из устройства охлаждения при коэффициенте рециркуляции 30% при оборотах 2200 об/мин.

Однако способность теплообмена гладких труб ограничена, поскольку площадь контакта гладкой трубы не велика, и конструктивные особенности гладкой трубы не способствуют созданию турбулентного потока внутри трубы для выхлопных газов. Поэтому коэффициент теплообмена устройства ещё не оптимален. Для улучшения способности теплообмена устройства охлаждения в будущем можно исследовать и применять такие типы труб, как спиральные трубы, трубы с ребрами, трубы с лопастями и другие, в замену используемым гладким трубам. Результаты моделирования, представленные в данном исследовании, служат основой для дальнейшего развития модели устройства охлаждения.

About the authors

Georgy Cherkaev

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет

Author for correspondence.
Email: gcherkaev@mail.ru

Huu Bac Tran

Санкт-Петербургский государственный морской технический университет

Email: mullerbac@gmail.com

References

Supplementary files