Document Type : Original Article
Subjects
مقدمه
سیستم احتراق پیش محفظه (PCCS[1]) یک فناوری اشتعال برای موتورهای گازسوز با قطر بزرگ است که میتواند از طریق بهبود پایداری احتراق، حد مجاز عملکرد را افزایش دهد. دو مورد از مزایای اصلی سیستمهای محفظههای پیش احتراق، کاهش مدت زمان سوختن و بهبود پایداری احتراق است [1]. سیستمهای احتراق پیش محفظهای را میتوان برای بهبود پایداری احتراق و کاهش آلایندگی مورد استفاده قرار داد [2]. این سیستم احتراقی منجر به بازده حرارتی بالاتر و مصرف سوخت کمتر و در نتیجه افزایش قابل توجه در عملکرد موتورهای احتراق داخلی میشود [3]. بهطورکلی، پیش محفظه احتراق یک فنّاوری جایگزین برای شمع مستقیم و انژکتور است، که مستقیماً در محفظه احتراق نصب میشوند و از یک حجم کوچک، سیستم اشتعال و نازل تشکیل میشود [4] . طرحواره سیستم احتراق پیش محفظه در شکل 1- الف همراه با سیستم احتراق آزاد یک موتور گازسوز در شکل 1- ب نشان داده شده است. در کل حجم درون پیش محفظه توسط مخلوط سوخت و هوا اشغال میشود و پس از آنکه جرقه توسط شمع تعبیه شده در پیش محفظه زده میشود، احتراق درون پیش محفظه رخ میدهد. به دلیل کوچک بودن حجم پیش محفظه، شعله به سرعت درون آن پیشروی میکند و فشار و دمای پیش محفظه بهطور ناگهانی و به شدت افزایش مییابد، پس از مدت بسیار کوتاهی که شعله به انتهای پیش محفظه میرسد و در پی اختلاف فشار زیادی که بین پیش محفظه و محفظه اصلی به وجود آمده است شعله با عبور از نازل که قطر بسیار کوچکی دارد افزایش سرعت میدهد و وارد محفظه اصلی میشود و به دلیل سرعت زیاد به ناحیه میانی مخلوط سوخت و هوا نفوذ میکند و منجر به یک احتراق سریع در محفظه اصلی و افزایش فشار و دما میشود [5]. این فرایند در شکل 2 به خوبی نشان داده شده است. بهطورکلی، در خصوص عبور شعله از نازل دو مکانیزم عملکردی برای نازل وجود دارد: یک؛ احتراق به وسیله شعله خروجی از پیش محفظه و دو؛ احتراق به وسیله محصولات احتراق پیش محفظه که در هر دو صورت در محفظه اصلی احتراق رخ خواهد داد . همچنین مخلوط سوخت و هوای موجود در پیش محفظه به دو روش تأمین میشود: یکی بهصورت مشترک با محفظه اصلی و دیگری بهصورت مجزا از محفظه اصلی. در حالتی که سیستم سوخترسانی مشترک باشد مخلوط سوخت و هوایی که بهمنظور احتراق اولیه در پیش محفظه وجود دارد به وسیله همان سیستم سوخترسانی محفظه اصلی تأمین میشود؛ یعنی بخشی از مخلوط سوخت و هوای موجود در محفظه اصلی در طی مرحله تراکم و به دنبال افرایش فشار در محفظه اصلی به درون پیش محفظه جریان مییابد .در حالتی که سیستم سوخترسانی مجزا باشد مخلوط سوخت و هوایی که بهمنظور احتراق اولیه درون پیش محفظه وجود دارد به کمک یک سیستم سوخترسانی مجزا از سیستم سوخترسانی محفظه اصلی تأمین میشود؛ به بیان سادهتر پیش محفظه تقریباً همانند یک موتور کوچکتر عمل میکند و مخلوط سوخت و هوا از طریق یک سیستم مجزا وارد پیش محفظه میشود. پیش محفظههای دارای سیستم سوخترسانی مجزا دارای مزایایی ازجمله کنترل نسبت سوخت به هوای درون پیش محفظه، احتراق کنترل شده و امکان تخلیه بهتر و مؤثرتر فراوردههای احتراق پیش محفظه به بیرون و معایبی ازجمله طراحی پیچیدهتر، اشغال فضای بیشتر و هزینه بالاتر میباشند. در پیش محفظههای دارای سیستم سوخترسانی مشترک با محفظه اصلی از آنجایی که پیش محفظه مجهز به مکانیزم تغذیه سوخت نیست از این رو گازهای باقیمانده در پیش محفظه را میسوزاند. در نتیجه، برای اطمینان از اشتعالپذیری بالا، مخلوط شدن گازهای باقیمانده و گازهای جدید، همچنین کیفیت مخلوط سوخت و هوا بسیار مهم هستند [6]. جزئیات بیشتر سیستم پیش محفظه در مرجع [7] بیان شده است.
|
|
|
|
ب |
الف |
شکل 1- مقایسه محفظههای احتراق موتور گازسوز؛ الف: با پیش محفظه و ب: بدون پیش محفظه [4]
Figure 1- Comparison of combustion chambers of gas engine; a: with pre- chamber and b: without pre-chmaber.
شکل 2- فرآیند احتراق در یک موتور دارای پیش محفظه [6]
Figure 2- The combustion process in the engine with prechamber (Flame transfer from pre-chamber to main chamber)
بسیاری از محققان از طریق چندین آزمایش، بر مزایای بسیار زیاد استفاده از سیستمهای احتراق پیش محفظه دار برای استفاده در نیروگاههای ثابت با قدرت بالا و همچنین حملونقل صحه گذاشتهاند [8،9]. تحت شرایط عملکرد مناسب، استفاده از محفظههای پیش احتراق باعث کاهش میزان تغییرات از یک چرخه به چرخه دیگر[2] (CCV) شده و روند احتراق سریع را تضمین میکند [10]. این امر باعث کاهش بسیار زیاد در ضربه ناشی از خود اشتعالی گازهای باقیمانده از احتراق اصلی شده و امکان افزایش نسبت تراکم و بازدهی حرارتی موتور را فراهم میکند [11]. علیرغم مزایای بسیار زیاد و کارآمد این سیستم اشتعال که به آنها اشاره شد، معایبی نیز وجود دارد که از این میان میتوان به ناشناخته بودن جنبههای اساسی احتراق مبتنی بر جت آشفته اشاره کرد که مانع بهینهسازی کامل این نوع محفظههای احتراق شده که به نوبه خود سبب کاهش تجاریسازی این موتورها و نفوذ آن در بازار شده است [12].
وانگ و همکاران [13] اثرات واکنشپذیری سوخت پیش محفظه بر احتراق مخلوط در محفظه اصلی را بهصورت عددی بررسی کردند. آنها بهطور خاص اثرات نسبتهای مختلف H / CO بر شعله خروجی از پیش محفظه را مطالعه کردند. نتایج نشان داد که زمان تأخیر احتراق بهطور قابل ملاحظهای با افزایش نسبت H / CO زیاد میشود. در یک تحقیق دیگر که توسط آلیسون و همکاران [14] انجام شد، نتایج آنالیز شیمیایی رادیکالها نشان داد که قطر سوراخهای پیش محفظه مستقیماً بر تعداد رادیکالهای آزاد تأثیر میگذارد. بوزا و همکاران [15] یک مطالعه تجربی روی یک موتور تک سیلندر بنزینی جرقهای که با تزریق سوخت CNG از داخل پیشمحفظه همراه بود انجام دادند. آنها همچنین با استفاده از یک مطالعه عددی به بررسی عملکرد موتور در شرایط عملیاتی مختلف، ازجمله سرعت، زمان جرقه زدن و نسبت هوا به سوخت پرداختند. در یک تحقیق دیگر، بناجیس و همکاران [16] با مقایسه عملکرد سیستم پیش محفظه احتراق و سیستم معمول موتورهای جرقهای دریافتند که سیستم احتراق پیش محفظه باعث افزایش کارایی موتور شده، احتراق را تثبیت کرده و بازده احتراق بالایی را در شرایط استوکیومتری ایجاد میکند. بولا و همکاران [17] شبیهسازی پیش محفظه تعبیه شده در ماشین تراکم- انبساط سریع را شبیهسازی کردند و به بررسی پدیدههای توربولانس و همچنین غلظت سوخت پرداختند. جعفرمدار [18] تجزیهوتحلیل انرژی و اکسرژی در یک موتور دیزل تزریق مستقیم پیش محفظه دار را انجام داد و متوجه شد که در بارهای جزئی و کامل %56 و %17 از کل برگشتناپذیری به احتراق داخل محفظه احتراق اصلی مرتبط میشود. متسو و همکارانش [19] در شرکت گاز توکیو تحقیقات خود را به موضوع بررسی عددی تأثیر شکل محفظهی احتراق بر پیش محفظهی احتراق معطوف داشتند. درسی و همکارانش [20] پژوهشی را با عنوان بهینهسازی محفظه احتراق موتورهای دیزل پاشش مستقیم منتشر ساختند. در این تحقیق روشهای بهینهسازی بر اساس ژنتیک الگوریتم بررسی شدهاند که امکان توسعه بهینهسازی را فراهم میسازند. ماجی و همکارانش [21] مطالعات خود را بر موضوع تأثیر هندسه محفظه احتراق بر عملکرد موتورهای دیزلی غیر جادهای معطوف داشتند. هندسهی محفظهی احتراق در عملکرد موتورهای دیزلی بهویژه موتورهای دیزلی غیرجادهای با تزریق سوخت فشار پایین نقش مهمی را ایفا میکنند. بورمن و کریگر [22] مدلی ارائه کردند که در آن اتاق احتراق به دو ناحیه سوخته و نسوخته تقسیم میشد. جبهه شعله در این مدل بینهایت نازک در نظر گرفته شده بود. نرخ سوختن جرمی بهوسیله دادههای تجربی فشار-زمان تخمین زده و انتقال حرارت نیز در نظر گرفته شد. بورمن و پیتر [23] با مدل مشابهی اثر پارامترهای مختلف را بر تغییرات سیکلیِ موتور آزمایش کردند. پترسون و همکارانش [24] و بنسون و همکارانش [25] یک مدل دو ناحیهای مشابه برای موتور اشتعال جرقهای توسعه دادند که شامل مکش و تخلیه نیز بود. این مدلها عموماً بدون اشارهی مستقیمی به اساس تعیین سرعت انتشار شعله آشفته، این سرعت را از راه ارتباط دادن تجربی با سرعت شعله آرام به دست میآورند. مدلهای ارائه شده توسط افراد فوق شبیهسازی کل سیکل قدرت، تخمین عملکرد موتور و در برخی موارد پیشبینی آلایندههای NOx را انجام میداد. هونگ [26] از یک تابع وایب برای نشان دادن نرخ احتراق سوخت استفاده کرد و هر دو نوع مدل تک ناحیهای و دو ناحیهای را امتحان کرد. تأخیر اشتعال و مدت زمان احتراق بهوسیله برازش کردن منحنیها[3] انجام شد. الالوسی [27] و الهیماری[28] یک کار تجربی و عددی روی یک موتور احتراق جرقهای با استفاده از سوختهای معمول گازی و مخلوطهایشان مانند متان، هیدروژن، پروپان و رقیقکنندهها مانند نیتروژن و دیاکسیدکربن انجام دادند. آنها از تغییرات اندازهگیری شده فشار-زمان در مدلهای تکناحیهای و دوناحیهای استفاده کردند تا بدینوسیله تأخیر اشتعال و مدت زمان احتراق را محاسبه کنند. کریم و گاوو [29] بعدها از دادههای الهیمیاری برای صحهگذاری نتایج عملکرد مدل دو ناحیهای خود برای پیشبینی عملکرد موتور اشتعال جرقهای با سوخت متان استفاده کرد. او یک تابع مثلثی برای نرخ سوختن جرمی انتخاب کرد تا به این وسیله بتواند تغییرات فشار و دمای میانگین را در ناحیههای سوخته و نسوخته تخمین بزند. علیزاده عطار [30] عملکرد سیستم احتراق پیش محفظه برای موتورهای سنگین برای حالتهای دوگانه سوخت و گازوئیل را مورد بررسی قرار دادند. ایشان به بررسی ویژگیهای احتراق و آلایندگی یک سیستم احتراق پیش محفظه برای موتورهای سنگین با استفاده از دینامیک سیالات محاسباتی بهمنظور تعیین طراحی بهینه عملکرد موتور پرداخت.
در مطالعات و فعالیتهای انجام شده، مسئله احتراق در پیش محفظه و محفظه اصلی در بازه زمانی پس از احتراق مورد بررسی قرار گرفته است و تمرکز آنها بر ماهیت فرایند احتراق بوده است. با توجه به اینکه در کاربریهای عملی جدید، مخلوط سوخت و هوای درون محفظه اصلی و پیش محفظه در نسبت چرخشهای مختلف، نسبتهای متفاوت هم ارزی و زمانهای مختلف جرقهزنی موجب تغییراتی در فشار، دما و میزان انتشار آلایندگی باشند، از این رو بیشک تأثیراتی بر روی یکدیگر خواهند گذاشت که در بیشتر مطالعات نادیده گرفته میشود. از این رو در این تحقیق به تأثیر نسبت چرخش، نسبت هم ارزی و زمانبندی جرقهزنی بر عملکرد یک موتورگازی پیش محفظه دار بر فشار، دما، توان تولیدی موتور و میزان انتشار آلاینده پرداخته میشود.
مدلسازی و معادلات حاکم
شبیهسازی موتورهای احتراق داخلی بهمنظور شناسایی کامل مشخصههای عملکردی آنها و همچنین بررسی تأثیر پارامترهای مختلف بر عملکرد و راندمان موتور دارای اهمیت ویژهای است. با استفاده از شبیهسازی میتوان هزینههای طراحی موتور را به شدت کاهش داده و موتورهایی با عملکرد بهینه طراحی نمود. شبیهسازی خود به انواع مختلفی تقسیم میشود که از مدلهای ساده ترمودینامیکی شروع شده و تا مدلهای سهبعدی به همراه احتراق و دینامیک شبکهبندی ختم میشوند. هندسه استفاده شده برای شبیهسازی محفظه احتراق موتور در Error! Reference source not found.3 نشان داده شده است. مشخصات موتور نیز در جدول 1 نشان داده شده است. همانطور که در این شکل مشخص است، محفظه احتراق از دو بخش پیش محفظه و محفظه اصلی تشکیل شده است. احتراق با ایجاد جرقه در پیش محفظه آغاز شده و گازهای داغ خروجی از پیش محفظه، احتراق در محفظه اصلی را ایجاد میکنند.
|
|
|
الف |
|
|
|
ب |
|
شکل 3- الف: طرحواره و ب : ابعاد هندسه استفاده شده برای شبیهسازی محفظه احتراق موتور Figure 3- a: schematic and b: dimension of the geometry used to simulate the combustion chamber of the engin |
جدول 1- مشخصات هندسی و عملیاتی موتور
Table 1- Geometrical and operational specifications of the engine
|
Bore (mm) |
156 |
|
Stroke (mm) |
182 |
|
λ at Full load |
2.0 |
در حالت کلی جریان داخل استوانه در موتورهای احتراق داخلی، سهبعدی، ناپایدار و مغشوش است. برای بررسی جزئیات، میدانهای سرعت، فشار و شدت آشفتگی جریان الزامی است. معادلات حاکم بر جریان شامل معادلات بقای جرم، اندازه حرکت، انرژی و آشفتگی بایستی با استفاده از روشهای عددی مناسب حل شوند. معادلات حاکم بر سیالات نیوتنی بهصورت زیر میباشند[31]
معادله بقای جرم (پیوستگی)
|
(1) |
|
معادله تکانه
|
(2) |
|
معادله انرژی
|
(3) |
|
جریان آشفته با میدان جریان نوسانی باعث اختلاط کمیتهای انتقالی نظیر انرژی، تکانه و غلظت گونهها شده و باعث نوسانات این کمیتها نیز میشوند. به دلیل طبیعت این نوسانات از آنجایی که شبیهسازی مستقیم آنها از نظر محاسباتی بسیار سنگین و هزینهبر است. بجای آن معادلات را میتوان میانگینگیری نموده و به معادلاتی به مراتب سبکتر و کمهزینهتر رسید. در این تحقیق برای مدلسازی آشفتگی جریان از مدل استفاده شده است. شبیهسازی مطلوب احتراق در موتورهای احتراق داخلی ، قادر به محاسبه انتقال گونهها، پدیدة مخلوط تحت شرایط پیش آمیخته، تا حدی پیش آمیخته و غیر پیش آمیخته میباشند. جزئیات بیشتر معادلات حاکم و... در مرجع [32] بیان شده است.
در شبیهسازی ﺟﺮﻳﺎنهای اﺣﺘﺮاﻗﻲ، ﻣﺪل اﺣﺘﺮاﻗﻲ نقش اﺳﺎسی دارد. زیرا علاوه بر تعیین مقدار گوﻧﻪها و محصولات احتراق، آهنگ آزاد شدن انرژی حاصل از ترکیب سوخت و اکسید کننده را نیز تعیین میکند. آهنگ آزاد شدن انرژی در اثر پیشرفت واکنشهای احتراقی بر مقدار و توزیع دما در نقاط مختلف مؤثر است و دمای هر نقطه بر رفتار جریان ازجمله مؤلفههای سرعت، فشار و مشخصات سیال در آن نقطه مؤثر است. سرعت پیشرفت واکنشهای شیمیایی و آزاد شدن گرما به سرعت ترکیب سوخت و اکسید کننده بستگی دارد که این خود تابع عوامل مختلفی مثل چگونگی اختلاط سوخت و هوا، غلظت واکنش دهندهها، دمای محفظه احتراق و... است. یک مدل احتراق مناسب لازم است تا اثر این عوامل را بهخوبی منظور نماید ﺑﺮای ﻣﺪل کردن اﺣﺘﺮاق ﻻزم اﺳﺖ که ﻧﺮخ اﻧﺠﺎم واکنشهای شیمیایی مشخص ﺷﻮد. با توجه ﺑﻪ ﺑﺮﻫﻢکنش آشفتگی در یک واکنش ﺷﯿﻤﯿﺎیی، تأثیر آﺷﻔﺘگی ﺑﺮ اﺣﺘﺮاق ﻧﯿﺰ ﺑﺎﯾﺪ در ﻧﻈﺮ گرﻓﺘﻪ ﺷﻮد [33]. در اﯾﻦ ﻣﻄﺎﻟﻌﻪ از روش اﺗﻼف گردابهها ﺑﺮای مدلسازی اﺣﺘﺮاق اﺳﺘﻔﺎده ﺷﺪه اﺳت. اﯾﻦ ﻣﺪل ﺑﺮ ﻣﺒﻨﺎی ﻓﺮﺿﯿﺎت ﺣﺪسی ﺑﻨﺎ ﻧﻬﺎده ﺷﺪه اﺳﺖ. ﻓﺮض اﺻلی ﺑﺮﻣﺒﻨﺎی ﺟﺎیگزینی ﻣﻘﯿﺎس زﻣﺎنی واکنش) در ﺣﺎﻟﺖ ﻓﺮضی واکنش یک ﻣﺮﺣﻠﻪای (ﺑﺎ ﻣﻘﯿﺎس زﻣﺎنی آشفتگی است. بناﺑﺮاﯾﻦ ﻣﺪل اﺿﻤﺤﻼل ادی ﺗﺄﺛﯿﺮ سینتیک ﺷﯿﻤﯿﺎیی را ﻧﺎدﯾﺪه میگیرد و یک واکنش ﺳﺮﯾﻊ و ﻣﺤﺪود را اراﺋﻪ میکند. اﯾﻦ ﻣﺪل ﺑﺮای ﺟﺮﯾﺎنﻫﺎی ﺑﺎ ﻋﺪد دامکولر کمتر از یک ﺟﻮابﻫﺎی رﺿﺎﯾﺖبخشی اراﺋﻪ میکند. ﻋﺪد دامکولر بیانگر ﻧﺴﺒﺖ ﻣﻘﯿﺎس زمانی آشفتگی ﺑﻪ ﻣﻘﯿﺎس زﻣانی اﺣﺘﺮاق است. وقتی که اﯾﻦ ﻋﺪد ﺑﯿﺸﺘﺮ از یک است ﺑﻪﻣﻌﻨﺎی سریعتر ﺑﻮدن اﺧﺘﻼط ﻧﺴﺒﺖ ﺑﻪ اﺣﺘﺮاق است. اﯾﻦ وﺿﻌﯿﺖ ﺑﻪﺧﺼﻮص در ﻧﺰدیکی دﯾﻮارهها ﺑﻪوﺟﻮد میآﯾﺪ. اﯾﻦ ﺷﺮاﯾﻂ ﺑﺎ ﻓﺮض ﻣﺪل، که ﺳﺮﻋﺖ واکنش را ﺑﺴﯿﺎر ﺑﯿﺸﺘﺮ از ﺳﺮﻋﺖ اﻧﺘﺸﺎر آشفتگی در نظر میگیرد ﺳﺎزگار نمیﺑﺎﺷﺪ. با توجه به اینکه سینتیک شیمیایی در این مدل احتراقی در نظر گرفته نمیشود و از یک مدل ترمودینامیکی برای تعیین انرژی احتراق استفاده میشود ﻟﺬا پیشبینی اﺟﺰای ﻣﯿﺎنی واکنش ﻧﯿﺎزﻣﻨﺪ ﻣﺪلﻫﺎی پیشرﻓﺘﻪﺗﺮ و دﻗﯿﻖﺗﺮی اﺳت [34]. واکنش دومرحلهای مورد استفاده در مدل اتلاف ادی به شرح زیر است:
|
(4) |
|
شبکهبندی ناحیه حل
در روشهای عددی با گسستهسازی معادلات دستگاهی متشکل از تعدادی معادلات جبری بهدست خواهد آمد که با حل همزمان آنها میتوان خواص جریان را بهدست آورد. گسستهسازی معادلات حاکم در بستر فضای حل گسسته شده انجام خواهد شد. بهبیاندیگر جهت گسستهسازی معادلات لازم است ابتدا دامنهی حل شبکهبندی میشود. شبکهبندی فضای حل یکی از مهمترین بخشهای هر تحلیل CFD هست که میتواند بهتنهایی در میزان صحت نتایج تأثیر قابلتوجهی داشته باشد. جهت مناسب بودن شبکهی ایجادشده بهمنظور تحلیلها، لازم است معیارهایی رعایت شود.
هندسه محفظه احتراق و شبکه محاسباتی اولیه تولید شده در شکل 4 نشان داده شده است. شبکه محاسباتی در نقطه مرگ بالا[4] (TDC) با استفاده از نرمافزار ANSYS Meshing وICEM-CFD تولید شده است شبکهبندی بهصورت شبکه تطبیقی انجام شده است.
|
|
|
الف |
|
|
|
ب |
|
|
|
ج |
شکل 4- شبکه محاسباتی در مرکز مرده بالا (TDC) در نماهای مختلف ، الف:. نمای ایزومتریک بالا ، ب: قطع بخش در وسط اتاق، ج: نمای پایین ایزومتریک
Figure 2- Meshing in the top dead center (TDC) in different views, A:. Top isometric view, b: section cut in the middle of the room, c: bottom isometric view
جدول 2- شرایط اولیه و مرزی موتور
Table 2- Initial and Boundary values of engine
|
Value |
Variable |
|
bar 2.67 |
Initial Pressure |
|
K 310.4 |
Initial Temperature |
|
620 K |
Bore Temperature |
|
370 K |
Cyliner Wall Temperature |
|
590 K |
Piston wallTmeperature |
|
K 600 |
Pre-chamber Temperature |
بعد از ترسیم هندسه محفظه احتراق موتور که به فناوری پیشمحفظه مجهز است و شبکهبندی آن، حرکت دینامیکی به محفظه احتراق داده شده و محفظه در حالت موتورینگ (بدون احتراق) شبیهسازی میشود و درنهایت احتراق درون محفظه احتراق با استفاده از نرمافزار فلوئنت مورد تحلیل قرار میگیرد. لازم به ذکر است حالت موتورینگ به حالتی گفته میشود که احتراق در داخل محفظه رخ نمیدهد و تغییر در فشار و دمای گاز در داخل محفظه تنها در اثر حرکت پیستون اتفاق میافتد. در واقع تغییر حجم محفظه بر اثر حرکت پیستون باعث ایجاد تغییرات در فشار و دما میشود. شبیهسازی از نقطه مرگ پایین شروع میشود. شرایط اولیه و مرزی موتور در جدول 2 بیان شده است. اعتبارسنجی نتایج عددی به دست آمده با استفاده از نرمافزار انسیس فلوئنت با گاز کاری متان، با نتایج تجربی گزارش شده در کار ماوریتز و همکاران [35] انجام شده است. با توجه به محدود بودن نتایج مربوط به موتورهای پیش محفظه دار، از یک موتور احتراق داخلی بدون پیش محفظه برای اعتبارسنجی فشار داخل محفظه و مدل احتراقی استفاده شده است. نتایج تجربی و شبیهسازی برای فشار درون محفظه در مقابل درجه زاویه میللنگ در حال حرکت در شکل 5 با یکدیگر مقایسه شدهاند.
شکل5- مقایسه نتایج شبیهسازی حاضر با مرجع [35]
Figure 5- Comparison of present results with Ref. [35]
منحنی فشار در محفظه اصلی در مقابل درجه زاویه میللنگ در شکل 6 نشان داده شده است. حداکثر فشار bar 146 است و در 1/9 درجه پس از TDC رخ میدهد. منحنی دما در مقابل درجه زاویه میللنگ نیز در شکل 7 نشان داده شده است. حداکثر میانگین دما K 1725 است که 8/28 درجه پس از TDC رخ میدهد. منحنی کسر جرم سوخت ارائه شده در شکل 8 نشان میدهد مدت زمان سوزاندن سوخت حدود 55 درجه زاویه میللنگ است.
شکل 6- منحنی فشار در مقابل درجه زاویه میللنگ
Figure 6- Pressure versus crank angle degree
با توجه به شکلهای 6 و 7 میتوان گفت فشار داخل استوانه قبل از جرقه بهعلت تراکم محفظة احتراق بهصورت تقریباًً بی دررو و بازگشتپذیر افزایش مییابد. این روند پس از جرقه، تا انتهای مهلت اشتعال ادامه پیدا میکند و بعد از آن به علت آزاد شدن انرژی احتراق، افزایش فشار چشمگیرتر میشود. بعد از نقطة مرگ بالا، آزاد شدن انرژی در ابتدا عاملی برای افزایش فشار و افزایش حجم محفظة احتراق، و سپس عاملی برای کاهش فشار است. تا مدت زمانی بعد از نقطة مرگ بالا، تأثیر آزاد شدن انرژی بیشتر است و فشار افزایش مییابد، بعد از آن تأثیر افزایش حجم محفظة احتراق غالب میشود و فشار کاهش مییابد. به همین دلیل محل وقوع بیشینة فشار کمی بعد از نقطة مرگ بالا است [36]
شکل 7- منحنی دما در مقابل درجه زاویه میللنگ
Figure 7- Temperature versus crank angle degree
شکل 8- کسر جرم سوخت در مقابل درجه زاویه میللنگ
Figure 8- Fuel mass fraction versus crank angle degree
اثر نسبت هم ارزی
تأثیر نسبت هم ارزی هوا به سوخت بر عملکرد موتور و آلاینده در این بخش بررسی میشود. شش نسبت هم ارزی مختلف از 6/1 تا 2/2 (جدول 3) شبیهسازی شده است. پارامترهای ورودی موتور در شرایط اولیه (BDC) در نسبتهای مختلف هم ارزی هوا/سوخت در جدول 3 نشان داده شده است. فشار اولیه و دمای پایه موتور در نسبت معادل 2 در BDC بر اساس دادههای GT Power است. افزایش و کاهش نسبت هم ارزی با محدودیت در توان خروجی انجام شده است، بنابراین جرم سوخت (برای 12 سیلندر) روی 72/3 گرم ثابت میشود. دما و فشار اولیه تراکم بهگونهای محاسبه میشود که خروجی توان تقریباً یکسان در همه موارد به دست میآید.
جدول 3- پارامترهای ورودی موتور در نسبتهای مختلف هم ارزی هوا/سوخت و در دمای اولیه K 310
Table 3- Engine input parameters at different air/fuel equivalence ratios and at an initial temperature of 310 K
|
λ |
Stoi_air/fuel ratio |
actual_air/fuel ratio |
CH4 mass fraction |
O2 mass fraction |
Initial Pre (bar) |
|
1.6 |
7.616 |
12.1856 |
0.04333 |
0.2219 |
1.755 |
|
1.8 |
8.568 |
15.4224 |
0.03455 |
0.2240 |
2.191 |
|
1.9 |
9.044 |
17.1836 |
0.03112 |
0.2248 |
2.4210 |
|
1.95 |
9.282 |
18.0999 |
0.02959 |
0.2251 |
2.5430 |
|
2 |
9.52 |
19.04 |
0.02817 |
0.2255 |
2.670 |
|
2.2 |
10.472 |
23.0384 |
0.02340 |
0.2266 |
3.210 |
فشار و دما درون سیلندر و کسر جرم سوخت در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای هم ارزی مختلف به ترتیب در شکلهای 9، 10 و 11 نشان داده شده است. افزایش نسبت هم ارزی باعث کاهش فشار انتهای مرحله تراکم میشود، زیرا با افزایش میزان کسرجرمی سوخت، ظرفیت حرارتی آن افزایش مییابد و لذا فشار انتهای مرحله تراکم کاسته میشود. این امر باعث میشود دمای مخلوط دیرتر به نقطه خود اشتعالی برسد. همچنین با افزایش نسبت هم ارزی، حداکثر فشار کاهش میباید که دلیل آن احتراق ناقص است[37]. از طرفی افزایش نسبت هم ارزی، موجب مخلوط شدن بیش از حد هوا و سوخت میشود و در نتیجه باعث سرعت پایین احتراق میشود. همچنین مشاهده میشود که در انتهای مرحله تراکم، بیشینه دمای ناشی از تراکم، با افزایش نسبت هم ارزی کاهش مییابد و موجب جدایش منحنیها از یکدیگر میشود. کاهش دما، باعث میشود مخلوط دیرتر به نقطه خود اشتعالی برسد و احتراق به تعویق میافتد. دلیل کاهش دما این است که با افزایش نسبت هم ارزی و مقدار کسر جرمی سوخت، ظرفیت حرارتی این سوخت افزایش مییابد [38].
|
CAD |
شکل 9- فشار درون سیلندر در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای هم ارزی مختلف
Figure 9- Pressure versus crank angle in different equivalence ratios
شکل 10- دمای داخل سیلندر در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای هم ارزی مختلف
Figure 10- Temperature versus crank angle in different equivalence ratios
شکل 11- کسر جرم سوخت در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای هم ارزی مختلف
Figure 11- Fuel mass fraction versus crank angle in different equivalence ratios
ویژگیهای خروجی موتور در نسبتهای مختلف هم ارزی هوا/سوخت در جدول 4 نشان داده شده است. از آنجایی که حداکثر فشار محفظه احتراق باید کمتر از 150 بار باشد، از این جدول میتوان نتیجه گرفت که بهترین شرایط عملکرد موتور در نسبت هم ارزی 2 رخ میدهد. غلظت NOx بهطور قابلتوجهی با افزایش نسبت هم ارزی کاهش مییابد. این به دلیل کاهش شدید دما با افزایش نسبت هم ارزی است. همانطور که مشخص است، NOx حرارتی با افزایش دما بهطور چشمگیری افزایش مییابد. چرا که در دماهای بالا نیتروژن تجزیه شده و با اکسیژن واکنش میدهد و منجر به تولید NOx میشود و با افزایش دما، تولید این آلاینده بهصورت قابلملاحظه ای افزایش مییابد [39].
جدول 4 - ویژگیهای خروجی موتور در نسبتهای مختلف هم ارزی هوا/سوخت
Table 4- Engine output characteristics at different air/fuel equivalence ratios
|
λ |
Max Pre (bar) |
Max Temp (K) |
Power (kW) |
BSFC (g/kWh) |
Nox (ppm) |
|
1.6 |
135.5 |
2351.6 |
993.30 |
168.546 |
12554 |
|
1.8 |
139.9 |
2030.9 |
1015.9 |
166.30 |
6011 |
|
1.9 |
142.3 |
1900.0 |
1003.5 |
167.02 |
1219 |
|
1.95 |
144.2 |
1842.0 |
1006.9 |
166.45 |
501.7 |
|
2 |
145.9 |
1787.4 |
1010.0 |
166.08 |
204.2 |
|
2.2 |
155.6 |
1601.4 |
1017.0 |
165.86 |
5.8 |
روند کلی افزایش تولید آلاینده NOx به افزایش دما در داخل محفظة احتراق بستگی دارد و در نسبتهایی از هوا به سوخت که احتراق با دمای بالا رخ میدهد، حداکثر تولید آلاینده NOx مشاهده میشود [40].
.
اثر نسبت چرخش
برای موتورهای احتراق داخلی، اگر فقط احتراق و ضربات نیرو شبیهسازی شوند، سرعت جریان اولیه در بسته شدن شیر ورودی ناشناخته است. شرایط اولیه معمولاً شامل جریان چرخشی است که در شبیهسازی سیکل بسته باید به جریان از طریق شرایط اولیه القا شود. در ANSYS-Fluent سرعت جریان با الگوهای خاص میتواند از طریق توابع تعریف شده توسط کاربر[5] (udf) مقداردهی شود. در این کار یک udf نوشته شده است تا ابزاری را برای مقداردهی اولیه میدان جریان با نسبت چرخش مشخص شده توسط کاربر فراهم کند. نسبت چرخش بهصورت زیر تعریف میشود [41]:
|
(5) |
|
نسبت چرخش بهطورکلی بهعنوان نسبت تکانه زاویهای جریان سیلندر به هر یک از سه محور متعامد تعریف میشود [42]. در این معادله چرخش جسم جامد سیال در جهت زاویهای و N سرعت چرخش میللنگ برحسب دور بر دقیقه است. جریان چرخشی باعث القای سرعت چرخشی به سیال میشود. سرعت چرخش را میتوان با پارامترهای موتور و نسبت چرخش با استفاده از فرمول زیر مرتبط کرد:
|
(6) |
|
جایی که r شعاع حرکت جریان سیال است. در این کار نسبت چرخش از 0 5/2 با افزایش 5/0 تغییر کرده است تا تأثیر نسبت چرخش بر مشخصات موتور بررسی شود. نسبت هم ارزی روی20 ثابت شده است. پروفیل فشار در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای چرخشی مختلف در شکل 12 نشان داده شده است. حداکثر فشار محفظه احتراق با افزایش نسبت چرخش به شدت افزایش مییابد. این به دلیل افزایش سرعت سوختن سوخت است. کسر جرمی شوخت در نسبتهای چرخشی متفاوت در شکل 13 نشان داده شده است. به نظر میرسد نسبت چرخش بالاتر از 1 برای این موتور مناسب نیست
شکل 12- فشار در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای چرخشی مختلف
Figure 12- Pressure versus crank angle at different rotation ratios
پروفیلهای دما در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای چرخشی مختلف در شکل 14 نشان داده شده است. افزایش نسبت چرخش به مقادیر بالاتر از 1 منجر به حداکثر دمای بسیار بالایی میشود که برای تولید NOx مناسب نیست. افزایش نسبت چرخش بهدلیل افزایش سرعت مماسی محلی، به تغییر جهت بیشتر جریان سوخت از جهت سوراخ محوری تمایل دارد. همچنین، تلاطم بالا باعث اتمیزه شدن بهتر قطرات سوخت و افزایش ناحیه جلویی شعله احتراق میشود. این امر منجر به احتراق سریعتر و افزایش دما و فشار محفظه میشود [42].
شکل 13- کسر جرم سوخت در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای چرخشی مختلف
Figure 13- Mass fraction versus crank angle at different rotation ratios
شکل 14- دما در مقابل زاویه میللنگ در نسبتهای چرخشی مختلف
Figure 14- Temperature versus crank angle at different rotation ratios
مشخصات خروجی موتور در نسبتهای چرخشی مختلف در جدول 5 نشان داده شده است. همانطور که در این جدول نشان داده شده است افزایش نسبت چرخش ابتدا قدرت خروجی را افزایش میدهد و سپس آن را کاهش میدهد. این در حالی است که افزایش نسبت چرخش همیشه آلاینده NOx را افزایش میدهد. ویژگیهای توان خروجی و آلاینده NOx به نسبت چرخش در جدول 5 نشان داده شده است. همانطور که در این شکل نشان داده شده است، نرخ افزایش توان خروجی پس از نسبت چرخش 5/ کاهش مییابد. از آنجایی که آلاینده NOx در نسبت چرخش 1 کمتر از ppm350 و در نسبت چرخش 5/1 از 450 ppm است، این دو حالت برای این موتور برای کار در این شرایط مناسب به نظر میرسد.
جدول 5- ویژگیهای خروجی موتور در نسبتهای چرخشی مختلف
Table 5- Engine output characteristics in different rotation ratios
|
Swirl ratio |
Max Pre (bar) |
Max Temp (K) |
Power (kW) |
BSFC (g/kWh) |
Nox (ppm) |
|
0 |
145.9 |
1787.4 |
1007.9 |
166.08 |
204.2 |
|
0.5 |
147.8 |
1798.7 |
1010.1 |
165.72 |
231.4 |
|
1.0 |
158.4 |
1838.0 |
1021.5 |
163.87 |
323.3 |
|
1.5 |
169.8 |
1874.3 |
1029.9 |
162.5 |
431.9 |
|
2.0 |
178.7 |
1903.4 |
1032.8 |
162.1 |
524.9 |
|
2.5 |
197.8 |
1948.4 |
1030.4 |
162.5 |
786.1 |
همانطور که در جدول 5 مشخص است با افزایش نسبت چرخش، دما افزایش مییابد و به تبع آن نیز آلاینده NOx افزایش مییابد. بایستی گفت تولید آلایندهها بشدت تابع دماست. در حقیقت تمام متغیرهایی که باعث تغییر در آلایندهها میشوند مانند سرعت دورانی موتور، فشار اولیه و نسبت تراکم بر فشار و دمای درون استوانه تأثیر دارند. دما اساسیترین تأثیر را در تولید آلایندهها دارد [36]. افزایش نسبت چرخش منجر به آشفتگی بیشتر میشود بنابراین احتراق سریعتر باعث افزایش بیشتر حداکثر دمای گاز درون سیلندر میشود. بنابراین، افزایش نسبت چرخش باعث افزایش تولید آلاینده NO میشود. مطالعات زیر روند مشابهی را نشان میدهد [43].
اثر زمان جرقهزنی
اثر جرقهزنی با تغییر زمان اشتعال جرقه از 9 درجه به 21 درجه قبل از نقطه مرگ بالا (BTDC) با افزایش 3 درجه بررسی میشود. پروفیل فشار در مقابل زاویه میللنگ در زمانبندیهای مختلف احتراق در شکل 15 نشان داده شده است. حداکثر فشار محفظه احتراق با پیشبرد زمان جرقهزنی به سرعت افزایش مییابد. فشار داخل سیلندر در احتراق جرقه درجه 21 بسیار زیاد است و برای کارکرد موتور مناسب نیست. تغییر فشار سیلندر مهمترین پارامتر آنالیز ترمودینامیکی موتور است. این نشانگر کل فرآیند احتراق است که به ما امکان میدهد کارایی تبدیل انرژی در موتور را ارزیابی کنیم. برای اکثر کاربردها، تحلیل دادههای احتراق نسبت به نقطه مرگ بالای (TDC) نشان داده میشود. تغییرات نسبت به موقعیت TDC از این نظر مهم است. نمودارهای گرافیکی در شکل 13 نشان داده شده است. واضح است که زمان جرقهزنی بهطور قابلتوجهی بر تغییرات فشار سیلندر، حداکثر مقادیر آن و محل فشار حداکثر نسبت به TDC پیستون تأثیر میگذارد [44].
شکل 15- فشار در مقابل زاویه میللنگ در زمانهای مختلف جرقهزنی
Figure 15- Pressure versus crank angle at different ignition timings
کسر جرم سوخت در مقابل زاویه میللنگ در زمانبندیهای مختلف جرقهزنی در شکل 16 نشان داده شده است. شروع سوختن سوخت با زمان جرقهزنی مطابقت دارد. سرعت سوختن سوخت با پیشبرد زمان جرقهزنی از 9 درجه به 21 درجه BTDC افزایش مییابد. افزایش سریع سرعت سوختن سوخت با افزایش زمان جرقهزنی از 18 به 21 مشاهده میشود.
=-
شکل 16- کسر جرم سوخت در مقابل زاویه میللنگ در زمانهای مختلف جرقهزنی
Figure 16- Mass fraction versus crank angle at different ignition timings
شکل 17- دما در مقابل زاویه میللنگ در زمانهای مختلف جرقهزنی
Figure 17- Temperature versus crank angle at different ignition timings
پروفیلهای دما در مقابل زاویه میللنگ در زمانبندیهای مختلف جرقهزنی در شکل 17نشان داده شده است. پیشبرد زمان جرقهزنی باعث افزایش حداکثر دمای داخل سیلندر در حالی که مکان حداکثر دما و دمای خروجی اگزوز را کاهش میدهد. مقادیر بالای حداکثر دمای سیلندر در احتراق جرقه 21 و 18 منجر به تولید NOx بسیار بالایی میشود. یکی دیگر از نتایج قابل توجه به دست آمده از شکل 15 این است که، افزایش زمان جرقهزنی منجر به کاهش دمای سیلندر در زاویه میللنگ 460 (100 درجه پس از TDC) میشود که با افزایش زمان جرقهزنی به دمای پایین اگزوز مربوط میشود. مقادیر حداکثر فشار و مکان آنها در زمانهای جرقهزنی مختلف در جدول 6 نشان داده شده است. مکان فشار حداکثر ابتدا با پیشبرد زمان جرقهزنی افزایش مییابد و سپس کاهش مییابد. حداکثر مقدار آن در احتراق جرقه 15 رخ میدهد. افزایش زمان جرقهزنی باعث افزایش بیشتر فشار در سیلندر میشود و در مرحله انبساط فشار حداکثر به نقطه مرگ نزدیکتر نزدیکتر میشود. انرژی حرارتی توسط مخلوط احتراق آزاد شده و متعاقباً فشار ایجاد شده بر روی پیستون در طول مرحله انبساط اثر میگذارد که منجر به تبدیل انرژی کل بسیار کارآمد و افزایش راندمان موتور میشود [45]. با توجه به نتایج به دست آمده، موتور بهترین تغییر فشار سیلندر را در زمان احتراق 15 درجه BTDC به دست میآورد که فرضیه ایجاد شده بر اساس نتایج در جدول 6 را تأیید میکند.
جدول 6- حداکثر فشار و موقعیت آن در زمانهای مختلف جرقهزنی
Table 6- Maximum pressure and its position at different ignition times
|
Spark ignition timing BTDC |
Maximum pressure (bar) |
Maximum pressure location ATDC |
|
9 |
123.1 |
11.8 |
|
12 |
133.6 |
11.8 |
|
15 |
145.9 |
12.4 |
|
18 |
162.4 |
11.8 |
|
21 |
196.0 |
7.6 |
مشخصات خروجی موتور در زمانبندیهای مختلف جرقهزنی در جدول 7 نشان داده شده است. همانطور که در این جدول نشان داده شده است، پیشبرد زمان جرقهزنی باعث افزایش آلاینده NOx میشود. هر 3 درجه پیشروی در زمان احتراق در محدوده 9 درجه تا 18 درجه تقریباً آلاینده NOx را 5/2 برابر افزایش میدهد. در حالی که در محدوده 18 درجه تا 21 درجه، 3 درجه پیشروی زمان احتراق، آلاینده NOx را 3/4 برابر افزایش میدهد. سطوح بالای آلاینده NOx در زمان جرقهزنی 21 و 18 درجه، استفاده از آنها را نامناسب میکند. در زمان جرقهزنی 9 درجه قدرت موتور نسبتاً کم و دمای اگزوز بالا است، بنابراین این مورد نیز وضعیت خوبی ندارد. از آنجایی که موتور در زمان جرقهزنی 12 و 15 شرایط عملیاتی قابل قبولی را نشان میدهد، این دو زمان جرقهزنی را میتوان برای کارکرد موتور پیشنهاد کرد. نتایج نشان میدهد با افزایش زمان جرقهزنی، پارامترهای خروجی موتور مانند توان، دما و فشار افزایش مییابد. بالاترین مقادیر در حداکثر زمان جرقهزنی به دست میآید. بنابراین، بهترین احتراق و حداکثر فشار در سیلندر در این مقدار زمان جرقهزنی حاصل شود. این فرض توسط منحنیهای تغییرات فشار سیلندر تائید یا رد میشود. این بدان معنی است که انرژی شیمیایی موجود در سوخت بهطور مطلوب به کار مکانیکی تبدیل نمیشود. دلیل این امر فرار سریع مخلوط قابل احتراق از طریق لوله اگزوز است، به این معنی که بخشی از احتراق فقط در جریان اگزوز انجام میشود [45]. به عبارت دیگر با افزایش زمان جرقهزنی، حداکثر فشار افزایش مییابد و دمای کلی داخل سیلندر در نتیجه آن زیاد میشود. از سوی دیگر فشار و دمای ناحیه نسوخته در لحظه آغاز احتراق و همچنین طول کلی دوره احتراق کمتر شده و بیشینه نرخ سوختن جرم افزایش مییابد [46].
جد.ول 7- ویژگیهای خروجی موتور در زمانبندیهای مختلف جرقهزنی
Table 7- Engine output characteristics at different ignition times
|
timing BTDC |
Power (kW) |
BSFC (g/kWh) |
Nox (ppm) |
NOx (g/kWh) |
|
9 |
993.7 |
168.61 |
40.05 |
0.02125 |
|
12 |
1012.7 |
165.44 |
90.8 |
0.04727 |
|
15 |
1010 |
165.89 |
204.2 |
0.10660 |
|
18 |
1038.4 |
161.35 |
460.9 |
0.23397 |
|
21 |
1046.5 |
160.10 |
1993.6 |
1.00422 |
در جدول 7 مشاهده میشود که با افزایش زمان جرقهزنی، میزان آلایندههای اکسیدهای نیتروژن افزایش مییابد،چرا که یکی از عوامل مهم و تأثیرگذار بر میزان تولید اکسید نیتروژن در موتورهای گازسوز، دما و فشار احتراق است [47]. از آنجایی که سرعت پیش انداختن زمان جرقهزنی فرصت بیشتری برای احتراق ایجاد میکند، احتراق گاز کاملتر شده، اثر افزایش میزان دما و فشار را در موتور تشدید میکند و طبعاً باعث افزایش میزان آلاینده NOx تولیدی خواهد شد [48].
نتیجهگیری
در تحقیق ارائه شده، شبیهسازی عددی جریان سیال درون سیلندر، احتراق و آلاینده یک موتور گازسوز با سیستم احتراق پیش محفظه دار با استفاده از نرمافزار ANSYS-Fluent انجام شد و تأثیر نسبت چرخش، نسبت هم ارزی و زمانبندی جرقهزنی بر فشار، دما، توان تولیدی موتور و میزان انتشار آلاینده مورد بررسی قرار گرفت. مهمترین نتایج این شبیهسازیها به شرح زیر است.
[1] Pre-chamber combustion system
[2] Cycle to-cycle variation
[3]curve fitting
[4]Top Dead Center (TDC)
[5] User Define Function
