Теоретическое определение оптимальных конструктивных параметров камеры сгорания судового малоразмерного дизеля

СУДОВЫЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ И МАШИННО-ДВИЖИТЕЛЬНЫЕ КОМПЛЕКСЫ

УДК 621.44

А. Р. Бисенов

ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ КАМЕРЫ СГОРАНИЯ СУДОВОГО МАЛОРАЗМЕРНОГО ДИЗЕЛЯ

Повышение энергетической эффективности транспортных двигателей внутреннего сгорания (ДВС) (удельной массовой мощности - кВт/кг, литровой мощности - кВт/л), в том числе и судовых дизелей, - актуальная научно-техническая и прикладная задача. В этой связи важно форсирование судовых малоразмерных дизелей по частоте вращения коленчатого вала, что во многих случаях наименее затратно по времени и средствам. Однако это направление требует решения ряда возникающих подзадач, а именно:

- улучшения качества внутреннего смесеобразования;

- обеспечения приемлемого уровня термических, силовых и усталостных напряжений в элементах конструкции дизеля;

- обеспечения приемлемых динамических и экологических показателей работы дизеля и др.

Одной из подзадач по улучшению качества внутреннего смесеобразования является определение оптимальных (обеспечивающих интенсивное вихреобразование, отсутствие трещино-образования в кромках, активное испарение топливной плёнки со стенок камеры) параметров камеры сгорания. Это, прежде всего, относится к камерам сгорания, расположенным в поршне, а более конкретно - к камерам сгорания цилиндрического типа.

Анализ конструктивных параметров цилиндрических камер сгорания, применяемых фирмами Perkins, Уо1уо-РеШ;а и др. на малоразмерных высокооборотных дизелях с рабочим объемом цилиндра до одного литра, показывает, что отношение диаметра горловины камеры сгорания к диаметру цилиндра колеблется в диапазоне 0,50... 0,63.

Величина оптимального вихревого отношения для высокооборотного дизеля колеблется в пределах Q = 2,5...4,5, где Q = «вихр/"к.в (пвихр - частота вращения зарядного вихря в камере сгорания, "кв - частота вращения коленчатого вала). При значениях вихревого отношения меньше оптимального не обеспечивается эффективное протекание процессов смесеобразования, и воздушный заряд недоиспользуется при сгорании топлива. Увеличение вихревого отношения сверх оптимального значения приводят к сносу части оболочки одного топливного факела в зону горения ядра соседнего факела, т. е. в зону высоких значений температуры и недостатка кислорода. Кроме того, слишком интенсивный вихрь уменьшает радиальное проникновение факела, создавая избыток топлива в центральной части и отбрасывая воздушный заряд на периферию камеры. В результате уменьшается полнота сгорания топлива, повышаются температура и дымность выпуска, ухудшаются мощностные и экономичностные показатели дизеля.

Оптимальным для малоразмерного высокооборотного дизеля следует считать такой характер движения заряда, при котором:

- происходит наиболее равномерное распределение топлива по объему и стенкам камеры сгорания, с целью максимальной интенсификации процессов испарении и взаимодействия углеводородных молекул топлива с кислородом воздушного заряда;

- не происходит наложение двух соседних факелов под действием поперечного потока воздуха, т. е. не происходит попадание топливных капель одного факела в зону развития соседнего за характерный период времени;

- воздушный заряд в камере сгорания к концу такта сжатия вращается по закону цилиндрического вихря W + В-" = const.

За характерный период времени принимается т7 - период задержки воспламенения или продолжительность активного развития топливного факела, но наиболее часто твпр - продолжительность впрыска.

Анализ индикаторных диаграмм и осциллограмм топливоподачи, снятых с двигателя 2Ч 9,5/11 при работе в различных скоростных и нагрузочных режимах, показал, что величина твпр

- продолжительность топливоподачи существенно превышает т7 - период задержки воспламенения или продолжительность активного развития топливного факела. Учитывая, что вихревое движение заряда, сохраняясь в течение определенного времени после появления первых очагов воспламенения топливовоздушной смеси, оказывает влияние на процессы смесеобразования и сгорания, за характерный период времени принимают твпр - продолжительность топливоподачи.

Вышеприведенное определение является упрощенным и не отражает в полном объеме реальные физико-химические процессы, протекающие в камере сгорания дизеля. Однако расчеты диаметра камеры сгорания. Дк.с, приведенные ниже и базирующие на этом определении, в целом были подтверждены результатами исследований на экспериментальном дизеле.

Принимая факел топлива за квазитвердое тело, упрощенное условие оптимальной интенсивности осевого вихря записывают следующим образом (рис. 1):

Ж

Т =

''вир

2%- Як с % Як с у°

180°

где Кк.с - радиус камеры сгорания; 7 - количество топливных факелов; у° - угол конусности факела; Жт - радиальная скорость движения заряда.

Жт =к.с  К

где юкс - угловая скорость осевого вихря в камере сгорания. Считаем, что

2р а°

Т = -

Твпр ю 360°

где юкв - угловая скорость коленчатого вала; а° - угловая продолжительность впрыска. Подставляя уравнения (2), (3) в выражение (1), получим

360° (1 у°

7 360°

Выражение (4) позволяет выявить взаимосвязь между 7 - количеством топливных факелов и требуемой величиной интенсивности осевого вихря О. Однако в выражении (4) не учитывается существенное влияние Дк.с на О. Для расчета Дк.с необходимо определение функциональной взаимосвязи между 7, О и Дк.с.

/

/

/

/

Рис. 1. К расчету требуемой интенсивности осевого вихря

о

а

Расчет оптимального диаметра цилиндрической камеры сгорания основывается на предположении о сохранении момента количества движения заряда (МКД), поступившего в цилиндр на такте впуска через впускной тракт Квп, и МКД заряда, вращающегося в камере сгорания Кк.с и надпоршневом зазоре Кн.з на такте сжатия с учетом потерь энергии заряда

В результате некоторого уточнения и дополнения выражений, представленных в [1] для определения Квп, Кк.с, Кнз, последние приобретают следующий вид:

Ст • 2• 8Іп

У]

ш

(т/),

т - 2 У

----008 ф-

360°-Уш ^

к вп =1 • ^ 008 ф— у;

) - "

'ср 360°

Кк.с = ,±,) урюк.с • Лк4.с;

2 £

Кн.з = 2^ У«к.с • *к2.с

где I - расстояние от оси цилиндра до центра тяжести воздушного потока; - площадь днища

поршня; (ц/)ср - средняя эффективная проходная площадь в седле серийного клапана; уш - угол охвата ширмы клапана (изменение интенсивности вращения воздуха в цилиндре и камере сгорания в экспериментах осуществляется за счет использования заширмленного впускного клапана); ф - угол фаски клапана; у' - плотность воздуха во всасывающих органах; Икс - высота камеры сгорания; Из - величина надпоршневого зазора; у - плотность заряда в конце такта сжатия; Лц - радиус цилиндра; V, - рабочий объем цилиндра.

Проведем ряд следующих преобразований:

- подставим уравнения (6)-(8) в выражение (5):

- в уравнениях (7), (8) выразим окружную скорость вихря юк.с через уравнение (5);

С/~л £ Юк в

т как Ст =----—, получим

Р

~}£(\ о_л/ 'З^ЛОМ -2 '

360°-уш Р2 360° 360°

(/ )ср р

е 360°

V J

у

Высота цилиндрической камеры сгорания йк.с неизвестна, поэтому выразим ее через объем камеры сгорания Ук.с и радиус камеры:

Кс.с = .

р Як.с

Опыт, накопленный при исследовании камер сгорания с центральным выступом и суженной горловиной типа ЦНИДИ на дизеле 2Ч 9,5/11, позволяет утверждать, что для экономичных

модификаций малоразмерных дизелей оптимальной является степень сжатия 2 = 17,5_____________18,5.

Здесь выбрана 2 = 13,0, что соответствует объему камеры сгорания Ук.с = 30 см3.

Обозначим правую часть равенства (9) через С, тогда из уравнения (9), с учетом выражения (10), получим

ККс -

У 2 2

Обозначим в уравнении (11) Кз = А; —^ + 2Кз • Яц = В ; Яц = Ж .

р

Тогда уравнение (10) примет вид полного квадратного уравнения:

АЖ2 + БЖ + С = 0.

Корни данного уравнения находятся по известной формуле:

Жі,2 =

- В ±УВ 2 - 4 АС 2 А

По представленной методике проведен сравнительный расчет конструктивных соотношений цилиндрической камеры сгорания применительно к дизелю 2Ч 9,5/11 при следующих основных исходных данных: I = 0,307 м; = 0,0066 м2; £ = 0,11 м; УИ = 0,000726 м3; ф = 45°;

= 180°; у = 18°; у = 0,1185 кг/м3; у = 18,2 кг/м3; (ц/)ср = 0,66; фср = 4,24  10

,-4 2

м;

і = 3;

Из = 0,85  10-3 м; Яц = 46  10-3 м.

Величина 2, = 0,39 определялась по методике из [1, 2].

В результате расчета было установлено, что для 3-дырчатого распылителя (типа РД 3 X 0,3) оптимальным является диаметр Дк.с = 42 мм (относительный диаметр Дк.с/Дц = 0,46, глубина камеры Ик.с = 24 мм). Некоторое уменьшение относительного диаметра Дк.с/Дц = 0,46 мм, полученное в результате расчета, по сравнению со значениями этого же параметра Дкс/Дц = 0,50...0,63 мм для большинства зарубежных малоразмерных дизелей с цилиндрической камерой сгорания объясняется выбранным типом распылителя и соответствующей ему интенсивностью вихря.

Для подавляющего большинства зарубежных малоразмерных дизелей с объемнопленочным способом смесеобразования и цилиндрической камеры сгорания в поршне характерным является применение 4-дырчатых распылителей (крайне редко / = 5). Примером могут служить дизели ОМ-314 ДВ и др.

Распылитель РД 3 X 0,3, имеющий наклон форсунки к оси цилиндра 35°, обеспечивает наиболее благоприятное расположение топливных факелов в пространстве камеры сгорания с расширенной горловиной по сравнению с другими типами распылителей (рис. 2). Как известно, для реализации эффективного рабочего процесса в цилиндрической камере сгорания с 3-дырчатым распылителем требуется большая интенсивность осевого вихря, при прочих равных условиях, чем с 4-дырчатым.

Ось симметрии

распыливающих

отверстий

Ось форсунки

Ш

Ось цилиндра

Рис. 2. Расположение топливных факелов

Увеличение интенсивности вихря может быть достигнуто следующими способами:

- за счет изменения конструкции всасывающего тракта (уменьшение проходных площадей, угла наклона канала к плоскости головки, увеличение угла ширмы и т. д.);

- за счет уменьшения диаметра камеры сгорания.

Не касаясь подробно преимуществ и недостатков, характерных для каждого из вышеуказанных способов, следует отметить, что применение первого способа влечет за собой существенное увеличение гидравлического сопротивления канала и, как следствие, уменьшение hK -коэффициента наполнения.

Использование цилиндрической камеры сгорания с относительным диаметром Дк.с/Дц = 0,46 мм, что на 8 % меньше минимальной величины Дк.с/Дц = 0,50 мм, применяемой на зарубежных малоразмерных дизелях с рабочим объемом цилиндра до одного литра, ведет к увеличению на 5-6 % энергии «выжимания» (squish) или перетекания заряда из надпоршнево-го зазора в камеру сгорания.

Известно, что энергия «выжимания» применительно к условиям цилиндрических камер, используемых на российских и зарубежных дизелях, составляет 15-20 % от энергии осевого вихря [1]. Из анализа литературных источников [2-6] следует, что уменьшение диаметра цилиндрической камеры сгорания в допустимых пределах благоприятно влияет на характер и взаимодействие осевого вихря и радиального движения заряда.

Результаты исследований показали, что для достижения высокой топливной экономичности и надежной работы вышеназванных элементов конструкции малоразмерного дизеля может быть применено объемно-пленочное смесеобразование в цилиндрической камере сгорания в поршне с вертикальными стенками и организованным на всасывании вихревым движением воздушного заряда вокруг оси цилиндра.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Хачиян А. С., Гальговский В. Р., Никитин С. Е. Доводка рабочего процесса автомобильных дизелей. -М.: Машиностроение, 1976. - 104 с.

2. Артамонов М. Д., Морин М. М., Скворцов Г. А. Основы теории и конструирования автотракторных двигателей. - М.: Высш. шк., 1978. - 247 с.

3. Завлин М. Л., Семенов Б. Н. Основные направления развития отечественных судовых и промышленных маломерных дизелей. - Л.: Двигателестроение, 1980. - С. 5-8.

4. СвиридовЮ. Б. Смесеобразование и сгорание в дизелях. - Л.: Машиностроение, 1972. - 224 с.

5. Конкс Г. А., Лашко В. А. Мировое судовое дизелестроение. Концепции конструирования, анализ международного опыта. - М.: Машиностроение, 2005. - 512 с.

6. Alcock J. F., Skott W.M. Some more light on Diesel combustion. The Institution of Mechanicol Engineers. Automobite Division. London, 1963. - P. 3-15.

Статья поступила в редакцию 11.02.2010

THEORETICAL DETERMINATION OF OPTIMUM CONSTRUCTIVE PARAMETERS OF COMBUSTION CHAMBERS OF SMALL SIZE MARINE DIESEL

A. R. Bisenov

One of the sub problems on improvement of internal mixture formation quality is a determination of combustion chamber optimum parameters providing intensive eddy formation, absence of flaw formation in borders, active evaporation of fuel film from chamber walls. First of all, it concerns combustion chambers, located in pistons, in particular, cylindrical combustion chambers. The example of theoretical calculation of the main geometric parameters of the cylindrical combustion chamber with reference to conditions of mixture formation of high speed diesels of the type 2F 9.5/11 depending on the accepted dispenser of perforated injectors. It was stated that to get high fuel efficiency and error-free performance volumetric film mixture formation can be used in cylindrical combustion chamber in piston with vertical walls and absorption based eddy motion of air charge round the cylinder axle.

Key words: high speed diesels, cylindrical combustion chamber, mixture formation, eddy formation, perforated injectors.