книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

туре стенки, не превышающей температуры выкипания 90% топ­ лива, капли растекаются по стенке. При более высокой темпера­ туре крупные капли лишь частично контактируют со стенкой, и при температуре выше конца кипения t > 400° С капли отделяются от стенки паровой прослойкой и сохраняют форму шара. Испарение лучше происходит при растекании капли по стенке. При повыше­ нии температуры контакт уменьшается, испарение замедляется и возрастает доля объемного смесеобразования. Так, с изменением температуры на 100° С в большую или меньшую сторону от опти­ мальной температуры для дизельного топлива, равной около 300° С, время существования капли возрастает более чем в 3 раза. При обдувке поверхности пленки потоком воздуха со скоростью в 10— 15 м/с время существования капли уменьшается в 2— 2,5 раза. Отсутствие в камере сгорания обдува стенок, которых достигают вершины топливных факелов, помимо замедления испарения при­ водит к местному недостатку воздуха, крекированию топлива, образованию и отложению сажи. Следовательно, недопустимы из­ лишне дальнобойные струи топлива без организации движения воздуха вдоль стенки с необходимой интенсивностью.

При слишком холодных стенках камеры сгорания наблюдаются длительное догорание и неполное сгорание с образованием СО и ла­ ковых отложений.

Чрезмерно высокие температуры стенок, помимо поломок от температурных напряжений, могут вызвать прогары, связанные

схимическим разрушением оксидной пленки металла продуктами сгорания.

Вреальных условиях цилиндра на испарение капель оказывают влияние остальные частицы топлива в факеле. Так, в двигателе

собъемом камеры сгорания Vc = 120 см3, в объеме, занимаемом

на каждую каплю приходится объем воздуха с относительным ра­ диусом

Вокруг капли диаметром DK = 20 мкм этот воздушный промежу­ ток гв = 0,07 мм при скорости смешения 1 м/с будет заполнен па­ рами топлива за время Дт = 0,07 м-с, которое от продолжитель­ ности впрыска твпр = 2 м-с составляет 1/30 часть.

При турбулизации воздушного заряда скорость перемешивания возрастает в 20— 30 раз и, кроме того, в реальном топливном факеле капли распределены неравномерно. Следовательно, в факеле от­ сутствуют еусловия для испарения топлива как изолированных ка­ пель и расчет необходимо выполнять для всей массы топлива. В основу такого расчета на основании работ Ю. Б. Свиридова [19] может быть положено уравнение теплового баланса между коли­ чеством теплоты AQT, затрачиваемой на процессы нагрева топлива

338

AQH, испарения AQH и перегрева паров AQn, и теплотой AQB, потерянной воздушным зарядом в этот период, т. е. на основании равенства

- A Q B= AQT, (III.33)

где AQT = AQH+ AQH+ AQn.

Величина AQb может быть определена экспериментально на основании осциллограммы, регистрирующей падение давления Ар воздушного заряда весом Gc в камере сгорания Vc по мере тепло­ обмена между воздухом и топливным факелом, т. е. с использова­

где cv, T Q, р — теплоемкость, температура и давление воздушного заряда; а — коэффициент избытка воздуха; kT— доля топлива, эффективно участвующая в теплообмене с воздухом; ки — доля испарившегося топлива или степень сухости смеси жидкого топ­ лива и пара. Произведение 0,24kTkJa учитывает повышение дав­ ления в камере вследствие выделения паров топлива. Для а

1,5 -г-2 и &т, всегда меньшем единицы, влиянием этого произ­ ведения для упрощения расчета возможно пренебречь и при этом ошибка не будет превышать 10%. Отдельные составляющие вы­ ражения (III.33) вычисляются по формулам

AQn = krGrcT(Ти — Тя),

где 7 Ни Ги — температура топлива в начале и конце подогрева; ст— теплоемкость топлива; GT— вес топлива в факеле в рас­ сматриваемый момент времени;

AQH kTGTrт£и,

где гт — теплота парообразования согласно диаграмме состояния смеси жидкого топлива и пара;

AQn = kTGTkK(Тп — Ти),

где Тп — температура паров топлива в конце перегрева.

При расчете делаются допущения, что перегрев паров не про­ исходит до завершения процесса испарения жидкого топлива и, кроме того, в конце процесса теплообмена температура топлива Т1 практически становится равной температуре воздуха Тг = Тя. В расчете возможно учесть фракционность реальных топлив и опре­ делить величину в зависимости от температуры Ги и давления среды в цилиндре двигателя. В процессе теплообмена воздушный заряд теряет теплоту согласно выражению

заряда; cv — теплоемкость воздуха; GBф = Gv - ^ — вес воздуха

вобъеме топливного факела Уф\АСф— вес воздуха, перетекающего

вобъем Уф и'з окружающего факел пространства вследствие пони­ жения давления в объеме факела.

Величина АСф может быть приближенно определена по формуле

в области насыщения. Следует отметить, что в условиях цилиндра дизеля падение давления Ар, вызванное теплообменом воздуха с топливным факелом, не превышает величины в 0,1 МПа (1 кгс/см2). Для заданного момента времени определяются величина GTи объем топливного факела

При расчете на основании равенства выражений (III.34) и (III.35) для момента времени т вычисляется величина Тв, т. е. средняя температура воздуха в факеле в конце теплообмена. Затем,

нейшем в выражении (III.33) учитывается только первое слагае­

Затем на основании равенств (III.33) и (III.34) вычисляется величина kT, далее определяются количество паров топлива в фа­

где / 0 — теоретически необходимое количество воздуха для сго­ рания топлива, кг/кг; G4 — цикловая подача топлива; а — сред­ ний коэффициент избытка воздуха для всей цикловой подачи топ­ лива.

На основании теплового баланса возможно также выполнить приближенный расчет полей температуры воздуха и концентрации паров по коническим слоям топливного факела. Для расчета кроме указанных выше характеристик необходима также зависимость

340

плотности распределения топлива по сечению факела gr = /б (гИ) по формуле (III.7). В расчете принимаются допущения, что теплооб­ мен между слоями в факеле отсутствует и эффективная доля топ­ лива, участвующая в теплообмене от количества топлива, нахо­ дящегося в слое, одинакова для каждого слоя.

Для выполнения расчета объем топливного факела, угол ко­

слоев коническими сечениями через равные АгИ. Затем для каж­ дого слоя определяется величина телесного угла

д а = 2 л ( у ) ( ф )

и для заданного момента времени т вычисляется объем воздушного заряда в слое

v r = ^ ~ m ,

вес топлива в слое

Grr = grАП,

где gr определяется в зависимости от гИ по формуле (III.7), в ко­ торой GT вычисляется для заданного т по характеристике подачи GT — ft (&, l — длина топливного факела к моменту г.

В каждом элементарном коническом слое сохраняется баланс между отводом теплоты от воздуха и подводом к топливу

— AQBr = AQTn

где величина отвода при сделанных допущениях вычисляется по формуле

где Твг — средняя температура воздуха в рассматриваемом слое факела.

По аналогии с (III.33) теплота, подведенная к топливу, рас­ ходуется в соответствии с выражением

т. e. на нагрев, испарение топлива и перегрев паров в слое факела

AQHr^ k rG7rcT(TK - T H),

где k'T— доля топлива, эффективно участвующая в теплообмене в рассматриваемом слое факела;

Афиг GTrrTkar

и, наконец,

A Q n r = ^ t G t A г с т { T n r — T J ,

341

где теплоемкость паров топлива принимается равной теплоемкости

жидкого топлива.

При выполнении расчета, предварительно задавшись приближен­ ным значением k'Tи считая его одинаковым во всех сечениях факела,

1

уменьшать. При достижении указанного баланса тепла для за­ данного момента времени т получим распределение температуры Тъг по отдельным слоям факела, количества паров топлива Gnr — = kiknGTr и коэффициента избытка воздуха

Изменение указанных параметров и полей во времени полу­ чается при выполнении данного расчета для ряда моментов вре­ мени т. Согласно расчетам, наибольшее падение температуры воз­ душного заряда в ядре топливного факела вследствие теплообмена может достигать 150° С.

§ 6. ХАРАКТЕРИСТИКА ВПРЫСКА ТОПЛИВА

Полное и своевременное сгорание в цилиндре дизеля зависит от подачи топлива во времени. Наибольшее влияние на процесс сгорания имеет вид характеристики впрыска в двигателях с не­ разделенными камерами сгорания. Основными параметрами при этом являются установка опережения впрыска топлива <роп, продолжительность впрыска фвпр, величина отношения g jg v характер окончания впрыска и отсутствие подвпрысков. Уста­ новка момента начала впрыска топлива в цилиндр зависит от кон­ струкции камеры сгорания, размеров цилиндра, числа оборотов двигателя, его наддува и сорта применяемого топлива. В совре­ менных дизелях момент начала воспламенения приходится на 2— 10° п. к. в. до в. м. т. Большие значения угла относятся к дви­ гателям высокооборотным и меньшие — к средне- и малооборотным. Тогда угол опережения впрыска может быть определен как сумма Фогт — Ф/ + (2— 10)° п. к. в., где ф,- — угол поворота коленчатого вала двигателя, соответствующий периоду задержки воспламе­ нения.

342

Продолжительность впрыска топлива для полного сгорания топлива в двигателях с доведенным рабочим процессом имеет ве­ личину, также зависящую от периода задержки в соответствии с выражением

Отношение количества топлива, поданного за период задержки воспламенения, к цикловой подаче номинального режима харак-

р.мпа

теризует степень влияния впрыска на динамические показатели рабочего процесса: жесткость и максимальное давление сгорания рг. За период задержки воспламенения ттребуется подавать в ци­ линдр возможно меньшее количество топлива, достаточное для устойчивого воспламенения смеси. Экспериментальные исследо­ вания свидетельствуют о том, что наилучшие показатели жестко­ сти и экономичности рабочего процесса дизелей с неразделенными камерами сгорания обеспечиваются при величине отношения §i/gn ^ 0,15-г-0,20. Уменьшение величины этого отношения в вы­ сокооборотных двигателях может быть достигнуто применением двойного или ступенчатого впрыска топлива. Характер влияния типа впрыска топлива на вид индикаторной диаграммы и харак­ теристику тепловыделения показан, на рис. III.20. Из графиков следует, что применение двойного впрыска позволяет снизить ма­

343

ксимальную скорость нарастания давления и максимальную ско­ рость тепловыделения более чем в 3 раза, а ступенчатый впрыск — до 2,5 раз по сравнению с показателями при обычном неразделен­ ном впрыске топлива. Последующие порции топлива следует по­ давать с постоянно нарастающей скоростью впрыска. Экономич­ ность процесса сгорания ухудшается при растягивании окончания впрыска. Вялое окончание впрыска и в особенности наличие под­ впрысков вызывают замедление догорания топлива на линии рас­ ширения.

Диаграммы на рис. II 1.21 показывают, что доля топлива, по­ даваемого с уменьшением скорости впрыскивания, соответствует доле теплоты, выделяющейся в процессе догорания (заштрихован­ ные участки). Скорость сгорания в этом периоде падает и продол­ жительность сгорания последних порций топлива возрастает более чем в два раза, вызывая увеличение тепловых потерь с выхлоп­ ными газами и потерь от неполноты сгорания. Для дизелей с над­ дувом, и в особенности с высоким, вследствие высокого давления и температуры заряда к концу сжатия период задержки сокращается, уменьшаются доля топлива go и отношение go/g^. Это снижает жесткость процесса сгорания и уменьшает потребность в разде­ ленном впрыске. Однако в двигателях этого типа труднее обеспе­ чить подачу топлива без подвпрысков на номинальном режиме ра­ боты. При применении в дизелях низкоцетановых топлив легкого фракционного состава потребность в разделенном впрыске возра­ стает.

Г Л А В А IX

ТОПЛИВОПОДАЮЩАЯ АППАРАТУРА ДИЗЕЛЕЙ

§ 1. ОСОБЕННОСТИ ГИДРОДИНАМИКИ ПРОЦЕССА ВПРЫСКА ТОПЛИВОПОДАЮЩЕЙ АППАРАТУРЫ ДИЗЕЛЕЙ

Для качественного протекания процесса сгорания в цилиндре и получения высоких экономических показателей дизеля необ­ ходимо, чтобы топливная аппаратура обеспечивала: точное отме­ ривание количества топлива на цикл в соответствии с режимом ра­ боты двигателя; впрыск топлива в заданный промежуток времени рабочего цикла; заданную характеристику впрыска во времени; требуемое качество распыливания на всех режимах и необходимое распределение топлива по объему камеры сгорания; четкое окон­ чание впрыска и отсутствие подвпрысков; равномерное распреде­ ление топлива по цилиндрам на всех режимах; стабильность цикловых подач; удовлетворительную скоростную характери­ стику подачи топлива; работу некоторых типов двигателей на раз­ личных сортах топлив.

344

Всовременных дизелях наибольшее распространение имеют:

1)топливоподающая аппаратура разделенного типа, включающая насос высокого давления и форсунку, соединенные нагнетатель­ ным трубопроводом; 2) топливная аппаратура неразделенного типа, в которой функции насоса и форсунки выполняет насосфорсунка.

На рис. (III.22) пока­

зана схема топливоподаю­ щей аппаратуры разделен­ ного типа, состоящей из топливного насоса золот­ никового типа и закрытой форсунки с сопловым рас­ пылителем.

Величина цикловой по­ дачи топлива зависит от нагрузки двигателя. На номинальном режиме она пропорциональна произ­ ведению glpi и на режиме холостого хода пропорцио­ нальна gix хртр, отноше­ ние цикловых подач этих режимов дизеля равно

Su/§ц. х. х ^ 5ЯК, где Як степень форсирования дви­

гателя наддувом. Для ди­ зелей с различной сте­ пенью наддува отношение цикловых подач таких ре­ жимов имеет величину в пределах 5— 20. Следова­ тельно, от топливной аппа­ ратуры требуется полу­ чить равномерную и ста­

секций топливоподающеш.аппаратуры дизеля. Величина а должна быть не выше 3— 4% на номинальном режиме и 35— 55% на режиме холостого хода. Частота вращения рабочих режимов дизеля из­

345

меняется от 103 до 25— 30% от номинальной, т. е. понижается в 3,5— 4 раза. При этих условиях для устойчивой работы двига­ теля необходимо удовлетворительное распиливание топлива и недопустимо появление подвпрысков на режимах высоких обо­ ротов и нагрузок, а также недопустимы пропуски и нестабильность впрысков на режимах малых подач и оборотов. Для удовлетворе­ ния требований к характеристике впрыска во всем диапазоне ре­ жимов работы двигателя при проектировании необходимо учиты­ вать гидродинамические процессы в топливоподающей аппаратуре.

Большое влияние на протекание процесса впрыска имеет на­ гнетательный канал между насосом и полостью форсунки, движе­ ние в котором зависит от плотности, сжимаемости и вязкости топлива. Вследствие сжимаемости и инерционности столба топлива

внагнетательном канале импульс давления в нем распространяется со скоростью звука а = ]/1/ар = 1200 н-1400 м/с.

Количественно соотношение между продолжительностью впрыска фвпр в град п. к. в. и периодом прохождения импульса Дф,

вград п. кул. в. по нагнетательному каналу длиной LT опреде­ ляется величиной

„ _ ст30

—m S

и тогда имеем выражение

Для двигателей различных типов характерным является ра­

различных компоновках топливного насоса LJS = 2 -г-8 и тогда 0 = 2н-10. Для насос-форсунок достигаются 0 > 8 0 . В зависи­ мости от величины 0 могут быть выделены три типа топливопо­ дающей аппаратуры, различающейся протеканием гидродинами­

ческих процессов. Граничными значениями являются 0 = 3 и 0 ^ 6 .

В процессе впрыска топлива любой топливоподающей аппа­ ратуры существуют несколько характерных периодов.

346

В первом периоде, продолжающемся до момента перекрытия впускных окон во втулке, происходят в основном одновременно вытекание топлива через впускные окна переменного сечения (х/0 и сжатие его в объеме полости насоса VH, штуцера нагнетательного клапана Vmи части нагнетательного трубопровода VT, т. е. в объеме

Усж1 = Ун + Уш + а1Уг.

Повышение давления рн1 подчиняется уравнению сплошности в виде

Доля объема трубопровода аг зависит от продолжительности Дср{ части первого периода Дфх после момента достижения равен­ ства между давлением в насосе и остаточным давлением в си­

далее величину а\ = 0,5Дф1/Дф/, а также продолжительность второго периода Дф2 = Дф/— Дф( и величину коэффициента a<i = = 0,5 (Дф/ + Дф()/Дф/. Давление в конце второго периода имеет величину рн2 = рн1 + Д рн2. Импульс давления, созданный у на­ соса, достигает полости форсунки, и там в течение периода Дф„ происходит повышение давления практически с той же интенсив­ ностью до момента достижения величины давления открытия иглы форсунки р0, т. е.

= Дф/ + Дфп, но при 0 < 3 этот период будет равен

Дфз = (0 — 2) Дф/ + Дфп-

347