2.7. Процесс сгорания топлива

Процессу сгорания впрыснутого через форсунку в цилиндр топлива в среде сжатого воздушного заряда в реальном двигателе – в идеальном цикле соответствует обратимый процесс подвода тепла к рабочему телу от горячего источника при V = idem и p = idem.

Из-за некачественного смесеобразования топлива с воздухом в цилиндре двигателя (малое время, отводимое на смесеобразование; стесненность камеры сгорания; несоответствие формы камеры сгорания форме топливных факелов; низкая турбулентность воздушного заряда при впрыскивании топлива) процесс сгорания топлива должен происходить с избытком воздуха, который оценивается коэффициентом избытка воздуха при сгорании.

Коэффициент избытка воздуха при сгорании - это отношение массового заряда воздуха G_в, оставшегося в цилиндре к началу сжатия и участвующего в сгорании цикловой подачи топлива q_ц к теоретически необходимому количеству воздуха G_о для полного сгорания того же количества топлива

В современных длинноходных двигателях на номинальном режиме поддерживается в пределах от 2,5 до 3,0 с целью снижения теплонапряженности деталей камеры сгорания и для полного сгорания топлива (при этом должно быть качественное распыливание топлива). При низких значениях и плохом распыливании топлива происходит неполное сгорание топлива и, как следствие, дымный выпуск с большим перерасходом топлива.

Необходимо отметить, что для сгорания цикловой подачи топлива необходимо обеспечить массовый заряд воздуха в цилиндре примерно в 30 раз больший, чем масса топлива.

Процесс сгорания в дизелях протекает очень сложно, так как каждое мгновение меняется качественный и количественный состав рабочего тела, скорости химических реакций, избыток воздуха, объем цилиндра.

Поэтому при расчете рабочего цикла процесс сгорания упрощают за счет двух допущений. Первое допущение – кривую изменения давления газов при сгорании топлива на участке 1-2-3 (рис. 2.12) заменяем двумя термодинамическими процессами подвода тепла: изохорным сy и изобарным уz. Такое допущение дает приемлемые результаты по мощностным и экономическим показателем работы двигателя (T_z, p_i, g_i).

Рис. 2.12. Участок процесса сгорания (1-2-3) и эквивалентный ему подвод тепла (c-y-z)

Согласно первому закону термодинамики для процесса сгорания тепло, выделяющееся при сгорании Q_V и Q_p и подводимое к рабочему телу идет на повышение внутренней энергии рабочего тела ΔU_cyz и на совершение рабочим телом механической работы L_yz, т. е.

Чтобы учесть действительный характер процесса сгорания, то есть потери тепла на участке сгорания суz введем допущение, учитывающее эти потери с помощью коэффициента использования тепла в процессе видимого сгорания , который определяется как отношение части тепла сгорания, пошедшего на повышение внутренней энергии рабочего тела ΔU_cyz и совершение работы L_yz на участке сгорания ко всему подведенному теплу на участке суz ΔQ_cyz

где - потери тепла из-за неполноты сгорания топлива в процессе видимого сгорания, обусловленные тем, что часть впрыснутого в цилиндр топлива не успевает сгореть на участке суz, а также образующиеся газы содержат некоторое количество продуктов неполного сгорания. Поэтому на линии расширения происходит догорание топлива (рис. 2.13).

Рис. 2.13. Процессы сгорания и догорания топлива и характеристики коэффициентов выделения и использования тепла

Неполнота сгорания топлива на участке суz не предопределяет общую неполноту сгорания за цикл к концу расширения. Поэтому вводится понятие – коэффициент использования тепла к концу расширения, то есть в т. b - .

В современных длинноходных дизелях =0,92 - 0,98, а =0,95 - 0,99;

- потери тепла на диссоциацию продуктов сгорания в процессе видимого сгорания, то есть на расщепление молекул некоторых соединений при Т~2000 К с поглощением тепла. На кривой расширения происходит ассоциация молекул с выделением тепла, но при более низкой температуре;

- потеря тепла в охлаждающую цилиндр воду в процессе видимого сгорания.

На рис. 2.13 представлены кривые изменения коэффициентов выделение тепла и использования тепла в зависимости от хода поршня.

Далее в уравнениях теплоемкостей будет использоваться понятие: доля топлива, сгоревшего в процессе видимого сгорания

С учетом выше сказанного, уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания примет вид

После преобразований в окончательном виде имеем термодинамическое уравнение сгорания топлива

Для решения этого уравнения необходимо уметь вычислять коэффициент и теплоемкости рабочего тела , , .

Установлено, что при сгорании топлива увеличивается количество рабочего тела, приращение которого зависит только от величин массовых долей водорода Н и кислорода О в топливе.

В качестве критерия, оценивающего приращение количества рабочего тела в процессе сгорания, введем понятие – коэффициент молекулярного изменения.

Теоретический коэффициент молекулярного изменения - это отношение количества газообразных продуктов сгорания М в молях без учета остаточных газов к действительному количеству воздуха L, участвующему в сгорании в молях.

Действительный коэффициент молекулярного изменения в конце сгорания учитывает наличие остаточных газов M_r в цилиндре от предыдущего цикла

Коэффициент молекулярного изменения в любой точке процесса сгорания определяется с учетом доли топлива х, сгоревшей к рассматриваемому моменту времени от начала сгорания

При расчете процесса сгорания используются теплоемкости:

- средняя мольная изохорная теплоемкость сухого воздуха

= 19,26 + 0,0025 ∙Т,

- средняя мольная изохорная теплоемкость чистых продуктов сгорания

= 20,47 + 0,0036∙Т,

Общая формула для теплоемкости рабочего тела (смеси чистых продуктов сгорания и воздуха, не участвовавшего в сгорании) к рассматриваемому моменту времени (при доле сгоревшего топлива х) имеет вид

Из уравнения сгорания находится максимальная температура цикла T_z, определяющая экономичность цикла и тепловую нагрузку деталей камеры сгорания (теплонапряженность).

Чтобы снизить температуру T_z (а значит и теплонапряженность деталей камеры сгорания) необходимо

- уменьшить коэффициент использования тепла в т. z, что равноценно переносу процесса сгорания на линию расширения. При этом уменьшается максимальное давление цикла p_z (а значит механическая напряженность), возрастает температура отработавших газов, снижается экономичность цикла;

- уменьшить температуру конца сжатия T_с, что ограничено возможностью надежного пуска двигателя (безопасностью маневрирования судна);

- увеличить коэффициент избытка воздуха при сгорании α – основной путь снижения теплонапряженности деталей камеры сгорания, но при этом будет уменьшаться эффективная мощность двигателя.

Уравнение сгорания решается методом последовательных приближений

где

Степень предварительного расширения определяется из выражения

и зависит от организации процесса смесеобразования () и сгорания (x_z), от угла опережения подачи топлива в цилиндр (), от нагрузки двигателя (q_ц), от частоты вращения коленчатого вала (п).

На реальном двигателе при неизменной нагрузке максимальное давление цикла p_z можно изменить путем поворота топливной кулачной шайбы на распределительном валу (регулировка ), либо изменением длины толкателя ТНВД в допустимых пределах (подрегулировка ).

Стремление снизить механические нагрузки на детали двигателя (p_z) приводит к снижению экономичности работы двигателя.