2. Степень черноты пламени и методы ее определения

Степень черноты пламени  величина, которая во многом определяет величину лучистого теплового потока. Экспериментально установлено, что она является прямой функцией концентрации сажи  C, которая в общем случае неравномерно распределена по объему камеры сгорания и является функцией угла п.к.в.

Рассмотрим пламя, как поглощающий энергию объект.

Введем величину интенсивности потока лучистой энергии  j. По закону Бугера Беера:

dj/j = -m dz , (1)

т.е. относительное изменение интенсивности потока лучистой энергии пропорционально толщине слоя, поглощающего энергию. Здесь: m  коэффициент пропорциональности.

Проинтегрируем (1) в пределах z от 0 до l:

 ln(j/j₀) = - m l ;

потенцируя, получаем:

j = j₀e^-ml.

Поглощательная способность (степень черноты) пламени составит:

_п = ( j₀ - j ) / j₀ = 1 - e^-ml .

Представим константу m следующим образом: m = kC, где k  коэффициент поглощения энергии, C  текущая концентрация сажи. Таким образом:

_п = 1 - e^-kCl . (2)

В этой формуле l  толщина излучающего (поглощающего) слоя или эффективная длина пути прохождения луча. Для полусферического излучения, коим является излучение в цилиндре (по сути 0,9 от гидравлического диаметра):

l = 3,6 V/F .

Пренебрегая площадью боковой поверхности гильзы цилиндра, получим: l=1,8H, где H  текущее расстояние между поршнем и головкой цилиндров. Считая шатун бесконечно длинным, имеем:

l = 1,8S[ 1/(-1) + 0,5(1-cos) ].

Для спектральной степени черноты справедливо: , нам же необходимо знать суммарную:

. (3)

Суммарный, в интервале длин волн ₁₂ (0,4  6,0 мкм) коэффициент поглощения:

. (4)

Остальным интервалом ( 650 мкм ) обычно пренебрегают, поскольку согласно закону смещения Вина, максимум интенсивности излучения для условий цилиндра дизеля приходится на длины волн 11,2 мкм, и далее быстро спадает. На диапазон 0,4  6,0 мкм приходится до 98% лучистой энергии.

Определение k_ и С представляет известные трудности. Рассмотрим два способа их определения.

1) Г.Б. Розенблит и А.Г. Левит дают экспериментальную зависимость для определения произведения

. (5)

Здесь: С_p и H_p  число атомов углерода и водорода в исходном топливе, P  текущее давление [Бар],   коэффициент избытка воздуха при сгорании, x  текущая относительная доля выгоревшего топлива.

2) Если известна кривая изменения C=C() (эксперимент или расчет), то можно воспользоваться выражением (4), считая, что , где  дисперсия комплексного показателя преломления сажистых частиц; =d_ср/  параметр дифракции. d_ср  усредненный размер сажистых частиц,   длина волны = 0,4  6,0 мкм.

Для малых частиц d_ср А.Г. Блох дает следующую зависимость:

.

Используя формулу Планка:

,

подставив все это в (4), выражение для суммарного коэффициента поглощения приводится к виду:

, (6)

где: Y=(T_п/100)^-1.

Выражение (6) отражает реальную физическую связь интегрального коэффициента поглощения с характерным размером частиц сажи и определяющей среднемассовой температурой пламени и не содержит эмпирических коэффициентов.

5. СЛОЖНЫЙ ТЕПЛООБМЕН В КАМЕРАХ СГОРАНИЯ ДВС. ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗОК ПО ТЕПЛОВОСПРИНИМАЮЩИМ ПОВЕРХНОСТЯМ

   1. Понятие о сложном радиационно-конвективном теплообмене

6. ТЕПЛООБМЕН В СИСТЕМАХ ВОЗДУХОСНАБЖЕНИЯ И ВЫПУСКА ОТРАБОТАВШИХ ГАЗОВ ДВС

   1. Физическая картина течения газа и теплообмена в газовоздушных каналах головок цилиндров, системах подачи воздуха и отвода отработавших газов

К числу наиболее теплонагруженных деталей в ДВС относятся головки (крышки) цилиндров и клапаны газораспределительного механизма. Весьма значительную роль в формировании условий теплового нагружения головок играют впускные и выпускные каналы. Они имеют большую поверхность контакта с отработавшими газами и воздухом. Причем в течение приблизительно 1/3 времени рабочего цикла в этих каналах происходит движение газа и воздуха со значительной скоростью и, следовательно, при достаточно высоких коэффициентах теплоотдачи. Подсчитано, что доля теплоты, переданная в систему охлаждения через выпускные каналы головок цилиндров, может достигать 2…3% от теплоты, подведенной в двигатель с топливом, или до 50% от теплоты, воспринимаемой головкой от рабочего тела. Следовательно, расчет теплоотдачи в ГВК ГЦ имеет в инженерной практике весьма серьезное значение.

Определимься, для начала, что считать областью газовоздушного канала, и какими поверхностями он ограничен. Во-первых, самой значительной по площади является поверхность головки цилиндров, омываемая газами (воздухом). Во-вторых, это поверхности клапанов, обращенные к каналам головки, и в-третьих, незначительные по площади, но весьма термонагруженные поверхности клапана и седла, которые часть цикла омываются газовым потоком (причем скорость обтекания может достигать критических значений), а другую часть - находятся в плотном контакте под действием клапанной пружины и перепада давлений газов в камере и канале, действующего на тарелку клапана. Итак будем считать, что канал образуется совокупностью поверхностей, геометрически расположенных между наружным диаметром тарелки клапана и плоскостью разъема головки и патрубка.

Рассмотрим физическую картину процессов, протекающих в ГВК.

1. Впускные и выпускные каналы головок цилиндров ДВС имеют довольно сложные пространственные формы с резкими изменениями площадей проходных сечений, поэтому сведение геометрии ГВК к плоской интерпретации (по так называемому “меридиональному” сечению) оказывается затруднительным и неточным. Кроме этого, имеется изменение геометрии каналов в процессе газообмена за счет перемещения клапанов.

2. В ГВК имеются повороты потока, конфузорные и диффузорные области, стержень клапана, вносящий дополнительные пространственные искажения в движение потока газа, а также кольцевой вход в канал (выход для впускного канала). Все это приводит к сложной картине течения, наличию зон отрыва потока, возвратных течений, зон застоя, неравномерному полю давлений и температур в потоке. Если рассматривать процесс выпуска ОГ, то следует обратить внимание на то, что в начальный момент времени имеется критический перепад давлений, что по мнению некоторых авторов может привести к образованию скачков уплотнения в выпускном канале.

3. Характер движения газа и протекания термодинамических процессов в ГВК явно нестационарен. Число Струхаля, подсчитанное по характерным средним скоростям для процессов впуска-выпуска и времени протекания данных процессов, имеют порядок от 0,1 до 0,3, а для процесса свободного выпуска ОГ может достичь 0,5 и более. Давление в выпускном канале в цикле изменяется в 3…5 раз, а температура в 1,5…2 раза. Термодинамические условия на границах каналов также постоянно изменяются. Следовательно, имеем нестационарную газодинамическую задачу с нестационарными граничными условиями.

4. Характер движения газа в ГВК не только трехмерный, но и волновой, в результате многократных отражений волн расширения и сжатия (особенно для “настоенных” систем впуска и выпуска).

5. Сложная форма и высокие скорости течения в ГВК приводят к высокой степени турбулентности ядра потока. Оценки диаметрального числа Рейнольдса показывают, что его величины как для впускных, так и для выпускных каналов составляют порядок О[10⁵]. Основными определяющими факторами являются здесь среднерасходная скорость потока U₀ и коэффициент кинематической вязкости газа ν_tp, зависящий от температуры и давления в потоке газа. Следует отметить то обстоятельство, что при приблизительном равенстве гидравлических диаметров, комплекс U₀/ν_tp практически одинаков для обоих каналов, поэтому режим течения в ядре потока для них практически идентичен.

6. Оценки показывают, что величина динамического пограничного слоя составляет для обоих ГВК порядок О[10^-4] метра. Длина каналов составляет 0,2-0,3 м, а соответственно число Re_x имеет порядок О[10⁶]. Следовательно, поток имеет развитую турбулентность и его ядро занимает практически весь объем канала. Очевидно, что основным механизмом передачи теплоты во время процессов газообмена является вынужденная конвекция.

7. Не менее сложны и процессы, происходящие при закрытом клапане. Движение газа в этот момент может характеризоваться затухающей остаточной турбулентностью, осцилляциями газового столба за счет волн давления, проходящих по коллектору, в который выходит патрубок, и движением газа, инициируемым естественной конвекцией. Влияние всех этих факторов соизмеримо и пренебречь даже каким-то из них нельзя, хотя, конечно, на начальном участке влияние остаточной турбулентности будет превалирующим.

Подводя краткий итог, можно сказать, что движение газа в ГВК объемно, нестационарно, ядро потока сильно турбулизировано и занимает практически весь объем канала. Поэтому создание расчетной модели, учитывающей все вышеперечисленные факторы, не только затруднительно, но и практически невозможно.

Рассмотрим способ определения интенсивности теплообмена в ГВК, предложенный В.И. Ивиным и Л.В. Греховым (МГТУ им. Баумана), основанный на обширном экспериментальном материале. Средний по площади и за период выпуска коэффициент теплоотдачи в выпускном канале можно определить из выражения:

. (1)

Определяющими параметрами являются гидравлический диаметр канала, средняя за период выпуска температура газа в цилиндре и приведенная к гидравлическому диаметру среднемассовая скорость в канале за период выпуска. Мгновенный, средний по площади поверхности канала коэффициент теплоотдачи можно получить из этого же выражения, использовав мгновенные значения среднеобъемной скорости и температуры газа в канале. Следует отметить, что зависимости для определения теплоотдачи в трубах и каналах, даже с поправками на поворот и стеснение потока стенками и штоком клапана (см. Кутателадзе и Леонтьева), дают ошибку в определении интенсивности теплообмена до 300…400% по причине невозможности полного учета приведенных выше факторов.

Интенсивность теплообмена при закрытом клапане описывается выражением для среднего по площади ГВК коэффициента теплоотдачи:

(2)

В приведенном выражении:

где a – коэффициент температуропроводности, τ – время от момента закрытия клапана, β – коэффициент объемного расширения газа, w_ос – скорость осцилляций столба газа в канале, l_к – его осевая длина.

Основываясь на данном подходе, на кафедре ДВС СПбГТУ предложена зависимость для определения мгновенного, среднего по площади коэффициента теплоотдачи в период наполнения цилиндра для впускного канала:

(3)

где - поправка на длину патрубка.

Таким образом, интенсивность теплообмена вовпускном канале существенно ниже, чем в выпускном за счет меньшего стеснительного и турбулизирующего фактора истечения и наличия штока клапана, а также значительного удаления от входа потока в канал и, как следствие, гидродинамической и тепловой стабилизации потока.

Методикой Ивина и Грехова предусмотрено также определение интенсивности теплоотдачи в зонах отрыва и максимума теплоотдачи в зонах присоединения потока, что позволяет вести расчет локальных коэффициентов теплоотдачи. Однако использование этих зависимостей затруднительно, поскольку для этого необходимо иметь полное поле скоростей потока в зависимости от угла поворота коленчатого вала с возможностью оттслеживания протяженности зон с возвратным течением и скоростей в них.

Для расчета теплоотдачи в выпускных коллекторах можно использовать следующие зависимости:

(4)

– для неохлаждаемых коллекторов и

(5)

– для охлаждаемых.

Определяющей температурой здесь является средняя температура газа в коллекторе, определяющей скоростью – среднерасходная скорость в рассматриваемом сечении коллектора в период выпуска газа из цилиндра, а параметр σ_вып учитывает относительную долю продолжительности процесса выпуска из цилиндра для коллекторов, объединяющих различное количество цилиндров:

– для одного цилиндра;

– для двух цилиндров;

– для трех и более.

Зависимости (4) и (5) позволяют определить средние по времени и площади поверхности значения коэффициентов теплоотдачи. Для более детального рассмотрения процессов теплообмена в коллекторах необходимо рассчитывать локальные скорости потока, определять зоны присоединения и отрыва и, затем, использовать те или иные зависимости для локальной теплоотдачи в соответствии с режимом течения в пограничных слоях.

Впускные коллектора, в отличие от выпускных, не испытывают возмущающего воздействия рабочих процессов в цилиндре при продувке, поэтому теплообмен в них можно рассчитывать по зависимостям для стационарного течения в трубах (см. § 1.6).