Расчет параметров топливной системы тракторного дизеля при его адаптации к работе на рапсовом масле

ей

Г.С. Савельев,

зав. лабораторией ВНИИ механизации сельского хозяйства, к.т.н., М.Н. Кочетков,

младший научный сотрудник ВНИИ механизации сельского хозяйства

При адаптации топливной системы дизеля к работе на рапсовом масле (РМ) необходимо учитывать различия в физико-химических свойствах дизельного топлива (ДТ) и РМ. Одной из главных проблем является обеспечение прокачиваемости РМ, вязкость которого при температуре 20°С в 10 раз выше чем у ДТ.

Стандартная система питания трактора ДТ-75 разработана для использования ДТ марки Л при температуре окружающего воздуха выше 0°С. Она состоит из топливного бака 4 (рис. 1а), фильтра грубой очистки 6, топливоподка-чивающего насоса 7, фильтра тонкой очистки 13, топливного насоса высокого давления 8, форсунки 9 и соединительной арматуры.

Доработанная (адаптированная) система питания (рис. 1б, 1в) дополнена подогревателем биотоплива 3, дополнительным баком для ДТ 1 и трехходовым краном 2 для переключения с ДТ на РМ и обратно. Доработанная система с автоматизированным переключением видов топлив показана на рисунке 1в. Кроме подогревателя и дополнительного бака для ДТ, она снабжена электромагнитными клапанами для переключения видов топлива, электронным блоком для управления клапанами, дополнительным электрическим топливоподкачивающим насосом и топливными фильтрами. Автоматизированная система обеспечивает пуск холодного дизеля на ДТ и переключение на РМ при достижении температуры охлаждающей жидкости в подогревателе 80°С, кроме того, система переключается с РМ на ДТ при работе с нагрузкой менее 20% от номинальной в течении 20 с.

Как видно из вязкостно-температурной характеристики (рис. 2), при повышении температуры РМ до 70-80°С его вязкость снижается до значений, близких к вязкости ДТ.

Для определения условий прокачиваемости РМ необходимо проведение расчета с учетом различных условий работы ее элементов. В соответствии с этим система делится на три участка:

участок низкого давления от бака до топливопод-качивающего насоса, который наиболее подвержен влиянию окружающей среды, так как работает в режиме разрежения;

участок низкого давления от топливоподкачива-ющего насоса до ТНВД, в котором за счет фильтра тонкой очистки создается сопротивление прокачиванию топлива;

участок высокого давления от ТНВД до форсунки.

Расчет участка топливной системы

Задачей расчета является определение размеров топливопровода, обеспечивающего нормальную прокачива-емость РМ без разрывов непрерывности потока топлива или образования топливных пробок при низкой температуре окружающего воздуха. Для этого определим наибольшую вязкость топлива, удовлетворяющую гидравлической характеристике участка. Трубопровод будет работоспособен, если его гидравлическое сопротивление Нтр не превышает разрежения, создаваемого топливоподкачивающим насосом Нн. Гидравлические потери определяются согласно формуле

Н > Н =

н тр

64 V -сср Ы0

где V - кинематическая вязкость топлива, мм2/с; сср -средняя скорость движения топлива в топливной системе, м/с; I, d - приведенные длина и диаметр трубопровода, м; д - ускорение силы тяжести, м/с2.

Выражая среднюю скорость через расход топлива г (м3/с), сср=4 • Z/(п • d2), из уравнения 1 для предельной вязкости биотоплива получим

V <

128 10"6 •¡г

Согласно формуле для топливной системы трактора ДТ-75, параметры которой сведены в табл. 1, предельная вязкость составит 65,27 мм2/с. По ГОСТ 305-82 для ДТ марки Л минимальную температуру эксплуатации принимаем 0°С. Соответствующая данным условиям вязкость РМ получается при температуре более 25°С, или в смеси с ДТ в соотношении 6:4 при температуре 0°С. Для достижения требуемого рабочего температурного диапазона наиболее приемлемым, легко изменяемым параметром будет увеличение диаметра топливопровода.

Определим диаметр трубопровода из формулы

> 028 10"6 V-1-1/н„ .

Из формулы (3) получим, что для работы на чистом РМ при температуре окружающего воздуха выше 0°С необходимо увеличить внутренний диаметр топливопровода (бак - топливоподкачивающий насос) до 0,014 м.

в

Рис. 1. Схема системы питания трактора ДТ-75 (а - стандартная; б - адаптированная для РМ с ручным переключением видов топлива; в - адаптированная для РМ с автоматическим переключением видов топлива):

I - дополнительный бак для ДТ; 2 - трехходовой кран; 3 - подогреватель биотоплива; 4 - основной бак для РМ; 5 - подвод охлаждающей жидкости из системы охлаждения двигателя; 6 - фильтр грубой очистки; 7 - топливоподкачивающий насос; 8 - топливный насос высокого давления (ТНВД); 9 - форсунка; 10 - распылитель;

II - головка блока цилиндров; 12 - воздушный фильтр; 13 - фильтр тонкой очистки; 14 - топливопровод; 15 - датчик температуры; 16 - электромагнитный клапан переключения вида топлива; 17 - электрический топливоподкачивающий насос; 18 - датчик положения рейки ТНВД; 19 - датчик температуры топлива; 20 - управляющий блок; 21 - тройник; 22 - электромагнитный клапан слива; 23 - датчик давления топлива;24 - сливная трубка

Таблица 1

Параметры штатной топливной системы трактора ДТ-75

Объем топливных баков, л 120

Трубопровод, м:

длина 3

диаметр 0,012

Топливоподкачивающий насос:

давление в головке топливного насоса, МПа 0,07-0,12

создаваемое разрежение, МПа 0,1

перепад давления до и после фильтра тонкой очистки топлива, МПа 0,02-0,03

Форсунка ФД-22:

диаметр соплового отверстия распылителя, мм 0,3

объем, мм3 503

суммарная площадь четырех сопловых отверстий, мм2 0,45

коэффициент расхода через сопловые отверстия 0,8

макс. эффективное проходное сечение 4-дырчатого распылителя, мм2 0,3

масса движущихся частей форсунки, г 25

давление начала впрыска, МПа 20,5

жесткость пружины иглы форсунки, Н/мм 270

ход иглы распылителя, мм 270

площадь поперечного сечения иглы форсунки, мм2 0,26

площадь, вычисленная по диаметру посадочного пояска иглы форсунки, см2 0,28

диаметр иглы форсунки, мм 6,2

зазор между иглой и корпусом распылителя, мм 2,5^10-3

коэффициент расхода 0,55

длина уплотняющей поверхности иглы, мм 15,9

Топливный насос высокого давления УТН-5:

номинальная частота вращения кулачкового вала насоса, мин-1 880

диаметр плунжера, мм 10

максимальный подъем плунжера, мм 10

длина уплотняющей части плунжера, мм 22,5

зазор между плунжером и гильзой, мм 1,75 • 10-3

давление открытия нагнетательного клапана, МПа 0,11

диаметр запорного конуса клапана, мм 7,2

диаметр разгрузочного пояска клапана, мм 7,0

ход разгрузки клапана, мм 1,7

жесткость пружины клапана, Н/мм 0,95

масса движущихся частей клапана, г 3,6

максимальный подъем клапана, мм 0,5

установочный угол опережения впрыска, град ПВТН 23-25

угол:

геометрического начала подачи, град ПВТН 26

геометрического конца подачи, град ПВТН 32

61

Транспорт на рапсовом масле

Рис. 2. Вязкостно-температурная характеристика ДТ и РМ

Другим легко изменяемым параметром может быть длина топливопровода

1<йА Ян я- £/(128 10~6 у ^).

В результате получим, что для работы на чистом РМ при температуре окружающего воздуха выше 0°С длина топливопровода диаметром 14 мм от бака до подогревателя не должна превышать 1,6 м.

Расчет участка ТСНД

Элементом, определяющим работоспособность данного участка, является фильтр тонкой очистки топлива. При переводе трактора на другой вид топлива он должен обеспечивать необходимую тонкость фильтрации, сохраняя при этом определенный техническими характеристиками перепад давления до и после фильтра (табл. 1).

Для плоской фильтрующей перегородки из объемно-фильтрующего материала перепад давления Ар определяется по формуле

Др = уг-Сф-Ь,МПа,

где у - динамическая вязкость фильтруемой жидкости; г - удельное сопротивление фильтрующего материала; Сф - скорость фильтрации; L - толщина фильтрующей перегородки.

Таким образом, перепад давления увеличивается прямо пропорционально увеличению динамической вязкости при неизменной конструкции фильтрующего элемента. Следовательно, для сохранения работоспособности данного участка линии низкого давления необходимо понизить вязкость биотоплива до вязкости ДТ. В соответствии с вязкостно-температурной характеристикой (рис. 2) вязкость РМ близка к вязкости ДТ при нагреве чистого РМ и его смесей с ДТ до 70-80°С.

Расчет теплообменного аппарата для подогрева РМ с использованием охлаждающей жидкости (ОЖ) системы охлаждения двигателя в качестве теплоносителя проводился с использованием уравнения теплового баланса.

Количество тепла Q, необходимое для нагрева биотоплива, определяется по формуле

где Go и Gb - расход биотоплива и ОЖ соответственно, кг/с; Тн' и Тк' - начальная и конечная температуры биотоплива, К; Тн" и Тк" - начальная и конечная температуры теплоносителя, К; Bt" - теплоемкость теплоносителя, кДж/кг • К; Bt - теплоемкость биотоплива, кДж/кг-К.

Теплоемкость жидкости может быть оценена по сумме вкладов отдельных инкрементов, входящих в состав молекулы. Согласно правилу Неймана-Коппа теплоемкость вещества равна сумме теплоемкостей элементов, входящих в его состав. Зависимость теплоемкости (Bt) от температуры, определяется по формуле

Bt = 53.12-

где р20 - плотность топлива при 20°С, кг/м3; tcp= [(TH + Тк)/2]-273 - средняя температура топлива, °С; TH, Тк- начальная и конечная температуры, К.

Конечная температура горячей воды у выхода из теплообменника определяется из уравнения

TK"=TH'-Q/

Скорость движения ОЖ и биотоплива по теплообмен-ному аппарату С

где d^=4 • A/S - эквивалентный диаметр, м; А - площадь поперечного сечения потока, м2; S - полный смачиваемый периметр сечения независимо от того, какая часть этого периметра участвует в теплообмене.

Число Рейнольдса при движении жидкости через теп-лообменный аппарат

Re = C-d,K/vt,

где vt - кинематическая вязкость жидкости при данной температуре, м2/с.

Если Re < 2000, то движение жидкости ламинарное, при Re > 10 000 в полости теплообменника устанавливается развитое турбулентное течение жидкости. При ламинарном режиме движения средний коэффициент теплоотдачи Nu определяется по формуле " Nu = 0,15 • Re0,33 • Ргж0'43 •

при турбулентном режиме движения: Nu = 0,21 - Re0'8  Ргж0'43 •

Число Прандтля для охлаждающей жидкости, биотоплива при средней температуре жидкости и при температуре у стенки теплообменника находится по выражению Pr = v/a,

где а = ^t/Bt • pt - температуропроводность, м/с; Xt - теплопроводность при данной температуре, Вт/м-К.

Температуру стенки теплообменника принимаем равной TcT =

Коэффициент теплоотдачи от стенки теплообменника к нагреваемому топливу е и от греющей воды к стенке е" e = Nu-yd,K-

Коэффициент теплопередачи К для аппарата: К = 1/(1/б" • (W+ ln(d3K7d3K)/2  К + 1/е' • cU, (15) где ^ст - коэффициент теплопроводности материала стенки.

Площадь поверхности нагрева теплообменника F определяется из выражения:

F = Q/

где ДТСР =[(ТН"-ТН') - (Тк"-Тк')]/1п[(Тн"-Тн')/(Тк"-Тк')]-

При проведении расчета и изготовлении теплообменника была использована медная трубка внутренним диаметром 0,12 м и толщиной стенки 0,001 м (рис. 3). Теплообменник состоит из цилиндрического корпуса, в котором циркулирует ОЖ, и спирали из медной трубки, установленной во внутреннюю полость корпуса. Теплообменник снабжен входным и выходным штуцерами для ОЖ и топлива. Двигаясь по спирали теплообменника, топливо нагревается от охлаждающей жидкости системы охлаждения двигателя до температуры, обеспечивающей вязкость топлива в пределах 5-10 мм2/с.

Расход теплоносителя и топлива, температура горячей воды, коэффициенты теплопроводности, плотность и вязкость воды при различной температуре взяты из справочной литературы. Плотность и вязкость РМ и его смесей с ДТ определялись по вязкостно-температурной характеристике и экспериментальной зависимости плотности от температуры. Эквивалентные сечения теплообменника рассчитаны согласно формуле (8). Расчетная площадь поверхности нагрева получена равной 0,03 м2.

По результатам расчета был разработан и изготовлен теплообменник ДТ75.01.01.00, который обеспечивает нагрев топлива до 70°С при температуре охлаждающей жидкости 90°С, при этом вязкость биотоплив обеспечивается в пределах 5-10 мм2/с. Это гарантирует требуемый перепад давления на фильтре тонкой очистки топлива.

В соответствии с проведенными расчетами предлагается измененная схема топливоподачи низкого давления (рис. 1б), адаптированная для подачи высоковязких биотоплив на основе рапсового масла и включающая в себя трубопровод увеличенного диаметра от бака для биотоплива, подогреватель биотоплива 3, трехходовой кран 2 или электромагнитные клапаны 16, 22 для автоматического переключения видов топлива (рис. 1в), электрический топливоподкачивающий насос.

Гидродинамический расчет процесса топливоподачи дизеля Д-440 при использовании рапсового масла в качестве топлива

Использование РМ в качестве топлива в двигателях сельскохозяйственных тракторов требует адаптации их

Таблица 2

Результаты расчета теплообменника для подогрева биотоплива

Параметры О Ж Биотопливо

Количество тепла, Q, кДж/с 350,2 349,76

Эквивалентный диаметр, , М 0,15 0,012

Скорость движения, с, м/с 0,00046 0,02

Число Рейнольдса, Re 22,95 3,23

Температуры:

начальная, Тн , К 363 273

конечная, Тк , К 354 353

средняя, Тср , С 85,2 40

у стенки, Т , С 1 ' ст ' 86,3 31,3

Плотность, р, кг/м3 966 914

Теплоемкость, В, кДж/кгК 52,11 52,04

Теплопроводность, X • 10, Вт/м • К 6,8 1,8

Вязкость, V • 106, м2/с 0,33 75,4

Температуропроводность, а • 107, м/с 0,12 0,038

Число Прандтля, Рг 23,29 1993

Число Нуссельта, 1\1и 1,63 8,07

Коэффициенты:

теплоотдачи, е 74,04 1211,2

теплопередачи,к 0,71

Площадь теплообменника, F, м2 0,0297

топливных систем на основе анализа процесса топливо-подачи. Адаптированые к работе на РМ двигатели должны обеспечивать экономичную работу без значительного снижения мощности и экологических показателей.

Движение потока топлива в трубопроводе, которое можно отнести к движению неустановившегося одномерного потока вязкой сжимаемой жидкости, описывается следующей системой дифференциальных уравнений с1Р/с1х+рс1с/(к+2ркС =0; с1С/с1х+((1Р/ск)/с2р=0. Решением этой системы уравнений занимались исследователи топливной аппаратуры И.В.Астахов, Г.Ф.Кузнецов, Ю.Я.Фомин, Л.Н.Голубков и др. Наиболее полное решение системы уравнений (17) методом численного интегрирования при замене дифференциального уравнения системой уравнений в полных дифференциалах предложено Ю.Я.Фоминым. При этом трубопровод был разбит на достаточно большое число расчетных участков. На каждом участке определены потери давления вследствие гидравлического сопротивления. Изменение давления на расчетном участке длины трубопровода вызывает образование отраженной волны от его границы. Давление в любой точке трубопровода определяется в результате взаимодействия прямых и обратных волн.

Задачей гидродинамического расчета процесса впрыска является определение количества топлива, поданного в цилиндр двигателя за цикл, и изменение скорости впрыскивания топлива.

(SHI

Транспорт на рапсовом масле

Теоретически возможная подача топлива плунжером насоса уменьшается в реальном процессе вследствие влияния многих искажающих факторов. Точность гидродинамического расчета, таким образом, будет зависеть от того, насколько уравнения граничных условий учитывают факторы, влияющие на процесс топливоподачи. Методика расчета имеющейся топливной системы при ее адаптации к работе на нескольких видах топлива должна обеспечивать учет изменения физических параметров всех топлив.

Такие возможности предоставляет метод и программа расчета топливных систем дизелей, разработанная Л.Н. Голубковым. Метод позволяет учитывать остаточные свободные объемы, гидравлическое сопротивление трубопровода, утечки в насосе и распылителе, сжимаемость топлива как функцию давления и средней за впрыск температуры, дросселирование каналов вдоль перьев клапана и в плунжере при отсечке, упругость привода, разрыв непрерывности топлива в конце впрыска, давление начала подъема иглы форсунки.

Гидродинамический расчет производят при совместном решении уравнений неустановившегося движения топлива в трубопроводе (17) и уравнений граничных условий. Система уравнений граничных условий у насоса:

dP, /dÇ = \fnCn -ао(ц/о V2(p„-pj/ р -а,Цщ/^2(р„-р„') /

/ p(l + к,2) -а/С - Z, - Z2 ] / 6паV ;

dpH У dç = [а к Цщ/щд/2( pH - р, ')/ p(l + кк2)+

+ а/Л - /,С, ] /а2 /(6na, V ') ; dVn,'/dç = -[^4/J2(Рн -Рн')/ р(1 + к,2) +

+аi/кСк - /С, ] а2' / 6n ;

dCk / dç = [/к '(Рн - Рн ') + (/к - h ')(Рн - Рн ')/

/ (l + кк2 )-/кРкр -Ч] а 1 /6пМ ; айк / dç = Ска 1 / 6п .

Граничные условия у форсунки описываются системой уравнений:

dpt /dç = [/С'- (// р --а, (/, -/щ) С, -Z3 ]а4/6па;

dV^ / dç =-[/,С,-а 3 (/, - /ш )C, ]а 4 ' / 6n ; dC, /dç = [(/, -/,•) (рф -Рф0) + (/,•-/ш)Рф --а 'у + /ШР,] аs/6пМ ' ;

ф / ^ф = Сцо 3 / 6и ,

где Си , Ск , Сп - скорости движения иглы форсунки, нагнетательного клапана, плунжера;

СТ , СТ' - скорости движения топлива на входе и выходе из трубопровода;

^ , - площади поперечного сечения по пояску, перьям и под пояском нагнетательного клапана;

fл , - площади поперечного сечения иглы, на которые действуют давления рфО и рф';

к - полный подъем нагнетательного клапана; М - масса нагнетательного клапана и движущихся с ним деталей;

М' - масса движущихся деталей форсунки;

п - частота вращения кулачкового вала насоса; рн', рн - текущие значения давления в камере нагнетания и объеме штуцера насоса;

ркр - давление в камере нагнетания в момент начала движения нагнетательного клапана;

рф , рфо - давление в камере распылителя выше запорного конуса текущее и в момент начала движения иглы;

рф' - текущее давление в объеме между запорным конусом иглы и сопловыми отверстиями;

рц - давление газа в цилиндре двигателя; Ун - текущий объем камеры нагнетания; Ун' - объем штуцера насоса; Уф - объем распылителя форсунки; у - текущий подъем иглы;

, 12 , 13 - расходы топлива черев зазоры в золотниковой, поршневой части плунжера, между иглой и корпусом распылителя;

а - средний коэффициент сжимаемости топлива; цн - коэффициент расхода топлива через проходную щель между нагнетательным клапаном и его седлом; цф - эквивалентное проходное сечение; р - плотность топлива; ф - угол поворота кулачкового вала насоса. Ступенчатые функции о2; о2'; о4; о4' принимают значения нуля или единицы в зависимости от наложенных на них условий:

а, = 0 и а ' = 1 при V > 0 и р = 0;

2 2 * пн н

о =1 и а, '= 0 при р> 0 и V =0;

2 2 * Н ПН

а4 = О и а4'= 1 при Vпф > 0 и рф = О; о = 1 и о'= 0 при р > 0 и V = О.

4 4 * ф ПН

Эффективное проходное сечение окон гильзы находится из уравнения

где цвп и цот - коэффициенты расхода топлива через впускные и отсечные окна гильзы; , - площадь проходного сечения впускных и отсечных окон гильзы; (цЯкн - эффективное проходное сечение в каналах плунжера.

При решении системы (18) необходимо учитывать следующие зависимости коэффициентов граничных условий: С = 6 • п • аь/аф;

н н т 7

V = V + - Ь );

н но нч нмах н -

(иЛ = 0 при ф < ф < ф ;

\Г / о 1 т гнп т т гкп -

(иОВп = Л(ДЬН) при ф < фгнп ; (иОот = Л(ДЬН) при ф > фгкп ;

Л = о при 0 < < И ; С = Л(Ьк) при Ьк > ЬКо >

где фгнп и фгкп - углы геометрического начала и конца подачи.

Коэффициенты сжимаемости топлива ан ; ан'; аф вычисляют как функции от давления и средней за цикл температуры топлива. Для ДТ имеется следующая зависимость, предложенная Л.Н. Голубковым:

а = 10 + 11 • р + 12 • Р2,

где 10 = 69,Ы0-6+0,258Ч0"ЧТ-273)+0,92Ы0-6(Т-273)2; 11 = -29.6Ч0"9- 0.15М0"9(Т-273);

= 16,4-10-12.

Таблица 3

Коэффициенты зависимости а от плотности и средней температуры за впрыск

Вид топлива m1 • 10-3 m2 • 10-5 m3 • 10-8 m4 • 10-4 4 m5 • l0-6 m6 • 10-6

50% РМ+50% ДТ, плотность 872 кг/м3 6,503 2,5 8.85 -2,9 -3.52 7,74

75% РМ+25% ДТ, плотность 890 кг/м3 6,199 2,4 8.44 -2,52 -3.08 6,99

100% РМ, плотность 914 кг/м3 4,762 2,3 7.99 -1,79 -2,17 6,07

Выведем аналогичную зависимость коэффициента сжимаемости для рапсового масла и его смесей с дизельным топливом. Используем для этого расчетные формулы, предложенные Ю.Я.Фоминым, согласно которым средний коэффициент сжимаемости

<хср=К /

где К = Ь0 + (b/2)p + (Ь2/3)р2 ;

b0 = fo ^20 ) • Фо (Т); b1=fl(p20 ) • ФД); Ь2 = f2(P 20 ) • Ф2^ fo(P2o) = [83 - 0,238 (Р20- 850) + 0,572-10-3 (p20-850)]10-11; фо(Т) = 0,85 + 0,329 • 10-2 • (Т-293)+0,1157Ч0-4 (T-293)2; f,(P20 ) = [-82,2 + 0,442(р20-850) + 1,43-10-3(р20- 850)]10-19; ф1(Т) = 0,825 + 0,1 • 10-2(Т-293) + 0,83510-4(Т - 293)2; f2(p 20 ) = [54,2 - 0,342(р20- 850) + 1,408-10-3-(р20- 850)]Ч0-27; ф>2(Т) = 0,8 + 0,5 • 10-2(Т - 293) при Т = 293 - 333 К; 1+0,237 • 10-3(Т - 293)2 при Т = 333 - 433 К.

Анализ формулы (22) показывает, что с увеличением давления от 0 до 70 МПа знаменатель изменяется по величине в незначительных пределах (от 1,00 до 1,04), поэтому для гидравлического расчета имеет смысл принять его постоянным и равным 1,02. Это упрощает формулу и не вносит погрешностей в расчет. Таким образом, средний коэффициент сжимаемости для биотоплива на основе рапсового масла представляем как

а = Ь0 + Ь1 • p + Ь2 • р2,

где коэффициенты b0 , b1 и b2 - функции средней за цикл температуры для топлива с определенной плотностью в соответствующем объеме:

Ь0 = m1 + m2 • (Т-293) + m3 • (Т-293)2 ; Ь1 = m4 + m5 • (T-293); Ь2 =mf4 (T-293),

где Т - температура топлива, К.

Значения коэффициентов m1 - m6 для рапсового масла и его смесей с ДТ сведены в табл. 3.

Таблица 4

Физические свойства исследуемых топлив

Вид топлива % Плотность при 293 К, кг/м3 Вязкость при 293 К, м2/с

Топливо Л. ГОСТ 305-73 100 830 4,2 • 10-6

Рапсовое масло ГОСТ 8988-77 100 914 75,4 • 10-6

Смесь: топливо Л. ГОСТ 305-73 рапсовое масло ГОСТ 8988-77 25 75 890 31,2 • 10-6

Смесь: топливо Л. ГОСТ 305-73 рапсовое масло ГОСТ 8988-77 50 50 872 14,0 • 10-6

Для проверки адекватности полученной зависимости был проведен эксперимент по определению коэффициента сжимаемости биотоплив.

Определение гидравлической характеристики распылителя

Гидродинамический расчет процесса впрыска требует определения зависимости эффективного проходного сечения распылителя от подъема иглы = Г(у) (характеристики распылителя). Известно, что коэффициент расхода ц, являющийся произведением коэффициента сжатия потока е на коэффициент скорости w, то есть ц = е • w, заметно уменьшается с увеличением вязкости жидкости. Следовательно, при расчете топливной системы дизеля на РМ и его смесях с ДТ необходимо учитывать влияние вязкости на коэффициент расхода, как фактор изменения параметров процесса впрыскивания.

Наиболее простым и достоверным способом получения зависимости = Г(у) является экспериментальное определение характеристики распылителя. Эффективное проходное сечение определяется на стенде постоянного напора по количеству топлива (масса, кг), пошедшего через форсунку за 30 с. Преобразуя уравнение Бернулли, получим

^ = Оф /

где Gф - масса топлива, прошедшего через форсунку, г; т - время истечения навески топлива, с; Арф - перепад давления до и после форсунки, МПа.

Лабораторная установка по определению характеристики распылителя топлива включала в себя насос, соединенный с электроприводом стенда, позволяющий плавно изменять давление в напорной магистрали от 0 до 10 МПа, гидравлический аккумулятор гашения пульсаций топлива, образцовый манометр для замера давления перед распылителем. Забор топлива осуществлялся из бака стенда.

Замеры проводились при давлении топлива перед форсункой 5 МПа. Снимались характеристики пятидырча-тых распылителей НЗТА и АЗТА (табл. 5) топливной системы

i

Рис. 6. Лабораторная установка по определению характеристики распылителя:

1 - насос; 2 - электропривод насоса; 3 - гидравлический аккумулятор; 4 - манометр; 5 - распылитель; 6 - подкачивающий насос; 7 - топливный бак

Таблица 5

Результаты проверки распылителей

Комплект № |Д мм2

распылителя распылителя до испытания

1 3 5

1 0,285

1 2 0,295

3 0,275

4 0,28

6 0,235

2 7 0,241

9 0,244

10 0,235

дизеля Д-440 трактора ДТ-75. Для определения степени влияния проходного сечения распылителей на работу двигателя были отобраны распылители с проходным сечением, увеличенным на 22% по сравнению со штатным.

Результаты гидродинамического расчета процесса топливоподачи

Целью расчетного исследования являлось сравнение характеристик впрыскивания ДТ, РМ и его смесей с ДТ для определения теоретической возможности их использования в топливной системе дизельного двигателя, а также определение влияния на характеристику впрыскивания биотоплива изменяемых параметров топливной системы.

Исходными данными расчета характеристики впрыскивания явились параметры топливной системы трактора ДТ-75. Расчет проводился для режима работы двигателя, соответствующего номинальной мощности при частоте вращения кулачкового вала насоса 825 мин-1. Изменяемыми показателями для различных вариантов расчета служили: физические свойства исследуемых топлив (ДТ и РМ); температура топлива; эффективное проходное сечение распылителя (|^); давление начала подъема иглы форсунки. Результаты расчетов представлены в табл. 6.

Сравнение полученных зависимостей впрыскивания для дизельного и биотоплива (рис. 7) показывает, что характер изменения давлений в насосе и форсунке и кривая характеристики впрыскивания практически одинаковы.

Экспериментальное значение давления топлива над штуцером ТНВД и давления в форсунке двигателя Д-440 определялось с помощью оборудования AVL (Австрия) на работающем двигателе, то есть с учетом противодавления в цилиндре.

Вследствие большей плотности и меньшего коэффициента сжимаемости РМ максимальные давления над плунжером увеличиваются по сравнению с ДТ на 6,174 МПа (18,7%), максимальные давления в форсунке возрастают соответственно на 1,97 МПа (4,76%) (табл. 6).

Меньший коэффициент сжимаемости рапсового масла определяет большую скорость распространения волны

давления в нем и соответственно уменьшает угол смещения начала впрыска от геометрического начала топливо-подачи. Для рапсового масла в сравнении с ДТ уменьшение смещения (более ранний впрыск) составляет 2,12 град по кулачковому валу ТНВД (табл. 6).

Повышенная вязкость рапсового масла уменьшает коэффициент расхода через отверстия распылителя, что увеличивает продолжительность впрыскивания. По сравнению с ДТ для рапсового масла увеличение данного параметра составило 0,14 град по КВТН (табл. 6).

Увеличение суммарной площади сопловых отверстий Ц распылителя на 20-25% с 0,235 до 0,290 мм2 при использовании биотоплива, подогретого до 60-80°С, приводит к уменьшению давлений в насосе на 1,83 МПа (4,5%), в форсунке на 6,1 МПа (13,9%), сокращению продолжительности впрыска на 2,2 град (18,4%). При этом показатели впрыска рапсового масла значительно приближаются к показателям ДТ.

Проведенный расчет продемонстрировал отсутствие в характеристиках топливоподачи биотоплива показателей, препятствующих его использованию в исследуемой топливной системе. Отмечен рост давлений в насосе и форсунке, повышающий нагрузки на детали топливной аппаратуры, увеличение продолжительности впрыскивания, изменение смещения начала впрыска от геометрического начала подачи. Эти отклонения снижаются при увеличении эффективного проходного сечения отверстий распылителя и повышении температуры биотоплива.

Повышение давления начала подъема иглы форсунки позволяет уменьшить продолжительность впрыскивания, однако, увеличивает давления в насосе и форсунке и смещение действительного начала впрыска, а также уменьшает период задержки воспламенения.

Таким образом, в результате расчетного исследования предложены следующие мероприятия по адаптации системы топливоподачи дизельного двигателя для работы на РМ и его смесях с ДТ:

увеличение эффективного проходного сечения форсунок на 25%;

подогрев топлива до 60-80°С.

Рис. 7. Расчетное изменение давления ДТ ( - ) и РМ (---) над штуцером ТНВД (Рш ) и в форсунке (Рф ) в зависимости от угла поворота вала ТНВД двигателя Д-440

Рис. 9. Расчетные ( - ) и экспериментальные ( --- ) зависимости изменения давления над штуцером ТНВД (Рш) и в форсунке (Рф) при работе двигателя Д-440 на РМ

Результаты гидродинамического расчета параметров впрыска РМ при его подогреве до 60°С и ДТ

Таблица 6

т! = 0,285 т! = 0,235

Показатель Значение Значение

РМ ДТ ДТ/РМ, % РМ ДТ ДТ/РМ, %

Угол геометрического конца нагнетания, град 36,3145 37,9661 4,35 36,9959 38,6604 4,30

Остаточное давление в системе, МПа 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000

Остаточный объем в системе, мм3 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000

Частота вращения кулачкового вала, мин-1 880,0000 880,0000 880,0000 880,0000

Цикловая подача (расчетная), мм3 104,0076 103,8184 -0,18 104,2784 104,1367 -0,13

Максимальное давление над плунжером, МПа 39,1405 32,9665 -18,72 40,9669 36,1228 -13,41

Максимальное давление в форсунке, МПа 43,3889 41,4163 -4,76 49,4543 48,0217 -2,98

Среднее давление впрыскивания, МПа 12,0896 11,7301 -3,06 8,7588 8,5489 -2,45

Максимальное давление впрыскивания, МПа 24,7550 23,6295 -4,76 19,3191 18,7595 -2,98

Продолжительность впрыскивания, град 9,6402 9,5002 -1,47 11,8203 11,9403 1,00

Смещение начала впрыска от ГНП, град 6,9405 9,0606 23,39 6,9005 8,6206 19,94

Скорость посадки иглы, м/с -0,0310 -3,9603 99,21 -3,3472 -3,6063 7,18

Топливо, поданное с падающей скоростью 0,2772 0,3496 20,70 0,2439 0,2412 -1,11

Топливо, поданное за период задержки воспламенения 0,8200 0,7764 -5,61 0,7315 0,7123 -2,69

Активный ход плунжера, мм 2,3317 3,0709 24,07 2,6289 3,4009 22,69

Отношение V /V акт цикл 2,1305 2,8111 24,21 2,3959 3,1036 22,80

Работа, совершенная насосом, Дж 12,1075 11,2716 -7,41 13,4374 12,9358 -3,87

Работа, совершенная у форсунки, Дж 1,7716 1,6256 -8,98 1,4116 1,3707 -2,98

Гидравлический КПД насоса 0,1463 0,1442 -1,45 0,1050 0,1060 0,94

Результаты сопоставления ет удовлетворительную сходимость зависимостей

расчетных и экспериментальных характеристик параметров впрыска РМ и ДТ, что позволяет ис-

процесса топливоподачи пользовать получаемые расчетные характеристики

Сопоставление расчетных и экспериментальных биотоплива для анализа параметров процесса топ-

характеристик впрыскивания (рис. 8, 9) показыва- ливоподачи.