Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Проблемы и перспективы повышения топливной экономичности и снижения вредных выбросов двигателей на режимах постоянной мощности 7
1.1 Скоростная характеристика с участком постоянной мощности и ограничения, 7 возникающие при создании двигателя постоянной мощности
1.2 Анализ процессов смесеобразования и сгорания и возможность их интенсификации в быстроходных дизелях с целью снижения расхода топлива. 23
1.3 Анализ современных способов снижения вредных выбросов 34
1.4 Снижение расхода топлива оптимизацией частоты вращения 41
1.5 Постановка цели и задач исследования 44
ГЛАВА 2. Экспериментальные установки и методика анализа индикаторной и эффективной экономичности дизеля
2.1 Описание экспериментальной одноцилиндровой установки УК-2, средств измерения и контроля 46
2.2 Топливная система испытательного стенда
2.2.1 Штатная система питания дизеля 51
2.2.2 Аккумуляторная топливоподающая система типа Common Rail
2.3 Программа и методика экспериментальных исследований, измерение и обработка экспериментальных данных 59
2.4 Методика анализа индикаторного и эффективного КПД двигателя 64
2.5 Выводы по главе 73
ГЛАВА 3. Анализ и построение характеристики постоянной мощности дизеля 74
3.1 Анализ изменения крутящего момента, коэффициента приспособляемости и подачи топлива 77
3.2 Анализ изменения эффективных расхода топлива и КПД 84
3.3 Определение оптимальной по наименьшему расходу топлива частоты вращения коленчатого вала 93
3.4 Построение характеристик постоянной мощности 101
3.5 Выводы по главе 108
ГЛАВА 4. Разработка мероприятий по улучшению показателей работы дизеля на режимах постоянной мощности 111
4.1 Оптимизация скоростного режима дизеля по заданной мощности 111
4.2 Реализация двойной подачи топлива в дизеле с топливной системой непосредственного действия разделенного тина 122
4.3 Применение аккумуляторной системы впрыска топлива типа Common Rail
4.3.1 Сравнительные исследования показателей работы дизеля с топливоподающей аппаратурой типа Common Rail и непосредственного действия 136
4.3.2 Исследование и выбор давления и угла опережения впрыска топлива аппаратурой типа Common Rail 140
4.4 Исследование и проверка эффективности очистки нейтрализатора, принимаемого за базовый 149
4.5 Выводы по главе 157
Основные результаты и выводы 160
Литература 163
- Анализ современных способов снижения вредных выбросов
- Штатная система питания дизеля
- Определение оптимальной по наименьшему расходу топлива частоты вращения коленчатого вала
- Сравнительные исследования показателей работы дизеля с топливоподающей аппаратурой типа Common Rail и непосредственного действия
Введение к работе
Актуальность темы. Важной научно-технической проблемой современного двигателестроения является обеспечение постоянно ужесточающихся норм по расходу топлива и вредных выбросов отработавших газов (ОТ). Она решается комплексом разноплановых мероприятий, в том числе и выполнением ряда специфичных, связанных с особенностями работы потребителя. Так в дизель-генераторах с всережимным генератором и преобразователем частоты, используемых в энергетических комплексах на базе гибридных энергоустановок, предпочтительна работа дизеля по оптимизационной характеристике, обеспечивающей наименьший расход топлива на заданной мощности. Для дизелей промышленного и сельскохозяйственного назначения необходимо иметь значение коэффициента приспособляемости порядка 1,4, что дает преимущества в тягово-экономических показателях и разгонных качествах машино-тракторного агрегата.
Задачи оптимизации скоростного режима и условий обеспечения по расходу топлива и воздуха необходимого значения коэффициента приспособляемости имеют единый подход к решению, основанный на проведении расчетно-экспериментальных исследований характеристик постоянной мощности (ХПМ) и разработке мероприятий, повышающих экономические и экологические показатели дизеля на режимах ХПМ, чему и посвящена данная работа.
Из мероприятий актуально рассмотрение возможностей топливоподающих систем высокого давления типа Common Rail (CR) с электронным управлением параметрами впрыска. Важно и накопление опыта работы с системами CR, созданными на компонентах отечественных производителей.
Цель работы - снижение расхода топлива и вредных выбросов отработавших газов дизеля на режимах постоянной мощности оптимизацией частоты вращения коленчатого вала и регулировочных параметров топливной аппаратуры непосредственного действия и типа CR.
Поставленная цель достигается решением следующих задач:
1 Выполнить исследование совокупности ХПМ, располагаемых в поле воз
можных режимов работы дизеля и отличающихся значением мощности Nec , и
предложить их классификацию по влиянию на величину коэффициента приспособляемости, характер изменения и величину эффективного КПД.
-
Разработать инженерную методику расчета оптимизационной зависимости между частотой вращения коленчатого вала и заданным значением постоянной мощности погт = Д Neconst) из условия получения наименьшего расхода топлива.
-
Предложить методический комплекс, позволяющий проводить анализ и построение ХПМ, а также отыскание оптимизационной зависимости пОШ1 =
J^econst >'
4 Применить методический комплекс к исследованиям ХПМ дизелей ОАО
«АМЗ» для выявления главных факторов обеспечения работы дизеля по ХПМ и
основных направлений снижения расхода топлива, предложить алгоритмы отыскания оптимизационных зависимостей попп = Д Neconst).
-
Стендовыми испытаниями дизелей оценить эффективность предложенных алгоритмов оптимизационных зависимостей пОШ1 = Д Nec ) в сравнении с нагрузочной характеристикой на номинальной частоте при условии одинаковых значений мощностей по показателям расхода топлива и вредности отработавших газов. Выявить наиболее эффективный вариант оптимизации.
-
Экспериментальными исследованиями опытного одноцилиндрового дизеля проверить эффективность снижения расхода топлива и вредных выбросов ОГ разработанным способом двухступенчатого впрыска топливной аппаратурой непосредственного действия и аккумуляторной аппаратурой типа CR, созданной на отечественных компонентах, с оптимизацией ее параметров по давлению и моменту впрыскивания при работе по ХПМ в сравнении с типовой системой топливопо-дачи.
-
Для каталитического нейтрализатора ОГ конструкции СО РАН определить оптимальное значение температуры каталитического блока и достигаемую степень очистки от оксидов азота, и оценить возможность достижения рабочей температуры каталитического блока на режимах ХПМ при его установке в систему выпуска.
Объект исследования - характеристики постоянной мощности дизелей ОАО «АМЗ» размерности 130/140.
Предмет исследования - процессы, формирующие характеристику постоянной мощности и определяющие запас крутящего момента, топливную экономичность и вредные выбросы ОГ в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов, типа и регулировочных параметров топливной аппаратуры.
Методы исследований и достоверность результатов. В работе использованы теоретические и экспериментальные методы, хорошо известные и апробированные на практике и адаптированные к решению поставленных задач.
Достоверность результатов достигалась соблюдением требований стандартов, анализом и контролем погрешностей, сопоставлением результатов расчетов и эксперимента.
Научную новизну представляют следующие результаты и положения, выносимые на защиту:
классификация ХПМ по величине мощности с выделением двух зон со своими особенностями формирования эффективного расхода топлива и величины коэффициента приспособляемости;
методика расчета оптимизационной /по наименьшему расходу топлива/ функции пот = Д Neconst), выбор вида функции в зависимости от зоны расположения ХПМ и условий построения внешней скоростной характеристики (ВСХ), оценка потенциального снижения расхода топлива в сравнении с расходом по нагрузочной характеристике на номинальной частоте;
методический комплекс исследований ХПМ, позволяющий выявлять потенциальные возможности повышения индикаторного и эффективного КПД, алгоритмы изменения цикловой подачи топлива и давления наддува и вид оптимизационной зависимости иоит = Д Neconst);
результаты исследования системы двухступенчатой подачи топлива, обеспечивающей снижение расхода топлива, содержание сажи и оксидов азота в ОГ при оптимальной величине первичной подачи, определяемой, в том числе и прямыми ее потерями при попадании на стенку цилиндра;
результаты исследования дизеля с топливной системой типа CR, являющейся эффективным средством снижения выбросов неполных продуктов сгорания с одновременным увеличением топливной экономичности при условии внедрения мероприятий по снижению оксидов азота, включающих оптимизацию давления и угла опережения впрыска топлива в сочетании с устройствами нейтрализации ОГ.
Практическую ценность имеет методика выбора наиболее оптимального варианта зависимости между частотой и мощностью, при которой обеспечивается снижение расхода топлива в широком диапазоне уменьшения мощности двигателя, а также рекомендации и достигнутые результаты по снижению расхода топлива и вредных выбросов применением двухступенчатой подачи топлива, системы типа CR, нейтрализатора ОГ и оптимизацией их регулировок.
Реализация результатов работы. Материалы диссертации используются на ОАО «АМЗ», ОАО «АлСЭН», ООО «АЗПИ» при разработке двигателей с повышенным коэффициентом запаса крутящего момента и перспективных дизелей для энергоустановок; в АлтГТУ им. И.И. Ползунова в учебном процессе.
Апробация работы. Материалы диссертационной работы доложены на научно-технической конференции студентов, аспирантов и профессорско-преподавательского состава Алтайского государственного технического университета (г. Барнаул, 2009-2013), Международной конференции «Двигатель 2010», посвященной 180-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана (М., МГТУ, 2010); Международной научно-технической конференции «Обновление флота - актуальная проблема водного транспорта на современном этапе» (г. Новосибирск, НГАВТ, 2011); Международном конгрессе двигателестроителей (Украина, 2010, 2011), научно-практической конференции 5-е и 6-е Луканинские чтения (М., МАЛИ, 2011, 2013) и др.
Публикации. По теме диссертации опубликованы 26 печатных работ, в том числе 8 в изданиях, рекомендованных ВАК.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы и приложения. Она содержит 180 страниц, 3 таблицы, 46 рисунков и 120 наименований списка литературы.
Анализ современных способов снижения вредных выбросов
В работе [44] автор, рассматривая принципы управления процессом сгорания в дизелях, делает следующие выводы: - изменение интенсивности тепловыделения в начальном периоде процесса сгорания в условиях ограничения ее в основном периоде позволяет управлять динамическими показателями рабочего цикла при сохранении высокой экономичности дизеля; - изменение интенсивности тепловыделения в основном периоде процесса сгорания в условиях ограничения ее в начальном периоде позволяет управлять экономическими показателями рабочего цикла при сохранении удовлетворительной динамики развития давления в цилиндре; - изменение интенсивности тепловыделения в начальном и основном периодах сгорания необходимо производить в направлении достижения единого характера сгорания топлива на протяжении всего процесса. При этом автор [44] считает, что начальный период характеризуется выгоранием топлива, поступившего в цилиндр и подготовленного к сгоранию за время задержки самовоспламенения. Основной период сгорания топлива определяется явлениями турбулентной диффузии и является наиболее продолжительным в процессе сгорания. Интенсивность тепловыделения в основном периоде определяется качеством распыливания топлива, длительностью и характеристикой его подачи, длительностью воспламенения и т.п.
В работе [86] отмечается, что специфика горения топлива в цилиндре двигателя дизеля при большой неоднородности топливовоздушной смеси по составу и температуре, высоких значениях давления и температуры предопределяет параллельно развитию процесса горения крекинг топлива и выделение свободного углерода в виде сажи с медленным догоранием последней на линии расширения. Кроме того, высокая температура и излучательная способность сажи значительно увеличивают теплоотвод лучеизлучением [28].
Разлейцев Н.Ф. в работе [97] указывает на значительную неоднородность заряда на всем протяжении процесса впрыска топлива, горения и расширения. Это связано с неоднородным распределением жидкого топлива и паров в объеме цилиндра и в топливном факеле, локальным характером пламени и образованием продуктов неполного сгорания, в том числе конденсированных углеводородных частиц.
Средний состав горючей смеси в объеме, охваченном пламенем, предлагается характеризовать текущим значением коэффициента избытка воздуха в зоне горения [97]. Объем цилиндра в данном случае представляет собой лишь резервуар, из которого свободный кислород поступает в зону горения в результате молекулярной диффузии и турбулентного переноса.
По исследованиям [97] минимальные значения текущего коэффициента избытка воздуха достигаются в первой половине периода сгорания, а для двигателей с низким качеством смесеобразования эта величина падает ниже единицы. В начальный момент при быстром развитии реакций сгорания расход кислорода в зоне горения на окисление превышает приток свободного кислорода из периферии. Горение при этом неполное, в цилиндре регистрируется увеличение объемной доли СО и других продуктов неполного сгорания.
Авторы работы [99], рассматривая проблему интенсивного, полного и своевременного сгорания, приходят к мнению, что необходимо добиваться максимальной гомогенизации смеси, так как процесс горения вообще может совершаться только в газовой фазе, а процессы воспламенения и горения часто перекрывают смешение, часть топлива остается неперемешанной с воздухом и догорает медленно, неэффективно, с дымлением. Наступление же дымления в дизеле при а»1 связано или со значительным расслоением заряда по составу и наличием переобогащенных зон, или с диффузионным горением, характеризуемым смешением в зоне пламени [102]. Эти случаи наблюдаются как при недостаточно интенсивном смесеобразовании, так и при малом времени на смешение. Высокая скорость смесеобразования достигается при хорошем распределении топлива в камере сгорания, т.е. при тщательном подборе конфигурации факела топлива к форме камеры сгорания [56, 87], при тонком распыливании топлива и при интенсивном завихривании и турбулизации среды: завихривание способствует макросмешению, а турбулентность - микросмешению паров топлива с воздухом. Немаловажное значение имеет также структура спектра турбулентных пульсаций, определяющая соотношение размеров различных масштабов пульсаций [120]. Другими словами, необходимо обеспечить оптимальное пространственно-временное распределение массы топлива по окислителю.
В работе [87] отмечается совершенство сгорания в бензиновом двигателе по месту его развития в цикле. Совершенный двигатель, сочетающий лучшие качества дизеля и бензинового двигателя, следует строить на основе дизеля с организацией выгорания топлива по характеру и месту развития его в цикле по образу и подобию бензинового двигателя. Это требует реализации смесеобразования в дизеле таким образом, чтобы после воспламенения исключить глубокую неоднородность топливовоздушной смеси и предотвратить образование сажи, последующее медленное выгорание которой и является причиной высоких значений коэффициента несвоевременности сгорания [87].
Известные способы смесеобразования в дизелях можно разбить на две основные группы: к первой следует отнести конструкции камер, в которых топливо подается к относительно неподвижному воздуху; ко второй -камеры, в которых воздух подается к топливу [111].
Штатная система питания дизеля
В этих выражениях Lama - работа газов в цикле асва (рисунок 2.8), а Lemma- в цикле аспп а. В последнем на участке асп, т.е. до точки п, давление изменяется аналогично как в цикле асва, после точки п на участке п-п - по адиабате с показателем к. Уравнения (2.13) и (2.14) получены из исходного выражения для коэффициента активного выделения Xt, записанного на основании его определения [86].
При рассмотрении индикаторного КПД рабочего цикла учитывается переменность состава РТ и соответственно изменение показателя адиабаты к в функции температуры и коэффициента избытка воздуха а. Характеристика выделения теплоты обусловливается процессом выгорания топлива, а отвода теплоты от РТ - совокупным проявлением многих процессов - теплообмена X,, испарения топлива Хисп, утечек Хут. Все названные показатели и характеристики рассчитываются при обработке индикаторной диаграммы на анализ тепловыделения.
В связи с переменностью показателя адиабаты к в цикле исходное выражение для КПД т/, записывается несколько в другом виде, нежели выражение (2.5) для КПД теоретического цикла
В нем в члене є " х показатель адиабаты к„ - величина переменная, своя для каждого импульса подведенной активной теплоты АХіп. Кроме этого, введен уточняющий коэффициент Ч п для устранения погрешности, связанной с неодинаковым значением показателя адиабаты в моменты начала и конца мгновенного подвода теплоты t±Xin. Соответственно при замене AXin на АХп - AXW в (2.15) получим выражение
В нем коэффициент т переменный по циклу, определяется по известному коэффициенту использования теплоты в рабочем цикле rjm, подсчитанному по формуле, аналогичной (2.14) и отличающейся от нее переменным значением адиабаты к„ для участка адиабатного изменения состояния РТ п-п на рисунке 2.8. При известном значении коэффициента цт уточняющий коэффициент рассчитывается по формуле Win 2-й к„-\ Vn= " (2.17) Формальными преобразованиями выражение (2.16) приводится к виду rj,=\-AXm-S3-SHC-SK-Sw. (2.18) В нем коэффициенты АХт, дэ и 8НС подсчитываются по выражениям для теоретического цикла (2.8), (2.9), (2.10) и имеют то же смысловое значение. Расчет 8К, учитывающего снижение КПД tj, по причине переменности показателя адиабаты в процессе выделения теплоты в цикле, осуществляется по формуле т Л Y WAV = Z T-l4 T- (2-19) Коэффициент Sw в отличие от аналогичного выражения (2.11) для расчетного цикла определяется не только количеством Xw и местом отвода теплоты е„, но и изменением показателя адиабаты (кп и Ч „) т т АХ.,, , = I w - „Z- r. (2.20) Принятый способ учета влияния переменности показателя адиабаты на КПД рабочего цикла ц, сохраняет преемственность с анализом КПД теоретического цикла;/,. Коэффициент ёк можно разделить на два коэффициента: Зс, учитывающий влияние на КПД /, изменения показателя адиабаты к только в функции состава кс = Да), и ST - только в функции температуры кТ =j[T) Z -X ; sc = sK-sT. (2.2i) l „" l nL Ha втором этапе - этапе распределения индикаторной работы (рисунок 2.7) - вводятся коэффициенты механических потерь, определяемые по отношению ко всей введенной с топливом теплоте Qpacn=g4 Ни = !-- . (2-22) 8цНы Здесь LK - цикловая работа механических потерь к-й составляющей (перечислены на рисунке (2.7)), q4 иЯ„- соответственно цикловая подача и низшая теплота сгорания топлива. Суммарный коэффициент механических потерь определяется суммированием отдельных составляющих ILL = С + СР Н + L +W, + inp (2.23)
Если известны функции изменения составляющих цикловой механической работы LK, то коэффициенты /„ и YJM могут быть подсчитаны как за весь цикл, так и по мере его формирования. Согласно схеме на рисунке 2.7 эффективный КПД 7. = 1-А ..-14-I/. В развернутом виде rje ]-AXHn-S,J-SliC-SK-Sw-l"n:p-rmp-la-lm-ld-lH-lnp. (2-24) В выражении (2.24) AXin и сумма коэффициентов ; характеризуют потери располагаемой и неиспользование выделившейся в цикле теплоты, а группа коэффициентов /, - потери работы или части теплоты, преобразованной в индикаторную работу. Таким образом, выражение (2.24) является уравнением баланса теплоты и работы, записанное на единицу теплоты. В такой записи численно равны одинаковые по смыслу коэффициенты и работы. То есть индикаторный и эффективный КПД численно равны индикаторной и эффективной работе соответственно, а коэффициенты механических потерь - работе механических потерь. Уравнение механического КПД имеет общеизвестную структуру записи / ii
В заключение по разделу 2.4 отметим, что рассмотренная схема преобразования теплоты, введенной с топливом, в полезную механическую работу в непосредственной взаимосвязи с процессами, формирующими рабочий цикл и механические потери, позволяет выделить и дать численную оценку индивидуального влияния каждого из процессов на показатели эффективности цикла и двигателя, вскрыть резервы их повышения и способы реализации.
В целом, по представленным в разделе материалам, можно сделать общий вывод о пригодности экспериментальной базы, методов получения, обработки и анализа экспериментальных данных для решения задач исследований и анализа, направленных на улучшение экономических и экологических показателей работы дизеля на режимах характеристики постоянной мощности.
Определение оптимальной по наименьшему расходу топлива частоты вращения коленчатого вала
При дальнейшем увеличении Necomt 0,S,NemM минимум расхода топлива возрастает, соответствующая ему оптимальная частота пипт перемещается в область значений близких или равных номинальной пн. Пологость функции gecom, = f(n) уменьшается и тем интенсивнее, чем ближе значение мощности N к номинальной величине N . Уменьшение 1 єconst е НОМ пологости функции gecmst = f(п) происходит, главным образом, за счет интенсивного роста расхода топлива с понижением частоты п попт из-за недостатка окислителя. Последнее и представляет проблему создания двигателя с уровнем постоянной мощности близким к номинальной. Описанный характер изменения glmal = f(n) (подробно анализируется ниже по тексту) определяется фактором превалирующего влияния: при малых мощностях - это увеличение механического КПД, при больших -снижение индикаторного КПД с уменьшением частоты п. В диапазоне мощностей (75+80) % противоположная направленность действия отмеченных факторов на расход ge взаимно уравновешивается. В результате, как отмечалось выше, зависимости gecom, - f(n) отличаются пологостью и низкими значениями расходов gemml в широком диапазоне частот, достаточном для получения коэффициента приспособляемости /Сп=1,4. Таким образом, для созданных двигателей наиболее просто реализуется ХПМ с уровнем мощностей (0,75+0,80) Nemu как по причинам обеспечения коэффициента Кп = 1,4, пологости зависимости gecml, так и по причине относительно невысокого уровня модернизации двигателя, сводимого в основном к корректировке топливоподачи. Создание двигателя, работающего в режиме постоянной мощности при более высоких ее значениях N (0,75+0,80) ./V , вплоть до є const V е ном номинальной, связано с более серьезной модернизацией двигателя, включающей не только систему топливоподачи, но и систему воздухообеспечения, т.е. систему наддува двигателя. Модернизация системы наддува должна обеспечить противоестественное увеличение (или постоянство) расхода воздуха для сохранения приемлемых расходов топлива при высоких значениях постоянной мощности в области пониженных и средних оборотов и получения коэффициента приспособляемости не менее 1,4.
Неблагоприятный характер изменения расхода топлива и низкая общая способность двигателя к преодолению внешней нагрузки не позволяют считать целесообразным реализацию характеристики постоянной мощности с уровнем менее (0,75-Ю,8) NeHau. Здесь предпочтительнее обеспечение работы дизеля на режиме попт с расходом топлива существенно меньшим, чем при частоте пн.
В связи с отмеченными особенностями изменения эффективного расхода по характеристике постоянной мощности больший интерес представляет анализ эффективного КПД и определяющих его факторов для характеристик с уровнем мощности Neams= (0,75-Ю,8)NemMи более. При меньших мощностях можно ограничиться разработкой методики поиска оптимальной частоты попт по наименьшему расходу топлива. Анализ эффективного КПД преследует цель: поиск мероприятий по увеличению КПД и установление алгоритма изменения цикловой подачи топлива согласно выражению (3.6). Проведем подобный анализ на примере дизеля 4ЧН 13/14, работающего в режиме постоянной мощности с Necotis = 115 кВт в диапазоне частот 1750+1250 мин"1 (рисунок 3.6). В общем случае, как известно, эффективный КПД есть произведение индикаторного /, и механического КПД цм. Особенность зависимости це = / (п) по характеристике постоянной мощности в интервале п„+пм в том, что она - симбиоз влияния одновременного уменьшения частоты и роста эффективного давления Ре._ Последнего за счет увеличения среднего индикаторного давления Р, и снижения механических потерь. При этом КПД цм и ЦІ в диапазоне уменьшения частоты п от пн до пм имеют противоположную направленность изменения: КПД лЛ1 увеличивается, причем более интенсивно в области высоких /г (т.е. 77н), индикаторный п, уменьшается, причем более интенсивно в области малых п (т.е. пЛ1). В итоге, для всех уровней Ne = const зависимость Це Лп) имеет максимум при некоторой оптимальной частоте попт. И в соответствии с выше отмеченными изменениями эффективного расхода с уменьшением уровня мощности значение частоты попт отслеживается более четко.
Для более глубокого и детального анализа причин, оказывающих влияние на изменение КПД t]e по характеристике постоянной мощности, а соответственно и большую конкретизацию мероприятий по его увеличению, на рисунке 3.6 представлены коэффициенты, полученные по методике, изложенной в разделе 2. Напомним, что здесь группа коэффициентов, обозначенных д„ характеризует статьи неиспользования теплоты в рабочем цикле ее преобразования в индикаторную работу. Это - коэффициенты неполноты ввода теплоты Дхн„ и неиспользования теплоты: 8Э - в эталонном цикле, ё11С — от несвоевременности сгорания; с и 5Т - от уменьшения показателя адиабаты по причинам изменения состава рабочего тела и его температуры; 5И - вследствие теплообмена. Группа коэффициентов, обозначенных через /„, оценивает затраты работы на преодоление различного рода механических потерь в двигателе. Это коэффициенты механических потерь: Г- трения в поршневой группе, Г - трения в подшипниках коленчатого вала; 1НХ - насосных потерь на осуществление процессов впуска и выпуска; 1а - на привод агрегатов. Все коэффициенты подсчитаны по отношению к теплоте, введенной в цилиндр с топливом.
Анализ графиков на рисунке 3.6 позволяет дифференцировать влияние отдельных коэффициентов или групп коэффициентов на величину и изменение КПД це.
Графические зависимости на рисунке 3.6 представляют типичную картину распределения коэффициентов, характерную для режимов высоких нагрузок. В особенности для режимов с пониженной частотой п. Отличие распределения в сравнении с малыми нагрузками в том, что значение КПД t]e, в первую очередь, определяется суммой коэффициентов неиспользования теплоты в цикле S+AXm даже без учета коэффициента неиспользования теплоты в эталонном цикле дэ = 0,3. С учетом коэффициента дэ на всех режимах ХПМ в общих потерях энергии в двигателе 1- це = 0,608...0,630 неиспользование теплоты в цикле составляет 0,52...0,56 и существенно выше суммы коэффициентов YJ„ на преодоление механических потерь равной 0,07...0,09. С увеличением частоты п и уменьшением нагрузки Р, происходит сближение названных сумм коэффициентов из-за интенсивного роста 2Х и умеренного снижения 51+АХт. Однако равенство между ними не достигается.
Сравнительные исследования показателей работы дизеля с топливоподающей аппаратурой типа Common Rail и непосредственного действия
При двойной подаче топлива предусматривается разделение цикловой порции на две части по количеству и по времени подачи. Одна из них -основная, большого объема, подается в цилиндр в районе верхней мертвой точки (ВМТ) в такте сжатия, как это обычно делается в дизеле. Вторая -предварительная, первичная или запальная меньшего объема, предшествует основной и подается в систему впуска или в цилиндр на тактах впуска, сжатия или в конце выпуска (Вигом-процесс).
Общая структурная схема осуществления двойной подачи топлива в дизеле с системой непосредственного действия разделенного типа представлена на рисунке 4.6. Из нее видно, что классификация подачи топлива может осуществляться по ряду признаков. Среди них: по фазам (тактам) рабочего цикла в каких осуществляется подача основной и дополнительной порций топлива; по способу (карбюрирование, впрыск) и месту (во впускной коллектор, в цилиндр) подачи дополнительной порции топлива; по конструктивным особенностям топливоподающей аппаратуры.
При всех различиях способов двойной подачи в исполнении их объединяет одна общая особенность: однотипный механизм воздействия на рабочий процесс через сокращение периода задержки воспламенения, связанного с тем, что впрыск основной порции топлива осуществляется в среду, в той или иной мере гомогенизированную и ионизированную протеканием холоднопламенных реакций окисления запальной порции топлива [46]. В результате скорость выделения теплоты в начальной фазе сгорания заметно снижается в сравнении с одноразовым (традиционным) впрыскиванием. При такой трансформации процесса сгорания (в начальной фазе) снижается «жесткость», максимальные давление и температура сгорания. Открываются возможности использования топлив с низким цетановым числом или водотопливных эмульсий, реализации в какой-то степени многотопливности, снижения тепловой и механической нагруженности двигателя, шумности, уровня вредности и дымности отработавших газов. Достигаемые преимущества представляют мотивацию работ по двойной подаче топлив [23, 26, 46, 45]. Они наиболее ценны для двигателей с неразделенными камерами сгорания в поршне с преимущественно объемным смесеобразованием, для которых характерно интенсивное выделение теплоты в начальной фазе сгорания с вытекающими отсюда негативными проявлениями. Именно таким способам смесеобразования отдается предпочтение при разработке современных дизелей.
Однако известно, что подавление скорости выделения теплоты в начальной фазе сгорания в районе ВМТ, где теплота преобразуется в работу наиболее эффективно, создает предпосылки к снижению экономичности цикла. К ним можно отнести увеличение вероятности нарушения принципа смесеобразования: топливный факел основной подачи не должен проходить через зону воспламенения запальной порции. Это приводит к ухудшению макросмесеобразования по причине переобогащения смеси в зоне воспламенения и переобеднению ее в периферийных объемах камеры сгорания. Нарушается согласованность, достигнутая в процессе доводочных испытаний двигателя между периодом задержки воспламенения, дальнобойностью топливного факела, диаметром горловины камеры и скоростью вихревого движения заряда. Несомненно, что все эти нарушения наиболее выражены при преждевременном (до подачи основной порции) воспламенении запальной порции топлива, и при организации двойной подачи топлива оно должно быть исключено [46].
Вместе с тем существуют и факторы положительного влияния на эффективность использования теплоты в цикле. К ним следует отнести значительную гомогенизацию смеси запальной порции топлива и сокращение продолжительности основной подачи, которые уменьшают продолжительность фаз основного сгорания и догорания топлива. Совокупное изменение упомянутых выше нежелательных и желательных факторов влияния на экономичность цикла в зависимости от их интенсивности может дать любой результат: улучшение, ухудшение, неизменность.
Изменение условий смесеобразования и сгорания при двойной подаче в сравнении с традиционной одноразовой подачей с точки зрения экономичности цикла и двигателя не является единственной, а возможно и не всегда главной причиной. Есть и другие, непосредственно связанные с реализацией способа подачи первичной дозы топлива и приводящие к прямым ее потерям. Наиболее отчетливо они просматриваются при подаче первичной порции штатной форсункой в цилиндр в начальной фазе такта впуска (в конце выпуска) в период продувки цилиндра, когда открыты оба клапана: впускной и выпускной, и практически отсутствуют при ступенчатом впрыске топлива.
Прямые потери части запальной дозы топлива обусловлены двумя причинами. Первая, это возможный унос части топлива с отработавшими газами, покидающими цилиндр через еще открытые выпускные клапаны, что наиболее характерно для двигателей с газотурбинным наддувом и интенсивной продувкой цилиндра свежим зарядом.
Вторая, связанная с тем, что в сравнении с впрыском основной порции топлива в камеру сгорания (КС) впрыск запальной осуществляется при других условиях: отсутствует противодавление впрыску, увеличивается объем цилиндра, ниже температура среды, более интенсивные турбулентные пульсации газовоздушной среды. Все это, с учетом высокой кинетической энергии топливной струи, несмотря на ориентацию траектории топливных факелов в КС, позволяет части топлива, отраженной от поверхности КС и днища поршня и захваченной вихревым движением воздушного заряда, переноситься на менее нагретые поверхности цилиндра. Откуда не успевшее испариться топливо снимается поршневыми кольцами, тем самым, увеличивая прямые потери запальной дозы топлива.
Похожие диссертации на Снижение расхода топлива и вредных выбросов дизеля на режимах постоянной мощности
