POROVNÁNÍ RŮZNÝCH ZPŮSOBŮ EGR PRO VOZIDLOVÝ PŘEPLŇOVANÝ VZNĚTOVÝ MOTOR

KOKA 2006, XXXVII. International conference of Czech and Slovak Universities’ Departments and Institutions Dealing with the Research of Combustion Engines

POROVNÁNÍ RŮZNÝCH ZPŮSOBŮ EGR PRO VOZIDLOVÝ PŘEPLŇOVANÝ VZNĚTOVÝ MOTOR Oldřich Vítek1, Miloš Polášek2, Jan Macek3

ABSTRACT Presented paper deals with comparison of four different EGR routes from thermodynamic point of view. The following EGR route variants were considered – low pressure EGR (LP), high pressure one (HP), combined one (HP-LP) and modified low pressure one (LPdownDPF) which is suitable for practical application. Desired values of important engine parameters were obtained from experimental one-cylinder engine. New European driving cycle (NEDC) is represented by means of set of 7 points. Each NEDC point is determined by its engine speed and engine load. For each NEDC point and for each EGR route, full optimization was performed to satisfy required engine power, EGR mass fraction and fresh air mass flow rate and to minimize fuel consumption. Key words: EGR, diesel engine, VTG turbocharger, EGR cooler

1

ÚVOD V současné době není možné splnit emisní předpisy pro automobilní vznětové motory bez použití poměrně vysoké recirkulace výfukových plynů (EGR). Většinou jde o vnější řízenou a chlazenou recirkulaci. Stále přísnější emisní limity si pak vynucují větší hodnoty EGR. Z termodynamického hlediska jde o zvětšení měrné tepelné kapacity směsi což vede na nižší teploty, které pak způsobí poměrně významný pokles produkce oxidů dusíku (NOx). Lze očekávat i určitý chemický vliv na vlastní proces hoření. Stoupající nároky na hodnotu EGR pak zvyšují nároky i na plnicí systém. Za určitých okolností se může stát, že jednostupňový systém (jedna turbína a jeden kompresor – dnes klasické uspořádání) nemusí být schopen dodat do motoru dostatečné množství čerstvého vzduch za současného dodržení vysokého hodnoty EGR. Hlavním cílem této práce je pak porovnat různé způsoby vnější recirkulace – vysokotlaká recirkulace (HP), nízkotlaká (LP) a kombinovaná (HP-LP) – a to z termodynamického hlediska. 2

MATEMATICKÝ MODEL Prezentované výsledky byly získány pomocí simulací v komerčním programu GT-Power [1], který je obecně 0-D programem pro simulaci pracovního oběhu motoru, potrubí lze ovšem modelovat 1-D přístupem. Základní kalibrace a požadavky na EGR a průtok čerstvého vzduchu byly převzaty z experimentálního výzkumu na jednoválcovém motoru (vývoj byl zaměřen na splnění emisních předpisů). Matematický model musí mít určité prediktivní schopnosti. Proto byly použity Woschniho přepočty zákona hoření podle otáček motoru a přebytku vzduchu, Contact address: 1 Ing. Oldřich Vítek, Ústav vozidel a letadlové techniky, České vysoké učení technické v Praze, Technická 4, 166 07 Praha 6, tel. +420 22435 2507, e-mail : [email protected] 2 Doc. Ing. Miloš Polšek, Ph.D., Ústav vozidel a letadlové techniky, České vysoké učení technické v Praze, Technická 4, 166 07 Praha 6, tel. +420 22435 2492, e-mail : [email protected] 3 Prof. Ing. Jan Macek, DrSc., Ústav vozidel a letadlové techniky, České vysoké učení technické v Praze, Technická 4, 166 07 Praha 6, tel. +420 22435 2504, e-mail : [email protected]

Woschniho polo-empirické vztahy pro určení součinitele přestupu tepla z plynu do pevných stěn, jednoduchý MKP model vedení tepla v pevných stěnách, empirická závislost ztrátových tlaků (mechanická účinnost) typu Chen-Flynn, atp. Podrobnější popis těchto modelů je opět možné nalézt v [1]. Z důvodů řízení a nalezení některých veličin pro dodržení požadavků na výstupní parametry (střední efektivní tlak, EGR, průtok čerstvého vzduchu) byly použity PID regulátory. Turbodmychadla jsou reprezentována pomocí svých statických charakteristik, byly použity mapy reálných kompresů a turbin (většinou VGT). Geometrický model je založen na skutečných rozměrech potrubí případně dalších částí motoru. Důležitou roli hrají vlastnosti filtru pevných částic (DPF), mezichladiče stlačeného vzduchu a vlastního EGR chladiče. Ty byly opět převzaty (ve zjednodušené formě) z reálných zařízení. Průtokové vlastnosti kanálů v hlavě motoru pak byly odhadnuty na základě dostupných experimentálních dat velmi podobných motorů. Předmětem zájmu je malý přeplňovaný automobilní vznětový motor s přímým vstřikem.

IntC

IntC

EGR C

EGR C C

T

C

HP EGR

T

HP-LP EGR

DPF DPF

IntC

IntC

C

T

LP EGR

C

T

LPdownDPF EGR

EGR C DPF

DPF EGR C

Tabulka 1: Schémata různých EGR systémů (C … kompresor, T … turbína, IntC … mezichadič, DPF … filtr pevných částic, EGR C … EGR chladič). Table 1: Sketches of different EGR systems (C … compressor, T … turbine, IntC … intercooler, DPF … diesel particulate filter, EGR C … EGR cooler). 3

ŘEŠENÉ PŘÍPADY V tomto článku budou prezentovány simulace týkající se vlivů různých způsobů vnější recirkulace na důležité výstupní parametry motoru. Uvažovány jsou 4 různé způsoby EGR okruhů – viz tabulka 1. Prvním je tzv. vysokotlaký okruh (HP), kdy odběr výfukových plynů je umístěn před vstup do turbíny, vstup do plnicího potrubí je umístěn až za výstup z kompresoru. Pro zvýšení průtoku okruhem EGR je ve všech uvažovaných případech použita Venturiho trubice vždy umístěná v plnicím potrubí v místě napojení EGR větve pro lokální snížení tlaku urychlením proudu.

Druhým systémem je nízkotlaký okruh (LP), odběr je až za turbínou ale před DPF filtrem, napojení je pak před vstupem do kompresoru. Toto uspořádání je sice výhodné z termodynamického hlediska, z praktického pohledu však saze a případné kondenzáty (díky výrazně nižším teplotám v LP EGR okruhu) mohou způsobit problémy, a to hlavně v kompresoru. Proto je jako třetí varianta posouzen sytém s odběrem až za filtrem pevných částic, vyústění do potrubí ještě před vstupem do kompresoru je stejné. Tato varianta nese označeni LPdownDPF. Pro vytvoření dostatečného tlakové spádu v EGR okruhu je ovšem nutné za odběrné místo v hlavním výfukovém potrubí vložit škrtící klapku, což zvyšuje nároky na řízení systému. Poslední uvažovaný systém je označen jako HP-LP a jedná se o kombinovaný okruh – odběr je před turbínou, vstup do plnicího potrubí je umístěn před sání kompresoru. V následujícím textu pak budou porovnány tyto 4 varianty z různých pohledů (hlavně pak z termodynamické hlediska s ohledem na spotřebu paliva). Byly provedeny optimalizace všech uvedených systémů EGR, dále pak citlivostní studie vlivu různých parametrů. Jízdní cyklus vozidla byl charakterizován volbou 7 bodů (zatížení motoru, otáčky) – viz tabulka 2, které tento cyklus dobře reprezentují. Tyto body jsou označeny zkratkou NEDC (New European Driving Cycle) a příslušným číslem. Hlavním kriteriem optimalizací bylo dosáhnout požadavku na průtok čerstvého vzduchu (přebytek vzduchu – snahou bylo ho buď dodržet nebo překročit) a zároveň dodržet hmotnostní podíl výfukových plynů v sání. Vždy musel být dodržen požadovaný střední efektivní tlak motoru odpovídající každému ze 7 zvolených NEDC bodů. Pokud všechny tyto požadavky bylo možné dodržet, pak bylo vybráno nastavení s nejnižší spotřebou paliva (BSFC). V případě, že některý z požadavků nebylo možné dodržet, nejvyšší prioritu má střední efektivní tlak motoru, dále pak EGR podíl a nakonec průtok čerstvého vzduchu. Vybráno pak bylo to nastavení, které se nejméně odchyluje od požadovaných hodnot výše uvedených veličin. Optimalizované proměnné byly počátek výstřiku a nastavení VGT turbíny (tzv. rack – číslo měnící se v rozsahu 0 až 1, hodnota 0 odpovídá plně zavřené turbíně, 1 odpovídá plně otevřené turbíně). V případě systému LPdownDPF pak byl ještě optimalizován třetí parametr – ekvivalentní průřez škrtící klapky ve výfuku. Pomocí PID regulátoru byla vždy nalezena potřebná dávka paliva pro dosažení požadovaného středního efektivního tlaku (pokud toto nebylo omezeno minimálním přebytkem vzduchu). NEDC bod

Otáčky [1/min]

Stř. efektivní tlak [bar]

1

1200

2,55

2

1200

5,10

3

2000

2,55

4

2000

5,75

5

2500

3,83

6

3000

5,10

7

3000

8,30

Tabulka 2: Přehled řešených režimů (NEDC body). Table 2: List of considered regimes (NEDC points).

4

DISKUZE VÝSLEDKŮ Jak již bylo uvedeno výše, nejvyšší prioritu při výběru nastavení motoru měl požadavek na dosažení potřebného středního efektivního tlaku v každém NEDC bodě, proto byl vždy tento požadavek splněn – viz tabulka 2. Z hlediska termodynamické účinnosti motoru je nejdůležitějším výstupem obrázek 1, na kterém je vykreslena měrná spotřeba paliva pro každý NEDC bod pro všechny 4 uvažované varianty vnější EGR. Při optimalizaci počátku hoření nebyla použita žádná omezení – na reálném motoru z důvodů plnění emisních předpisů (hlavně NOx) bude téměř vždy celý proces hoření probíhat až v expanzním zdvihu (emise NOx jsou často hlavním omezení při optimalizaci procesu hoření během vlastního vývoje motoru). Termodynamická optima v tomto případě však vyšla tak, že drtivá část hoření probíhá v expanzním zdvihu. Proto lze konstatovat, že pokud je dodržen podíl EGR a zároveň průtok čerstvého vzduchu daný součinitelem přebytkem vzduchu (obojí převzato z experimentů na jednoválcovém motoru) a pokud vlastní proces hoření na cílovém motoru se výrazněji neliší od hoření na tomto experimentálním jednoválci, budou emise NOx přibližně stejné a tedy motor by měl projít emisním testem. Relativní chyba pro průtok čerstvého vzduchu je zachycena na obrázku 5, relativní chyba podílu výfukových plynů v sání motoru je pak vyobrazena na obrázku 6. Odtud je zřejmé, že při dodržení podílu EGR nenastaly žádné potíže (relativně velká chyba pro bod NEDC 6 je způsobena tím, že absolutní hodnota EGR byl dosti malá, proto při aplikaci PID regulátorů při hledání referenčního průřezu EGR ventilu docházelo relativně k větším chybám). Naopak dodržet požadavky na průtok čerstvého vzduchu se ukázalo jako značně problematické (relativní chyba do 3% je pak opět spíše problémem řízení systému během vlastních simulací – toto konstatování platí jak pro průtok čerstvého vzduchu, tak i pro EGR podíl). Z tohoto pohledu jsou nejlepší obě varianty nízkotlaké recirkulace, nejhorší je pak kombinovaná varianta. Žádná z varianta však nedokáže splnit všechny požadavky pro bod NEDC 1, kde je tak nízké zatížení i otáčky motoru, že turbodmychadlo prakticky nedává žádné navýšení plnicího tlaku (použité turbodmychadlo je optimální z hlediska požadované vnější charakteristiky). Z hlediska měrné spotřeby paliva je obecně opět nejvýhodnější nízkotlaká varianta (LP), což je hlavně dáno výměnou náplně válce (obrázek 2) a průběhem celkové účinnosti turbodmychadla (obrázek 3). Varianta LPdownDPF ztrácí hlavně z důvodu škrcení ve výfuku, varianty HP-LP i HP pak z důvodu znatelného škrcení při přepouštění z výfuku do sání. Varianta HP navíc dále ztrácí při porovnání celkových účinností turbodmychadla, což je způsobeno nízkým průtokem při poměrně velkých tlakových spádech – to vede k posunu pracovních bodů do oblastí s nižší účinností, a to jak pro kompresor, tak i pro turbínu. Hlavní termodynamickou nevýhodou varianty LP je zvýšení teploty na vstupu do kompresoru (v tomto konkrétním případě až o 30K), což při stejném stlačení a stejné termodynamické účinnosti lineárně zvyšuje příkon kompresoru. Tento negativní efekt postihuje všechny varianty EGR okruhů, která ústí před vstup do kompresoru. Z praktického hlediska jsou však varianty LP a HP-LP nevýhodné (průtok výfukových plynů kompresorem a mezichladičem stlačeného vzduchu bez předchozího vyčištění ve filtru pevných částic DPF). Mezi variantami LPdownDPF a HP, které přicházejí v úvahu z pohledu praktické aplikace, jsou již znatelně menší rozdíly ve spotřebě a nelze vybrat jednoznačně lepší variantu (obrázek 1) – celkově je asi mírně lepší varianta LPdownDPF. Z hlediska odchylek pro požadavky na EGR podíl a průtok čerstvého vzduch se zdá být opět mírně lepší varianta LPdownDPF.

Brake Specific Fuel Consuption 340

320

mpe [g/kW/h]

300

280

260 LP EGR

240 HP EGR HP-LP EGR

220

LPdownDPFP EGR

200 0

1

2

3

4

5

6

7

8

7

8

NEDC Point No.

Obrázek 1: Měrná spotřeba paliva. Figure 1: Brake specific fuel consumption. Pumping Mean Effective Pressure 0 0

1

2

3

4

5

6

-0.2

-0.4

pe_pumping [bar]

-0.6

-0.8

-1

-1.2 LP EGR

-1.4 HP EGR

-1.6 HP-LP EGR

-1.8

LPdownDPFP EGR

-2 NEDC Point No.

Obrázek 2: Práce potřebná na výměnu náplně válce. Figure 2: Pumping mean effective pressure.

Overall Turbocharger Massflow-Averaged Efficiency 50 45 40 35

ηT [%]

30 25 20 15

LP EGR HP EGR

10

HP-LP EGR

5 LPdownDPFP EGR

0 0

1

2

3

4

5

6

7

8

NEDC Point No.

Obrázek 3: Celková účinnost turbodmychadla. Figure 3: Overall turbocharger efficiency. Turbine Rack Position 1.2 LP EGR HP EGR

1

HP-LP EGR LPdownDPFP EGR

RACK [-]

0.8

0.6

0.4

0.2

0 0

1

2

3

4

5

6

7

NEDC Point No.

Obrázek 4: Nastavení rozváděcích lopatek VTG turbíny (rack). Figure 4: VGT turbine rack position.

8

Fresh Air Mass Flow Error Percentage 4

2

0 0

1

2

3

4

5

6

7

8

-2

Error [%]

-4

-6

-8

-10

LP EGR HP EGR

-12

HP-LP EGR

-14 LPdownDPFP EGR

-16 NEDC Point No.

Obrázek 5: Relativní chyba průtoku čerstvého vzduchu. Figure 5: Fresh air mass flow error percentage. Mass Flow Based EGR Error Percentage 4 3 2 1 0

Error [%]

0

1

2

3

4

5

6

7

8

-1 -2 -3 -4

LP EGR HP EGR

-5 HP-LP EGR

-6

LPdownDPFP EGR

-7 NEDC Point No.

Obrázek 6: Relativní chyba podílu EGR. Figure 6: Mass flow based EGR error percentage. Při hledání termodynamického optima se ukazuje jeden nepříjemný efekt – na první pohled by se zdálo, že při nedostatečném průtoku čerstvého vzduchu je vhodné VGT turbínu přivřít. To sice opravdu způsobí nárůst této veličiny, stoupne

však negativní práce na výměnu válce. Vzhledem k faktu, že VGT turbíny mají relativně nízkou účinnost ve svých krajních polohách, nestoupne průtok čerstvého vzduchu stejně rychle jako potřebná dávka paliva pro dodržení zatížení motoru (nárůst dávky paliva kompenzuje zvýšení negativní práce na výměnu náplně válce). To pak vede k závěru, že relativní chyba nedodržení průtoku vzduchu roste. Optimalizace tedy spíše směřují do oblastí poměrně vysoké účinnosti turbodmychadla (viz obrázky 3 a 4). Tento efekt komplikuje proces řízení EGR okruhu během reálného provozu motoru (hlavně v přechodových režimech), kdy často není zřejmé, je-li výhodnější turbínu spíše pootevřít nebo naopak. 5

ZÁVĚR V prezentovaném článku byly porovnány 4 různé varianty okruhů EGR pro vozidlový přeplňovaný vznětový motor, a to z termodynamického hlediska. Jako nejvýhodnější se ukazuje nízkotlaká recirkulace (varianta LP – viz tabulka 1 pro porovnání jednotlivý variant EGR okruhů), která obecně dovoluje dosáhnout největších průtoků čerstvého vzduchu při dodržení zatížení motoru a hmotnostního podílu výfukových plynů v sání. Tato varianta má taky ve všech sledovaných režimech (7 bodů, které reprezentují jízdní cyklus) nejnižší spotřebu paliva. Zmíněná varianta (LP) ovšem není vhodná pro praktickou aplikaci – surové nevyčištěné spaliny procházejí kompresorem i mezichladičem plnicího vzduchu. Totéž platí i pro variantu kombinovaného okruhu (HP-LP). Z pohledu praktické aplikace tedy přicházejí v úvahu pouze dvě řešení – vysokotlaká recirkulace (HP) a modifikovaná nízkotlaká (LPdownDPF). Tyto varianty jsou si poměrně podobné jak z hlediska spotřeby, tak z hlediska odchylek od požadovaných hodnot. Mírně lepší se zdá být modifikovaný nízkotlaký okruh (LPdownEGR). Jeden z důležitých omezujících faktorů je účinnost turbodmychadla, což potvrzuje citlivostní studie vlivu tohoto parametru. Lze přitom snížit relativní chyby za současného snížení měrné spotřeby paliva. Negativní důsledkem tohoto konstatování je fakt, že obecně nelze stanovit jednoduchou strategii pro řízení VGT turbíny. Její přivírání způsobí sice nárůst průtoku čerstvého vzduchu, ještě rychleji však vzroste negativní práce na výměnu náplně válce a tedy relativní chyby průtoku čerstvého vzduchu se zvětší. Z hlediska dopravních zpoždění je nejvýhodnější vysokotlaký systém (HP), který je nejkratší, naopak největší setrvačnost lze očekávat u nízkotlakých systémů (LP, LPdownDPF). Při aplikaci zvoleného VGT turbodmychadla na tento konkrétní motor lze konstatovat, že další zvětšení požadavků na vnější recirkulaci už tento plnicí systém není schopen splnit. Řešením může být použití dvoustupňového sytému přeplňování. Ne vždy to ale nutně musí pomoci. Např. bod NEDC 1 odpovídá tak nízkému zatížení a otáčkám, že aplikace dvoustupňového sytému nepřináší žádné zlepšení. Optimalizace ukazují, že v tomto případě (NEDC 1) prakticky nezáleží na použitém turbodmychadle, všechny požadavky pak nelze nikdy splnit. PODĚKOVÁNÍ Tento výzkum byl podporován projektem Výzkumného centra Josefa Božka č. 1M68400770002. LITERATURA [1] GT-Power User’s Manual, GT-Suite version 6.0, Gamma Technologies Inc. 2003.