Причины перерасхода топлива инжекторного двигателя: Повышенный расход топлива — причины | Blog-Mycar.ru

— Причал / швартовка буев / SBM (все ярусы отстранены), или
— Якорная стоянка в пределах порта (якорная тягость), или
— Якорная стоянка за пределами порта (якорная швартовка в оффшорной зоне), или
— Плавучая локация (все шнуры, снятые с лихтера / якорного груза)

Связанное чтение: 7 важных моментов для безопасных операций по разгрузке судов

За отчетом о прибытии в конкретный порт или прибрежное местоположение должен следовать отчет об отправлении из того же порта или из того же морского местоположения.Невозможно отправить отчет об отправлении, если название порта или оффшорного местоположения отличается от названия в отчете о прибытии.

В дополнение к отчетам о местонахождении, прибытии и отправлении, должны быть заполнены другие соответствующие периодические отчеты, включая полуденные отчеты, ежемесячные отчеты и квартальные отчеты в соответствии с форматами, установленными в инфраструктуре отчетности компании для судов.

Определение бункерного топлива и топлива в цистернах

Количество заправленного топлива, как указано в накладной на бункеровку (BDN), должно проверяться путем замера всех топливных баков на борту до и после завершения бункеровки, применения соответствующего поправочного коэффициента к плотности для температуры и получения количества в метрических тоннах до и после бункеровки.Количество бункерованного топлива на судне — это разница между количеством топлива до и после бункеровки.

Судовая цифра рассматривается как официальное количество бункерованного топлива и указывается судовым персоналом в отчете об отправлении

Письменные записи, показывающие промеры до и после всех топливных баков, а также детали расчетов, показывающие количество судна в метрических тоннах заправленного бункеровщиками, должны храниться на борту.

Температуру топлива в баках следует определять с помощью датчиков температуры в баках, если они имеются, или с помощью переносных устройств для измерения температуры, если они есть.Если датчики не предусмотрены, температура топлива в баках может быть определена путем измерения температуры сторон баков с помощью инфракрасного термометра или оценена путем взятия средневзвешенного значения наилучшей оценки температуры топлива в баках перед заправкой. и топлива, хранящегося в каждом баке.

Плотность бункерованного топлива должна быть получена из BDN.

Плотность смешанного топлива в баках получается путем расчета средневзвешенной плотности топлива, оставшегося в баках до бункеровки, и топлива, заправленного в каждый бак.

Связанное чтение: Процедура бункеровки на судне

Плотность топлива следует скорректировать с использованием соответствующего температурного поправочного коэффициента, полученного из таблицы 54B ASTM Petroleum или эквивалентного программного обеспечения, включающего эти таблицы, или формулы: Скорректированная плотность = плотность (в воздухе) при 150C X [1- {(T0C — 150C) X 0,00065}] , где T0C — температура топлива в градусах Цельсия.

В случае заправки с баржи, все танки на барже должны быть проверены до и после заправки ответственным офицером.Резервуары баржи также необходимо проверить на наличие свободной воды. Должна быть сделана письменная запись о результатах этих промеров и проверок бесплатной воды.

Главный инженер отвечает за проверку количества топлива в бункерах.

Количество топлива (в тоннах) во всех бункерных цистернах должно быть повторно проверено через 24 часа после завершения бункеровки или непосредственно перед началом использования только что заправленного топлива (если оно должно быть использовано в течение 24 часов после бункеровки) для учета возможное оседание топлива из-за нагнетания воздуха при бункеровке.

Прочтите по теме: Злоупотребления в бункеровочных операциях Моряки должны знать

Перед входом в ECA необходимо начать переход на мазут с низким содержанием серы. Время запуска зависит от того, какой объем топлива используется в системе, вы рассчитываете, сколько времени потребуется для полного перехода системы на топливо с низким содержанием серы. Соответственно, должны быть сделаны записи в журнале, регистрирующие объем топлива с низким содержанием серы в баках, дату, время и местонахождение судна, когда была завершена замена жидкого топлива.Требуется, чтобы процедуры переключения были доступны в надлежащем письменном формате.

Измерение и регистрация пройденного расстояния

Пройденные расстояния должны быть измерены над землей между отправлением и прибытием и должны быть указаны в отчетах о местоположении и прибытии. Расстояние, пройденное по земле, может быть получено с помощью ECDIS или GPS, либо путем ручного измерения на карте. Пройденные расстояния по воде также должны указываться в отчетах о местоположении и прибытии и должны быть взяты из (водного) журнала скорости.

Расстояния, которые могут быть пройдены между отчетами о прибытии и отправлении (например, во время транзита от якорной стоянки до причала или при переключении между терминалами в порту), не требуется сообщать в отчетах о рейсе, но их следует указывать в палубном журнале.

Связанное чтение: Почему морские мили и узлы используются в море?

Метод измерения часов в пути

«Количество часов в пути» от последней причала в порту отправления до первой причала в порту прибытия рассчитывается на основе времени отправления и прибытия (GMT) и дат (GMT), указанных в отчетах об отправлении и прибытии.

Время и дата должны быть записаны как в GMT, так и в SMT. Время, проведенное от первой причала в порту прибытия до последней причала в порту отправления, считается временем, проведенным в порту. Сюда входят периоды нахождения у причала, на якоре и периоды маневрирования в порту.

Расходомеры топлива, стационарные измерительные устройства в резервуарах и устройства / датчики температуры должны проверяться и откалиброваться на точность с интервалами, рекомендованными производителем / как указано в PMS.Сертификаты калибровки должны выдаваться после этих проверок и храниться на борту.

Действительность сертификатов калибровки будет проверяться во время ежегодного внутреннего аудита.

Коэффициент выбросов

CF — это безразмерный коэффициент преобразования между расходом мазута и выбросами CO2 в Руководстве 2014 года по методу расчета достигнутого проектного индекса энергоэффективности (EEDI) для новых судов. Общее годовое количество CO2 рассчитывается путем умножения годового расхода мазута на CF для типа топлива.

Связанное чтение: 20 способов для моряков уменьшить углеродный след на судах

Информация для отправки в базу данных ИМО по расходу мазута на судах

С 2019 года каждое судно валовой вместимостью более 5000 должно собирать определенную информацию о судне и его топливе и передавать в ИМО. Сюда входят сведения о судне, период календарного года, за который представляются данные, расход мазута в метрических тоннах, тип мазута и методы, используемые для сбора данных о расходе мазута, пройденное расстояние и время в пути.

Эти данные, предоставленные судном, помогут им суммировать потребление мазута на всех судах и будут использоваться для исследования и поиска способов сокращения выбросов и загрязнения.

Отказ от ответственности: Взгляды авторов, выраженные в этой статье, не обязательно отражают точку зрения Marine Insight. Данные и диаграммы, если они используются, в статье были получены из доступной информации и не были подтверждены каким-либо установленным законом органом. Автор и компания «Марин Инсайт» не заявляют об их точности и не принимают на себя никакой ответственности за них.Взгляды представляют собой только мнения и не представляют собой каких-либо руководящих принципов или рекомендаций относительно какого-либо курса действий, которым должен следовать читатель.

Статья или изображения не могут быть воспроизведены, скопированы, переданы или использованы в любой форме без разрешения автора и компании Marine Insight.

Теги: мазут

Одна треть расхода топлива автомобиля происходит из-за потерь на трение — ScienceDaily

Не менее одной трети расхода топлива автомобиля тратится на преодоление трения, и эти потери на трение имеют прямое влияние на оба расход топлива и выбросы.Тем не менее, согласно совместному исследованию Центра технических исследований Финляндии VTT и Аргоннской национальной лаборатории (ANL) в США, новая технология может снизить трение в различных компонентах автомобиля на сумму от 10% до 80%. Таким образом, должно быть возможно снизить расход топлива и выбросы автомобилей на 18% в течение следующих 5-10 лет и до 61% в течение 15-25 лет.

Сегодня в мире 612 миллионов автомобилей. Средний автомобиль проезжает около 13 000 км в год, а за это время сжигает 340 литров топлива только для преодоления трения, что обходится водителю в 510 евро в год.

Из энергии, выделяемой топливом в двигателе автомобиля, 33% расходуется на выхлоп, 29% на охлаждение и 38% на механическую энергию, из которых потери на трение составляют 33%, а сопротивление воздуха — 5%. Для сравнения, у электромобиля потери на трение вдвое меньше, чем у автомобиля с обычным двигателем внутреннего сгорания.

Ежегодные потери на трение в среднем автомобиле по всему миру составляют 11 860 МДж: из них 35% тратится на преодоление сопротивления качению в колесах, 35% — в самом двигателе, 15% — в коробке передач и 15% — на торможение.При современных технологиях только 21,5% энергии топлива используется для фактического движения автомобиля; остальное потрачено впустую.

Мировая экономия за счет новых технологий

Недавнее исследование VTT и ANL показывает, что трение в автомобилях можно уменьшить с помощью новых технологий, таких как новые покрытия поверхности, текстуры поверхности, присадки к смазочным материалам, маловязкие смазочные материалы, ионные жидкости и шины с низким коэффициентом трения, накачанные до давления выше обычного.

Трение можно снизить на 10–50% с помощью новых технологий обработки поверхности, таких как алмазоподобные углеродные материалы и нанокомпозиты.Лазерное текстурирование можно использовать для травления микрорельефа на поверхности материала, чтобы направлять поток смазочного материала и внутреннее давление, чтобы уменьшить трение на 25-50% и расход топлива на 4%. Ионные жидкости состоят из электрически заряженных молекул, которые отталкиваются друг от друга, что позволяет дополнительно снизить трение на 25-50%.

В 2009 году в автомобилях по всему миру было сожжено в общей сложности 208 000 миллионов литров топлива только для преодоления трения; это составляет 7,3 миллиона ТДж (тераджоулей) энергии.Теоретически внедрение лучших современных технологических решений во все автомобили мира может сэкономить 348 миллиардов евро в год; лучшие научно проверенные решения, известные сегодня, могут сэкономить 576 миллиардов евро в год, а лучшие решения, которые появятся в течение следующих 10 лет, могут сэкономить 659 миллиардов евро в год.

Реально, однако, можно ожидать, что в течение периода от 5 до 10 лет усиленных действий и мер по разработке продукции позволит сэкономить 117 000 миллионов литров топлива в год, что на 18% меньше нынешнего уровня.Более того, реалистично можно ожидать, что выбросы углекислого газа сократятся на 290 миллионов тонн в год, а экономия финансовых средств составит 174 000 миллионов евро в год в краткосрочной перспективе.

Водители могут влиять на расход топлива

Водитель может существенно повлиять на расход топлива своего автомобиля. Снижение скорости движения на 10%, например от 110 км / ч до 100 км / ч означает экономию топлива на 16%. Более низкие скорости также позволяют увеличить давление в шинах; увеличение с 2 бар до 2.5 бар позволяет снизить расход топлива на 3%.

VTT и ANL рассчитали потери на трение в автомобилях по всему миру, используя метод, который учитывал общий расход сырой нефти и топлива автомобилей, потребление энергии средним автомобилем и энергию, которую средний автомобиль использует для преодоления трения.

Потери на трение учитывались в подсистемах автомобиля — шинах, двигателе, коробке передач, тормозах — а также в его компонентах, таких как шестерни, подшипники, прокладки и поршни.Также учитывались потери на трение в точках трения и смазки.

Процесс сгорания в двигателе с искровым зажиганием с системой двойного впрыска

1. Введение

В настоящее время впрыск является основным решением подачи топлива в двигатели с искровым зажиганием (SI). Системы впрыска топлива отличались разным местом подачи топлива в двигатель. Независимо от сложности системы управления, можно выделить следующие типы систем впрыска топлива:

• впрыск перед дроссельной заслонкой, общий для всех цилиндров — называется Впрыск дроссельной заслонки — TBI или Одноточечный впрыск — SPI (Рисунок 1 a),

• впрыск в отдельные впускные каналы каждого цилиндра — называется Впрыск топлива в порт — PFI или Многоточечный впрыск — MPI (Рисунок 1b),

• впрыск непосредственно в каждого цилиндра, , с прямым впрыском, — DI (рис. 1 c).

Рисунок 1.

Системы впрыска топлива [1]: а) Одноточечный впрыск, б) Многоточечный впрыск, в) Прямой впрыск; 1 — Подача топлива, 2 — Воздухозаборник, 3 — Дроссель, 4 — Впускной коллектор, 5 — Топливная форсунка (или форсунки), 6 — Двигатель

1.1. Историческая справка о применении систем впрыска топлива в двигателях SI

История применения впрыска топлива в двигателях с искровым зажиганием в качестве альтернативы ненадежным карбюраторам восходит к рубежу XIX и XX веков.Первая попытка применения системы впрыска топлива для двигателя с искровым зажиганием была предпринята в 1898 году, когда компания Deutz использовала топливный насос ползункового типа в своем стационарном двигателе, работающем на керосине. Также систему подачи топлива первого самолета братьев Райт 1903 года можно узнать как простую, самотечную, систему впрыска бензина [2]. Внедрение сопла Вентури в карбюратор в последующие годы и различные технологические и материальные проблемы привели к тому, что разработка систем впрыска топлива в двигателях с искровым зажиганием снизилась на два следующих десятилетия.Желание получить лучшее соотношение мощности и рабочего объема, чем значение, полученное с карбюратором, привело к возврату к концепции впрыска топлива. Это привело к тому, что первые двигатели с впрыском бензина использовались в качестве силовой установки перед Второй мировой войной ^и . В авиационной промышленности разработка систем непосредственного впрыска топлива происходила незадолго до и во время Второй мировой войны ^и , в основном благодаря компании Bosch, которая с 1912 года проводила исследования в области топливного насоса высокого давления.Первым в мире SI-двигателем с непосредственным впрыском считается силовой агрегат Junkers Jumo 210G, разработанный в середине 30-х годов прошлого века и использованный в 1937 году в одной из модификаций истребителя Messerschmitt Bf-109 [3].

После Второй мировой войны были предприняты попытки использовать впрыск топлива в двухтактные двигатели для уменьшения потерь топлива в процессе продувки цилиндров. Двухтактные двигатели с искровым зажиганием с механическим впрыском топлива в цилиндр применялись в немецких малолитражках Borgward Goliath GP700 и Gutbrod Superior 600, выпускавшихся в 50-х годах 20 века, но без особого успеха.Четырехтактный двигатель с непосредственным впрыском бензина был впервые применен в стандартной комплектации в спортивном автомобиле Mercedes-Benz 300 SL в 1955 году [4]. Динамичное развитие автомобильной промышленности в последующие годы привело к тому, что проблема загрязнения окружающей среды автотранспортными средствами стала приоритетной. В сочетании с развитием электронных систем и снижением цен на них это привело к отказу от карбюратора как основного устройства в системе подачи топлива двигателя SI в пользу систем впрыска.Изначально системы впрыска представляли собой упрощенные устройства на базе аналоговой электроники либо с механическим или механико-гидравлическим управлением. В последующие годы вошли в употребление более совершенные цифровые системы впрыска. В настоящее время система впрыска объединена с системой зажигания в одном устройстве, а также управляет вспомогательными системами, такими как изменение фаз газораспределения и рециркуляция выхлопных газов. Электронный блок управления двигателем объединен в сеть с другими модулями управления, такими как ABS, антипробуксовочная система и электронная программа стабилизации.Это необходимо для согласования работы вышеуказанных систем.

Последнее десятилетие 20-го века можно считать окончательным закатом карбюратора, устройства, которое около 100 лет доминировало в топливных системах для двигателей с искровым зажиганием. Также было прекращено производство топливных систем с непрерывным впрыском. Из-за последовательного введения все более строгих стандартов на выбросы выхлопных газов центральные системы впрыска уступили место многоточечным системам впрыска даже в самых маленьких двигателях транспортных средств.В конце 90-х на рынке снова появились автомобили с искровым зажиганием и непосредственным впрыском топлива. Это наиболее точный способ подачи топлива. Важное преимущество прямого впрыска состоит в том, что испарение топлива происходит только в объеме цилиндра, что приводит к охлаждению заряда и, как следствие, увеличению объемного КПД цилиндра [5]. В 1996 году японская компания Mitsubishi начала производство двигателя 4G93 GDI объемом 1,8 л для модели Carisma.Новый двигатель имел на 10% больше мощности и крутящего момента и на 20% меньший расход топлива по сравнению с ранее использовавшимся двигателем с системой многоточечного впрыска. На рис.2 представлено поперечное сечение цилиндра двигателя GDI с вертикальным впускным каналом и вид поршня с головкой с характерной чашей.

Рисунок 2.

Характерные особенности двигателя Mitsubishi GDI 4G93 [6]: а) Поперечное сечение цилиндра с заметным движением всасываемого воздуха; б) Поршень с чашей в короне

В последующие годы и другие автомобильные концерны начали применять различные двигатели SI с непосредственным впрыском бензина.Здесь следует упомянуть двигатели D4 Toyota, FSI Volkswagen, HPi Peugeot — группа Citroën, SCi Ford, IDE Renault, CGi Daimler-Benz или JTS Alfa Romeo. Процесс образования гомогенной и слоистой смеси в двигателе FSI представлен на рисунке 3.

Рисунок 3.

Формирование слоистой и однородной смеси в двигателе FSI (Audi AG)

В 2005 году система впрыска D-4S был представлен Toyota Corporation. Эта система впрыска объединяет функции систем MPI и DI.Для него характерно наличие двух форсунок на каждый цилиндр двигателя. Внедрение такой сложной системы впрыска дает увеличение производительности двигателя и снижение расхода топлива по сравнению с двигателями с обоими типами подачи топлива: многоточечной системой и системой прямого впрыска.

1.2. Система двойного впрыска Toyota D-4S

В августе 2005 года Toyota внедрила инновационную систему впрыска топлива в безнаддувный двигатель 2GR-FSE, используемый в спортивном седане Lexus IS350 [7].Этот двигатель отличается очень хорошими характеристиками, умеренным расходом топлива и очень низким уровнем выбросов выхлопных газов. На рынке США Lexus IS350 квалифицируется как автомобиль со сверхвысоким уровнем выбросов [8]. Особенностью двигателя 2GR-FSE является использование двух форсунок на каждый цилиндр. Один из них подает топливо в цилиндр, а второй подает его в соответствующий впускной канал. Расположение форсунок в двигателе показано на рисунке 4.

Рисунок 4.

Поперечное сечение головки блока цилиндров двигателя 2GR-FSE [9]; 1 — топливная форсунка, 2 — форсунка прямого действия

Доля топлива x _DI , подаваемого непосредственно в камеру сгорания, во всей массе топлива зависит от частоты вращения двигателя и нагрузки.При частичной нагрузке масса топлива разделяется на две топливные системы таким образом, что не менее 30% топлива впрыскивается напрямую, что защищает форсунки прямого действия от перегрева.

На основании анализа процесса сгорания было установлено, что для частичной нагрузки двухточечный (на один цилиндр) впрыск топлива вызывает более благоприятное распределение соотношения воздух-топливо в объеме цилиндра, чем в случае, когда вся масса топлива впрыскивается во впускной трубопровод или непосредственно в цилиндр [10].Смесь более однородная. Только вокруг электродов свечи зажигания он немного обогащается по стехиометрическому составу, что сокращает период индукции и положительно влияет на процесс сгорания. На рисунке 5 показаны результаты измерений распространения фронта пламени в камере сгорания 21 ионизационным датчиком для непрямого впрыска (x _DI = 0), прямого впрыска (x _DI = 1) и 30% массы топлива. впрыскивается непосредственно в цилиндр (x _DI = 0.3).

Рисунок 5.

Распространение фронта пламени для различных долей xDI массы топлива, впрыскиваемого в цилиндр

На Рисунке 6 график доли x _DI массы топлива, впрыснутой непосредственно в цилиндр для была представлена ​​вся карта двигателя 2GR-FSE.

Рисунок 6.

Массовая доля топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр для двигателя 2GR-FSE

• Двигатель работает во всем диапазоне оборотов только с непосредственным впрыском топлива при низкой нагрузке, то есть примерно до 0.28 МПа BMEP (среднее эффективное давление в тормозной системе) и для частоты вращения двигателя выше 2800 об / мин, независимо от нагрузки двигателя. Как было сказано выше, в остальной части карты топливо разделено между двумя системами впрыска: прямым и многоточечным.

Применение такой сложной системы впрыска топлива, помимо улучшения кривой крутящего момента, снижает расход топлива двигателем. Карта расхода топлива двигателя 2GR-FSE с отмеченной точкой на наименьшем удельном расходе топлива представлена ​​на рисунке 7.

Рисунок 7.

Карта расхода топлива 2GR-FSE

• Анализируя рисунки 6 и 7, можно заметить, что область карты расхода топлива двигателя с наименьшим удельным расходом топлива, т.е. ≤ 230 г / кВтч, была получена с двойной впрыск топлива. Вышеуказанное значение удельного расхода топлива соответствует общему КПД двигателя, равному 0,356. На современном этапе развития двигателей внутреннего сгорания этот результат можно считать очень хорошим, тем более, что он был достигнут со стехиометрической смесью, без расслоения, свойственного двигателям, работающим на бедных смесях.Использование двух форсунок на цилиндр также позволило убрать дополнительную заслонку, закрывающую один из впускных каналов, используемых в системе Д-4 [11] для каждого цилиндра при работе двигателя на малых оборотах. Удаление заслонки также положительно сказывается на улучшении объемного КПД двигателя с системой двойного впрыска, особенно для более высоких оборотов при полностью открытой дроссельной заслонке.

Одним из компонентов системы D-4S, оказавших большое влияние на улучшение образования топливной смеси в цилиндре, был инжектор прямого впрыска топлива, образующий двойной веерообразный поток.Он был разработан специально для двигателя 2GR-FSE. Модификация формы форсунки для используемого двигателя 2GR-FSE приводит к увеличению степени однородности смеси в цилиндре. Пример визуализации распределения воздушно-топливной смеси в поперечном сечении камеры сгорания, выполненной с помощью Star-CD v.3.150A-tool, был показан на рисунке 8.

Рисунок 8.

Сравнение формирования смесь с использованием обычной форсунки и второй, разработанной для системы Д-4С

• Соотношение воздух-топливо в камере сгорания для смеси, образованной форсункой нового типа, гораздо более выгодно.В этом случае заряд цилиндра неоднороден только на границе камеры сгорания. Вблизи электродов свечи зажигания нет нежелательных изменений в составе смеси.

Форсунка прямого впрыска имеет форсунку в виде двух прямоугольных отверстий размером 0,52 х 0,13 мм. Он работает при давлении от 4 до 13 МПа. Расход топлива при давлении 12 МПа составляет 948 см ³ в минуту. С другой стороны, в системе непрямого впрыска использовались форсунки с 12 отверстиями.Форсунки непрямого действия работают при давлении 0,4 МПа. При этом давлении его расход топлива равен 295 см ³ в минуту.

Таким образом, вопрос о двигателях с искровым зажиганием и системой двойного впрыска топлива очень интересен и, что не менее важно, очень актуален. Это происходит в первую очередь из-за возможности снижения выбросов CO ₂ и токсичных выхлопных газов в атмосферу с использованием топливных систем с двойным впрыском. Как следствие, авторы поставили задачу определить влияние применения топливной системы двойного впрыска на параметры работы двигателя с гораздо меньшим рабочим объемом, чем в случае двигателей массового производства.

Целью исследования было оценить влияние распределения топлива в системе подачи с двойным впрыском на ее производительность и выбросы выхлопных газов в конкретных точках рабочего диапазона двигателя.

2. Объект исследования

• В качестве объекта моделирования и экспериментальных исследований был выбран четырехтактный двигатель с искровым зажиганием типа 2SZ-FE производства Toyota для автомобиля Yaris. Основная часть проделанной работы — стендовые испытания.Имитационные исследования были также выполнены, чтобы понять явления, которые не могли быть определены в ходе экспериментальных исследований, например визуализация впрыска и сгорания или образования выбранных компонентов выхлопного газа. В таблице 1 приведены основные технические данные испытательного двигателя.

Таблица 1.

Основные технические данные двигателя 2SZ-FE

По сравнению с оригинальным двигателем, этот двигатель был значительно переработан.Топливные форсунки высокого давления устанавливались в головку блока цилиндров двигателя, чтобы обеспечить впрыск топлива в камеры сгорания каждого цилиндра. Реализованные форсунки производства Bosch использовались, в частности, в двигателях FSI Volkswagen с непосредственным впрыском бензина. Форсунки устанавливались под углом 68 градусов к вертикальной оси цилиндра, т.е. параллельно оси впускного канала в точке крепления впускного коллектора. Расположение форсунок системы прямой и косвенной подачи топлива представлено на рисунке 9.

Рисунок 9.

Расположение форсунок прямой и косвенной подачи топлива; 1 — Поршень, 2 — Выпускной канал, 3 — Свеча зажигания, 4 — Выпускной клапан, 5 — Впускной клапан, 6 — Непрямая форсунка, 7 — Впускной канал, 8 — Прямая форсунка

Двигатель был установлен на испытательном стенде и соединен с вихретоковым дино. Динамометрический стенд имеет электронную систему измерения и контроля, которую можно подключить к ПК для упрощения сбора данных. Для достижения поставленных целей оригинальный блок управления двигателем был заменен системой управления, которую можно программировать в реальном времени.Такая система имеет возможность управлять системой зажигания, системой впрыска и различными другими системами. Важной особенностью системы является возможность независимого управления временем и синхронизацией впрыска для двух комплектов форсунок и работа в замкнутом контуре с широкополосным датчиком кислорода типа LSU 4.2. Другим устройством, используемым для управления инжектором высокого давления, был пиковый и фиксирующий драйвер, работающий при напряжении около 100 В. Общий вид испытательного стенда представлен на рисунке 10.

Рисунок 10.

Общий вид испытательного стенда [12]; 1 — Двигатель, 2 — ПК, 3 — Программируемая система управления двигателем, 4 — Цифровой осциллограф, 5 — ПК с системой сбора данных, 6 — Привод дроссельной заслонки, 7 — Расход топлива счетчик 8 — Газоанализатор, 9 — Топливный насос высокого давления, 10 — Вихретоковый дино

Схема системы подачи топлива показана на рисунке 11. Системы прямого и многоточечного впрыска были разделены на схеме. Система непрямого впрыска была отмечена синим цветом, система прямого впрыска — красным, а элементы, общие для обеих систем, — зеленым.Массовый расход топлива в прямом и косвенном контурах системы впрыска измерялся гравиметрическим расходомером.

Рисунок 11.

Схема топливной системы; 1 — Топливный бак, 2 — Запорный клапан, 3 — Топливный фильтр, 4 — Подкачивающий насос DI, 5 — Электроклапаны для измерения расхода топлива в DI-контуре, 6 — Регулятор низкого давления DI-контура, 7 — Высокое давление насос, 8 — Регулятор высокого давления DI-контура, 9 — Двигатель, 10 — Форсунка прямого впрыска, 11 — Форсунка прямого впрыска, 12 — Форсунка непрямого действия, 13 — Впускной патрубок, 14 — Распределитель непрямого топливные форсунки, 15 — манометр DI, 16 — топливный насос MPI, 17 — регулятор давления MPI-контура, 18 — расходомер топлива

3.Экспериментальные исследования

В данной работе представлены результаты испытаний двигателя, в ходе которых было изменено распределение топлива между системой непосредственного впрыска и системой распределенного впрыска.

Для каждого испытания поддерживались постоянные моменты впрыска и зажигания, а также стехиометрический состав смеси. Время прямого впрыска было определено в предварительных испытаниях при 281 ° CA перед ВМТ, что означает прямой впрыск топлива во время такта впуска. Также при предварительных испытаниях двигателя давление прямого впрыска топлива было установлено на уровне 8 МПа.Время впрыска для обеих систем подачи топлива было отрегулировано таким образом, чтобы поддерживать стехиометрический состав смеси при различных значениях доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр x _DI .

3.1. Влияние применения системы двойного впрыска на производительность и расход топлива

На основании результатов вышеупомянутых испытаний кривые крутящего момента T и удельного расхода топлива на тормоз BSFC в зависимости от доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр x _DI .На рисунке 12 представлены аппроксимированные параболами кривые крутящего момента и удельного расхода топлива, полученные при открытии дроссельной заслонки 13% и частоте вращения двигателя 2000 об / мин.

Рис. 12.

Кривые крутящего момента и удельного расхода топлива в зависимости от доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр xDI, полученные для открытия дроссельной заслонки 13% и частоты вращения двигателя 2000 об / мин

Для случая, показанного в этом Из рисунка видно, что максимальный крутящий момент и минимальный удельный расход топлива были получены для доли топлива, впрыснутой непосредственно в цилиндр x _DI , равной почти 0.4. Результаты, полученные с этим распределением топлива между системой прямого впрыска и системой впрыска в порт, показывают значительные различия, особенно по сравнению с результатами испытаний, полученными, когда все количество топлива впрыскивается непосредственно в цилиндр.

Кривые крутящего момента и удельного расхода топлива в зависимости от доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр x _DI , полученные при 2000 об / мин и открытии дроссельной заслонки 20%, показаны на рисунке 13.

Рисунок 13.

Кривые крутящего момента и удельного расхода топлива в зависимости от доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр xDI, полученные для открытия дроссельной заслонки 20% и частоты вращения двигателя 2000 об / мин

• Для открытия дроссельной заслонки, равного 20% и частота вращения двигателя 2000 об / мин. Наилучшие результаты по удельному расходу топлива и крутящему моменту наблюдались при соотношении топлива, впрыскиваемом непосредственно в цилиндр, равном 0,62. В описанном случае указанные рабочие параметры двигателя получили существенное улучшение по сравнению с ситуацией, когда все количество топлива впрыскивается во впускные каналы.

На рисунке 14 показаны графики общего КПД двигателя и относительного увеличения общего КПД двигателя Δη _{DI + MPI} для режима двойного впрыска по сравнению с работой с непрямым впрыском топлива, разработанные на основе результатов рисунков 12 и Рис. 13. Кривые, показанные на рис. 14, являются результатом параболической аппроксимации точек, полученных в результате расчетов.

Рис. 14.

Общий КПД двигателя ηtot и относительное увеличение общего КПД двигателя ΔηDI + MPI для работы с двойным впрыском по сравнению с работой с непрямым впрыском топлива

Общий КПД двигателя определяется по формуле (1).Для расчета была принята теплотворная способность бензина W _d = 44 000 кДж / кг [13].

Наибольшее увеличение общего КПД Δη _{DI + MPI} , показанное на рисунке 14, составило 4,58% для первого случая и 2,18% во второй контрольной точке. В первом случае наилучшая эффективность работы наблюдалась при доле топлива, впрыснутой непосредственно в цилиндр, равной 0,62. Во второй ситуации наибольшее улучшение общего КПД двигателя по сравнению с КПД, полученным при непрямом впрыске топлива, имело место, когда доля топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр, равна 0.39.

Анализ результатов показывает, что с помощью системы двойного впрыска можно улучшить крутящий момент, создаваемый двигателем, и, что еще более важно, снизить удельный расход топлива. Это означает повышение общей эффективности.

3.2. Состав выхлопных газов при работе с двойным впрыском

• В ходе описанных выше испытаний двигателя с помощью газоанализатора Arcon Oliver K-4500 измерены объемные концентрации отдельных компонентов выхлопных газов в выхлопном коллекторе. Концентрация оксида углерода CO, диоксида углерода Были исследованы CO ₂ , оксид азота NO, несгоревшие углеводороды HC и дополнительно температура выхлопных газов t _exh .Общая концентрация углеводородов в выхлопных УВ была преобразована газоанализатором в гексан.

На Рисунке 15, зарегистрированном при скорости 2000 об / мин и при открытии дроссельной заслонки 13%, показаны следы объемных концентраций вышеуказанных химикатов и температуры выхлопных газов в зависимости от доли топлива, впрыснутого непосредственно в цилиндр.

Рисунок 15.

Температура и объемные концентрации выбранных компонентов выхлопных газов, полученные при 2000 об / мин с открытием дроссельной заслонки 13%

• Анализ Рисунка 15 показывает, что с увеличением доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в В цилиндре концентрация окиси углерода и углеводородов немного увеличивается, а концентрации окиси азота и двуокиси углерода уменьшаются.Также немного снизилась температура газа, выходящего из цилиндров двигателя. Разница между концентрацией NO для впрыска только во впускной канал и только при непосредственном впрыске в цилиндр невелика и составляет примерно 170 ppm. Концентрация УВ для прямого впрыска при аналогичном сравнении увеличивается несколько больше, но не достигает особо высокого значения — примерно 290 ppm.

• На следующем рисунке 16 показаны записанные при скорости 2000 об / мин и открытии дроссельной заслонки 20% следов температуры и концентраций ранее упомянутых компонентов выхлопных газов.

Рисунок 16.

Графики температуры и концентрации выбранных компонентов выхлопа, полученные при оборотах двигателя 2000 об / мин и открытии дроссельной заслонки 20%

Характер изменения параметров, представленных на рисунке 16, существенно не отличается от наблюдаемых в предыдущем случае.

3.3. Влияние использования системы двойного впрыска на процесс сгорания

Во второй части экспериментальных исследований для частоты вращения двигателя 2000 об / мин, открытия дроссельной заслонки 20% и стехиометрического состава смеси были зарегистрированы формы сигналов указанного давления.Как и в ранее проведенных исследованиях в этих условиях, угол опережения зажигания составлял 14 ° CA перед ВМТ. Измеренное абсолютное давление во впускном коллекторе составило 0,079 МПа. Давление прямого впрыска было установлено на 8 МПа, а угол начала впрыска составлял 281 ° CA перед ВМТ. Доля топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр в режиме двойного впрыска, равнялась 0,62. Для такого значения был зафиксирован минимум удельного расхода топлива для данных условий.

Испытания проводились для определения различий в процессе сгорания в двигателе для непрямого впрыска топлива и для двойного впрыска с заданной долей топлива, впрыскиваемой непосредственно в цилиндр, что обеспечивает минимальный удельный расход топлива.Для этого использовались оптоэлектронный датчик давления Optrand C82255-SP, прикрепленный к специально подготовленной свече зажигания, и угловой инкрементальный энкодер Omron E6B-CWZ3E. Данные с обоих датчиков записывались с помощью портативного ПК с картой National Instruments DAQCard-6062, работающей с приложением, созданным в среде LabView.

Индикаторные диаграммы, полученные для работы только с непрямым впрыском и с использованием системы двойного впрыска, показаны на Рисунке 17.

Рисунок 17.

Сравнение закрытых индикаторных диаграмм для непрямого впрыска и для двойного впрыска с 62% топлива, впрыскиваемым непосредственно в цилиндр, частота вращения двигателя 2000 об / мин, открытие дроссельной заслонки 20%

Увеличенная площадь поверхности графика, отображающего положительную работу цикла двигателя. Пиковое давление сгорания достигло значения 4,23 МПа при 21 ° CA после ВМТ с непрямым впрыском и 4,60 МПа при 19,5 ° CA после ВМТ в режиме двойного впрыска.Таким образом, пиковое давление сгорания при двойном впрыске выше на 0,37 МПа по сравнению с результатом, полученным для впрыска только во впускные каналы. Для более точного определения различий, возникающих по ходу индикаторных диаграмм, указанное среднее эффективное давление IMEP было рассчитано на основе записанных данных соответственно для двух случаев. Применен метод численного интегрирования соответствующих участков графиков рисунка 17. Для обеспечения повышенной точности использовался метод трапеций.

Среднее эффективное давление торможения BMEP было определено по формуле (2) для обеих рассматриваемых топливных систем:

Однако на основе уравнения (3) можно было рассчитать тепловой КПД двигателя в обоих случаях:

Результаты расчетов среднего эффективного давления в тормозах, теплового КПД двигателя и указанного среднего эффективного давления представлены в таблице 2.

Таблица 2.

Сравнение показателей работы двигателя, полученных при многоточечном впрыске топлива и с двойным впрыском топлива

Используя систему двойного впрыска около 2.Было достигнуто увеличение указанного среднего эффективного давления на 6% и увеличение теплового КПД примерно на 3,8% по сравнению с закачкой только во впускные каналы. Эти значения аналогичны значениям, полученным при соответствующем сравнении удельного расхода топлива для рассматриваемых условий работы двигателя. Исходя из этого, можно сделать вывод, что увеличение указанного среднего эффективного давления и теплового КПД показывает улучшенную эффективность сгорания смеси, приготовленной с помощью системы двойного впрыска.Этот факт можно объяснить тем, что моделирование усиливает турбулентность заряда, когда часть топлива впрыскивается непосредственно в цилиндр.

Последним показателем в этой части анализа индикаторных диаграмм является скорость подъема давления dp _c / dα. Кривая зависимости этого параметра от угла поворота коленчатого вала показана на Рисунке 18 для ключевой части индикаторной диаграммы. Скорость повышения давления была принята в качестве основного индикатора возможности возникновения детонационного горения.

Рисунок 18.

Скорость повышения давления в зависимости от угла поворота коленчатого вала, полученная для обеих рассматриваемых топливных систем

• Анализ результатов показывает увеличение скорости повышения давления в случае двойного впрыска. топлива. Пиковая скорость повышения давления составила 0,181 МПа / ° СА для впрыска топлива во впускные каналы и 0,253 МПа / ° СА для двойного впрыска топлива. Увеличение скорости повышения давления не является благоприятным явлением, поскольку оно обеспечивает повышенную нагрузку на коленчатый вал, однако значение, полученное для системы двойного впрыска, невелико.Следует отметить, что возникновение детонации в двигателе с искровым зажиганием характеризуется возникновением пиковых скоростей повышения давления, обычно превышающих 0,5 МПа / ° CA [14].

Второй этап анализа диаграмм давления в цилиндрах, полученных для обеих топливных систем, был сфокусирован на выявлении процесса сгорания смеси. Применен метод анализа индикаторной диаграммы, позволяющий определить массовую долю сгоревшего (MFB) в цилиндре в зависимости от угла поворота коленчатого вала.Этот метод широко описан, среди прочего, в [15].

На рис. 19 показаны кривые массовой доли сгоревшего топлива в зависимости от угла поворота коленчатого вала, полученные для обеих топливных систем. На рисунке 26 линии ординат, соответствующие массовой доле сожженного в цилиндре 0,1 и 0,9, выделены жирным шрифтом. Указанные значения важны из-за процесса сгорания.

Рисунок 19.

Зависимость массовой доли сгоревшего заряда цилиндра от угла поворота коленчатого вала для MPI — подачи топлива и для двойного впрыска топлива (описание в тексте)

Величина угла распространения пламени равна определяется моментом, в течение которого массовая доля сгорания равна 10%, по формуле (4):

Угол быстрого горения Δα _s определяется по формуле (5), как разница между углом 90% массовая доля сгоревшего — α _90% и угол сгорания 10%, массовая доля сгоревшего — α _10% .

• Значения углов, характеризующих процесс сгорания, которые были указаны на рисунке 26, были приведены в таблице 3 соответственно для непрямого впрыска топлива и для двойного впрыска с 62% долей топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр.

Таблица 3.

Значения углов, характеризующих процесс сгорания В случае

при двойном впрыске угол распространения пламени уменьшен с 17 до 16.5 ° CA, и, что более важно, угол быстрого горения уменьшился с 21,3 до 18,9 ° CA. Угол полного сгорания Δα _o , который является суммой двух вышеупомянутых, достиг значений, соответственно, 38,3 ° CA при непрямом впрыске топлива и 35,4 ° CA при двойном впрыске топлива. Это дает уменьшение угла, под которым происходит наиболее важная часть процесса сгорания, на 2,9 ° CA, т.е. примерно на 7,6%. Это, несомненно, является причиной увеличения указанного среднего эффективного давления IMEP и теплового КПД η _th , которые анализировались выше.Сгорание смеси за более короткое время приводит к меньшим тепловым потерям, возникающим в гильзе цилиндра, поскольку в этом случае часть гильзы цилиндра, контактирующая с горячим зарядом, имеет меньшую площадь поверхности.

На рисунке 20 показаны зависимости скорости сгорания заряда dMFB / dα от угла поворота коленчатого вала для двух топливных систем. Скорость сгорания заряда была получена путем дифференцирования массовой доли сгоревшего MFB, показанной на рисунке 19, в зависимости от угла поворота коленчатого вала.

Рисунок 20.

Скорость горения заряда dMFB / dα в зависимости от угла поворота кривошипа для обеих систем впрыска

Скорость горения заряда в большей части периода быстрого горения достигнута выше значения средних 0,54% массы сгоревшего заряда на 1 ° CA для двойного впрыска топлива. Абсолютная разница в скорости сгорания заряда, полученная при двойном впрыске топлива, достигает максимального значения 1,76% от массы на 1 ° CA при 373.5 ° CA. Во второй части периода быстрого горения с непрямым впрыском топлива процесс протекает более интенсивно, но наибольшее влияние на повышение теплового КПД двигателя оказывает увеличение скорости сгорания заряда на первой стадии процесса, т.е. до достижения 50% массовой доли сгорел [16].

Таким образом, приведенные выше соображения представляют собой подтверждение положительного влияния использования системы двойного впрыска на процесс сгорания для предполагаемых условий работы двигателя.Результатом такого взаимодействия является улучшение показателей работы двигателя, таких как, среди прочего, Указанное среднее эффективное давление IMEP и тепловой КПД η _th , значения которых имеют прямое влияние на общий КПД двигателя η _до .

4. Моделирование работы тестового двигателя КИВА-3В 2SZ-FE

Проведенное моделирование было сфокусировано на определении и сравнении различий в процессе сгорания в цилиндрах двигателя, работающего как с левым, так и с двухканальным двигателем. -впрыск топлива в условиях, аналогичных имеющимся при экспериментальных исследованиях.

Для определения явлений, происходящих в цилиндре, было проведено компьютерное моделирование в программе KIVA-3V. Используемая для трехмерного моделирования процессов в двигателях внутреннего сгорания программа КИВА-3В учитывает физико-химические явления, возникающие при формировании смеси и ее сгорании [17,18]. Программа учитывает движение капель топлива и их распыление в воздухе с использованием стохастической модели впрыска.

КИВА-3В имеет возможность моделировать работу двигателя на разных видах топлива.В описываемой работе в качестве топлива использовался углеводород с химической формулой C ₈ H ₁₇ . Можно видеть сходство с октаном (C ₈ H ₁₈ ), однако это вещество имеет более сопоставимые пропорции углерода и водорода в молекуле с бензином, чем октан. Поэтому его можно рассматривать как особый вид однокомпонентного бензина. Топливо C ₈ H ₁₇ окисляется по реакции (7).

Окисление топлива, описываемое химическим уравнением (1), представляет собой базовую химическую реакцию, которая происходит во время моделирования в программе KIVA-3V.Остальные процессы, важные для моделирования, происходят в соответствии с формулами (8) — (10).

Набор реакций (2) — (4) описывает так называемый тепловой механизм образования оксида азота, который происходит при высоких температурах, например в условиях, возникающих в камере сгорания двигателя. От имени русского ученого Якова Борисовича Зельдовича, описавшего этот механизм, в литературе его часто называют расширенным механизмом Зельдовича.

Подготовка к моделированию включала создание сетки одного из цилиндров двигателя и модификацию исходного кода KIVA-3V, чтобы можно было моделировать работу с обоими топливными форсунками одновременно, что в базовой версии программы невозможно. Расчетная сетка была построена на основе результатов предыдущих положительно проверенных решений в этом вопросе. Сетка состоит из цилиндра 35 горизонтальных слоев. 21 слой равной толщины приходится на 81% хода поршня, начиная с нижней мертвой точки.Остальные 14 слоев вокруг верхней мертвой точки были сконцентрированы для получения более выгодных условий моделирования процесса горения, который там происходит (камера сгорания). Сетка цилиндра имеет размеры в поперечном сечении соответственно 38 x 34. Она дает вместе около 45000 ячеек во всем объеме цилиндра.

Использованная в исследовании модель двигателя была разработана на основе имеющихся технических данных двигателя 2SZ-FE. Размеры, необходимые для создания сетки, особенно головки цилиндров и подъема клапанов, были получены путем прямого измерения элементов модифицированного двигателя.

4.1. Начальные и граничные условия для моделирования

В обоих случаях моделирования, с непрямым впрыском топлива и двойным впрыском топлива в обоих условиях моделирования, таких как происходящие во время исследования, результаты которого представлены на рисунке 14, были сохранены. В случае моделирования двигателя с двойным впрыском топлива все количество топлива было разделено между системами непрямого и прямого впрыска, так что доля прямого впрыска x _DI была равна 0.62. При этой доле двигатель получил наилучшее значение общего КПД. Список важнейших допущений и подмоделей, использованных при моделировании, был представлен в таблице 4, соответственно, для непрямого и двойного впрыска топлива.

Таблица 4.

Список важнейших допущений и подмоделей, используемых в симуляциях

4.2. Сравнение выбранных результатов моделирования для обеих топливных систем.

На рис. 21 показаны зависимости давления в цилиндре p _c от объема цилиндра в случае непрямого впрыска топлива и при работе с системой двойного впрыска.

Рисунок 21.

Кривые давления в цилиндре как функция объема цилиндра для обеих топливных систем: MPI и DI + MPI

На рисунке 22 показано изменение массы топлива в зависимости от угла поворота коленчатого вала. для обеих рассмотренных систем впрыска.

Рис. 22.

Изменение массы топлива в зависимости от угла поворота коленчатого вала для работы двигателя с системой двойного впрыска и с впрыском топлива в порт

В случае впрыска топлива только во впускной канал в За рассматриваемый период времени в цилиндре существуют только пары топлива. При использовании системы двойного впрыска топливо, впрыскиваемое непосредственно в цилиндр, полностью испаряется до момента воспламенения. Этот факт представлен на графике достижением нуля кривой зеленого цвета (масса жидкого топлива) и максимумом кривой синего цвета (масса паров топлива), который имеет место примерно на 120 ° CA перед ВМТ, в то время как момент зажигания в моделировании был принят равным 14 ° CA.

Момент импульса заряда K _tot является показателем интенсивности завихрения и завихрения в цилиндре, которые влияют на интенсивность испарения топлива, его распространение в объеме цилиндра и, следовательно, на скорость пламя распространилось. Следы полного углового момента заряда цилиндра показаны на рисунке 23.

Рисунок 23.

Полный угловой момент заряда Ktot в зависимости от угла поворота коленчатого вала для обеих рассматриваемых топливных систем

воздействие струи топлива, впрыснутого непосредственно в цилиндр, на заряд.В случае двойного впрыска топлива угловой момент в процессе впуска и сжатия достигает значений больше, чем в случае впрыска топлива только во впускной канал. Усиление турбулентности заряда цилиндра, несомненно, оказывает важное влияние на улучшение процесса сгорания и, таким образом, на увеличение крутящего момента двигателя.

На рисунке 24 массовая доля углеводородов HC, монооксида углерода CO и оксида азота NO в цилиндре показана как функция угла поворота коленчатого вала для непрямого впрыска и для двойного впрыска топлива.

Рисунок 24.

Массовая доля HC, CO i NO в цилиндре в зависимости от угла поворота коленвала для обеих систем подачи топлива

На основании анализа графиков, представленных на рисунке 24, можно сделать вывод, что Есть некоторые различия в образовании окиси углерода CO, углеводородов HC и окиси азота NO в зависимости от рассматриваемой системы впрыска. После завершения сгорания в цилиндре двигателя, работающего с непрямым впрыском топлива, CO и NO немного больше, чем в случае, когда количество топлива разделено между двумя системами впрыска.При впрыске топлива двумя форсунками доля несгоревших углеводородов выше, чем при непрямом впрыске. Разница составляет около 80 ppm, так что это не является существенным недостатком.

На рисунке 25 показано распределение массовой доли топлива в продольном сечении цилиндра на такте впуска для каждой рассматриваемой топливной системы.

Рисунок 25.

Распределение массовой доли топлива в продольном сечении цилиндра на такте впуска для непрямого впрыска топлива (а) и для двойного впрыска (б) угол поворота коленвала — 250º CA перед ВМТ

Поток топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр двигателя, хорошо виден на рисунке 25b.

Распределение массовой доли гидроксильных радикалов ОН в продольном сечении цилиндра при угле поворота коленчатого вала 5 ° перед ВМТ, полученное в результате моделирования для обеих топливных систем, показано на рисунке 26.

Рисунок 26.

Распределение массовой доли гидроксильных радикалов ОН в продольном сечении цилиндра при угле поворота коленчатого вала 5º перед ВМТ, полученным путем моделирования с впрыском топлива в порт (а) и с двойным впрыском топлива (б)

• На основе Анализируя рисунок 26, можно сделать вывод, что сгорание развивается на начальной стадии значительно быстрее, когда смесь формируется двумя форсунками на цилиндр.

• Распределение температуры в цилиндре при угле поворота коленвала 24 ° после ВМТ показано на рисунке 27 для обеих рассматриваемых топливных систем.

Рисунок 27.

Распределение температуры в цилиндре при угле поворота коленвала 24 ° после ВМТ для распределенного впрыска топлива (а) и двойного впрыска топлива (б)

4.3. Сводка результатов моделирования

Проведенное моделирование двигателя, работающего с впрыском топлива только во впускной коллектор и двойным впрыском топлива, дало следующие выводы:

• Получение при двойном впрыске топлива той же смеси Состав, возникший при непрямом впрыске, требует немного большего количества топлива.Этот факт указывает на улучшение объемного КПД двигателя, работающего с двойным впрыском, в этих условиях моделирования. Такой же эффект был получен при экспериментальных испытаниях,

• Впрыск топлива в цилиндр во время такта впуска вызывает усиление движения заряда. Мерой этого процесса является увеличение общего углового момента заряда на такте впуска. Это благоприятное явление положительно влияет на образование горючей смеси и горение.

• Было замечено, что при двойном впрыске вся масса топлива испаряется на 100 ° CA до момента воспламенения. Следовательно, время, необходимое для создания как можно более однородной смеси в этом случае, сравнительно велико. Этим объясняется несколько повышенный выброс УВ при работе с двойным впрыском топлива в экспериментальных испытаниях.

• Для двойного впрыска топлива пиковое давление сгорания выше примерно на 6% по сравнению со значением давления, полученным для впрыска топлива только во впускной коллектор.Средняя скорость повышения давления dp _c / dα от момента зажигания до достижения пикового давления при двойном впрыске топлива, составляющего 0,16 МПа / ° CA, немного выше, чем в случае впрыска топлива в порт — 0,15 МПа. / ° CA. Характер этих отличий очень похож на результаты, полученные на испытательном стенде.

• Цикл двигателя с двойным впрыском топлива характеризуется приблизительно на 3% более высоким значением указанного среднего эффективного давления, чем для двигателя с многоточечным впрыском топлива.Увеличение ИМЭП также было достигнуто в экспериментах.

В заключение, результаты, полученные в ходе моделирования, стали важным дополнением к результатам экспериментальных испытаний.

5. Выводы

По результатам проведенных исследований можно сделать следующие выводы:

• Результаты вычислительной части работы сходятся с результатами экспериментальных исследований. Это подтверждает правильность конструкции модели и указывает на возможность ее дальнейшего использования.

• При использовании топливной системы с двойным впрыском в проанализированных условиях эксплуатации двигателя было получено увеличение общего КПД на несколько процентов, что в нынешнем состоянии развития двигателей внутреннего сгорания является важной ценностью. Этот факт однозначно указывает на желательность проведения исследований по рассматриваемым вопросам.

• Анализ индикаторных диаграмм, зарегистрированных для работы с непрямым впрыском топлива и двойным впрыском топлива, выявил увеличение указанного среднего эффективного давления и улучшение теплового КПД двигателя при двойном впрыске топлива.

• Существенных изменений в составе ОГ вместе с изменением доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндры, не произошло. По сравнению со значениями, полученными для непрямого впрыска топлива, при увеличении доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр, происходит снижение концентрации оксида азота с небольшим увеличением концентрации оксида углерода и углеводородов.

• С точки зрения общего КПД оптимальное значение доли топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндр, растет при увеличении нагрузки двигателя при заданной частоте вращения,

6.Будущее системы двойного впрыска

С учетом результатов описанных выше тестов авторы могут представить темы для дальнейших исследований, связанных с данной темой:

• Анализ применения описанной топливной системы для образования стратифицированных бедных смесей. ,

• Изучение влияния применения системы двойного впрыска на рабочие параметры двигателя, сжигающего квазиоднородные бедные смеси,

• Оценка влияния применения формовочной смеси по распылению -управляемая модель по рабочим параметрам двигателя с двойным впрыском топлива

Что касается концепции компании Toyota, то у системы впрыска D-4S, похоже, есть будущее.Помимо упомянутого во введении 2GR-FSE, после 2005 года система D-4S используется в 4,6-литровых двигателях 1UR-FSE, а также в 5,0-литровых двигателях V8 2UR-FSE и 2UR-GSE, устанавливаемых на различные автомобили Lexus [19]. С 2012 года четырехцилиндровый двигатель Subaru с оппозитными поршнями FA20, используемый в автомобилях Toyota GT86 / Scion FS-R и называемый 4U-GSE, также оснащен системой двойного впрыска топлива D-4S.

Сокращения и обозначения

α — угол поворота коленвала, [°]

α _th — открытие дроссельной заслонки, [%],

ε — скорость рассеивания кинетической энергии турбулентности

α _10% –угол сожженной 10% массовой доли, [º CA]

α _90% –угол сожженной 90% массовой доли, [º CA]

α _ign — угол воспламенения, [º CA]

Δα _o — угол полного сгорания, [º CA]

Δα _r — угол распространения пламени, [° CA]

Δα _с — угол быстрого горения, [° CA]

Δη _{DI + MPI} — увеличение общего КПД, [%]

η _th — тепловой КПД двигателя, [-]

η _tot — общий КПД двигателя, [-]

ABS — Антиблокировочная тормозная система,

BDC — нижняя мертвая точка,

BMEP — среднее эффективное давление тормоза, [МПа]

BSFC — удельное топливо для тормозов Расход, [г / кВтч]

BTDC — до верхней мертвой точки,

CA — угол поворота коленчатого вала,

CGI — стратифицированный впрыск бензина с наддувом — система прямого впрыска Daimler,

D-4 — 4-тактный бензин с прямым впрыском двигатель — непосредственный впрыск топлива Toyota,

D-4S — 4-тактный бензиновый двигатель с непосредственным впрыском Superior version — система двойного впрыска Toyota,

DI – Direct Injection

dMFB / dα — скорость сгорания заряда, [% массы / ° CA]

dp _c / dα — скорость повышения давления, [МПа / °]

FSI — Fuel Stratified Injection — система непосредственного впрыска Volkswagen,

G _e — топливо расход, [кг / ч]

GDI — Gasoline Direct Injection — система прямого впрыска Mitsubishi,

HC — доля углеводородов, [ppm]

HPi — Haute Pression d’Injection — система прямого впрыска Peugeot — группа компаний Citroën ,

IDE — Сущность прямого впрыска — d система прямого впрыска Renault,

IMEP — указанное среднее эффективное давление, [МПа]

JTS — Jet Thrust Stoichiometric — система прямого впрыска Alfa Romeo,

k — кинетическая энергия турбулентности,

K _tot — угловой момент заряда, [г см ² / с]

MFB – Сожженная массовая доля, [-]

MPI – Multipoint Injection,

n — частота вращения двигателя, [об / мин]

N _c — тепловой поток от сгорания бензина в двигателе, [кВт]

N _i — указанная мощность, [кВт]

p _c — давление в цилиндре, [МПа]

ПК — персональный компьютер,

PFI — впрыск топлива,

об / мин — оборотов в минуту,

SCi — Smart Charge Injection — система прямого впрыска Ford,

SI — искровое зажигание,

SPI — одноточечный впрыск,

т _exh –Температура выхлопных газов, [° C]

T — крутящий момент двигателя, [Нм]

TBI — впрыск дроссельной заслонки,

ВМТ — верхняя мертвая точка,

V _c — объем цилиндра, [см ³ ]

V _ss — объем двигателя , [dm ³ ]

W _d — теплотворная способность бензина, [кДж / кг]

x _DI — доля топлива, впрыскиваемого непосредственно в цилиндры двигателя в общем количестве топлива, [- ],

ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВПРЫСКА НА РАБОЧИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И РАСХОД ТОПЛИВА В БЕНЗИНОВОМ ДВИГАТЕЛЕ С ПОРТОВЫМ ВПРЫСКОМ ИСПЫТАНИЕМ И ТЕОРЕТИЧЕСКИМИ МЕТОДАМИ

1 TOME VI (2008 год), ЧАСТЬ 2, (ISSN) ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВПРЫСКА ПО ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫМ И ТЕОРЕТИЧЕСКИМ МЕТОДАМ F.ОММИ 1, Э. МОВАХЕДНЕЖАД 2, К. НЕКОФАР 3 1, 2 ИНЖЕНЕРНЫЙ ФАКУЛЬТЕТ, УНИВЕРСИТЕТ ТАРБИАТ МОДАРЕС, ТЕГЕРАН, ИРАН 3 ИРАНСКОЕ КОСМИЧЕСКОЕ АГЕНТСТВО, ТЕГЕРАН, ИРАН РЕФЕРАТ: Для двигателей с искровым зажиганием известен процесс подготовки топливно-воздушной смеси оказывать значительное влияние на производительность двигателя и выбросы выхлопных газов. Структура аэрозольного баллона форсунки влияет на процесс приготовления смеси и сильно влияет на последующие характеристики сгорания двигателя в широком диапазоне рабочих условий в бензиновых двигателях с распределенным впрыском.В этой статье был смоделирован одномерный, нестационарный, многофазный поток для изучения процесса образования смеси во впускном коллекторе бензинового двигателя с впрыском в порт. Кроме того, было проведено экспериментальное исследование для характеристики механизма разрушения и характеристик распыления обычного инжектора с несколькими отверстиями, используемого в двигателе. Распределение капель по размеру и скорости, а также объемный поток характеризовались системой PDA. Одномерный воздушный поток и поток стенки топливной пленки и двумерный поток капель топлива были смоделированы, и это включает в себя эффекты обратных потоков смеси из цилиндра в порт.В результате получаются прогнозы, которые дают подробную картину свойств топливовоздушной смеси вдоль впускного канала. Было проведено сравнение характеристик впрыска форсунок с несколькими отверстиями и их влияния на свойства многофазного потока при различных давлениях и температурах топлива. В соответствии с настоящим исследованием было обнаружено, что форсунка производит более мелкую струю с широким углом распыления при более высоких давлениях и температурах топлива, что улучшает характеристики топливно-воздушной смеси во впускном канале.Более высокие значения температуры топлива также создают оптимальные условия для выхлопных газов и производительности. КЛЮЧЕВЫЕ СЛОВА: выброс выхлопных газов, система КПК, бензиновый двигатель 1. ВВЕДЕНИЕ Стремление к увеличению экономии топлива в сочетании с жесткими требованиями к выбросам в настоящее время вынудило автомобильную промышленность внести существенные изменения в конструкцию и работу бензиновых двигателей. Подготовка смеси предшествует всем остальным процессам в двигателе, измеряя окружающий воздух и топливо и формируя смесь, которая удовлетворяет требованиям двигателя в течение всего его рабочего режима, и, как результат, оказывает доминирующее влияние на последующий процесс сгорания и управление двигателем. расход топлива, выходная мощность, выбросы выхлопных газов и другие рабочие характеристики.Процесс образования смеси в современных автомобильных бензиновых двигателях начинается с того, что жидкое топливо вводится во впускной канал и одновременно дозируется инжектором бензинового порта. За этим следует одновременная передача тепла, массы и количества движения между сильно турбулентным и пульсирующим потоком воздуха и брызгами жидкого топлива в ограниченном пространстве. Капли топлива выходят со средним размером, скоростью и разными траекториями, которые определяют эффективность прицеливания. Все эти характеристики распыления определяются конкретной конструкцией инжектора и режимом работы 39

2 условия [1].Многие параметры распыления, включая дозирование топлива, характеристики распыления, наведение и изменчивость от импульса к импульсу, напрямую влияют на характеристики двигателя [2]. Оптимизированное пространственное распределение топлива играет ключевую роль в уменьшении прикрепления топливных стенок и, таким образом, улучшении переходных характеристик двигателя и сокращении выбросов углеводородов (УВ), что в значительной степени определяется конструкцией форсунки и геометрией впускного канала. Лучшее понимание характеристик распыления порт-форсунки очень важно для согласования параметров распыления с различными режимами работы двигателя.В результате наблюдается взрывной рост публикаций об исследованиях по распылителям порт-форсунок [3-7]. Senda et al. [8, 9] исследовали механизм распыления при различных противодавлениях, а именно атмосферном давлении. Было обнаружено, что когда жидкое топливо впрыскивается в окружающую среду с противодавлением ниже давления равновесия, то есть давления насыщенного пара, процесс распыления заметно усиливается из-за явления мгновенного кипения испарения. Цюань Чжао (Quan Zhao, 1995) сообщил об исследовании разбрызгивания обычного инжектора и инжектора с воздушным кожухом, а общие структуры брызг этих двух типов форсунок были визуализированы в установившихся и переходных условиях при различных давлениях впрыска топлива.Результаты показали важность соответствия характеристик распыления и параметров двигателя [1]. За прошедшие годы был проведен ряд исследований, касающихся процессов приготовления смеси как в карбюраторных, так и в топливных двигателях с искровым зажиганием, с использованием одномерного подхода. Однако в большинстве предыдущих исследований либо пренебрегали взаимодействием между испарением капель, температурой газовой и жидкой фазы потока жидкости и изменением частиц, либо пренебрегали переходным процессом или пренебрегали потоком пленки жидкости на стенке.Ганг Чен (1996) разработал одномерный, нестационарный, многокомпонентный, многофазный поток для изучения процесса образования смеси во впускном коллекторе бензинового двигателя с впрыском в порт [10]. В этой статье сообщается об экспериментальном исследовании характеристик разбрызгивания и впрыска обычного топливного инжектора с несколькими отверстиями для применений в 8-клапанных двигателях с многоточечным впрыском топлива. Общая структура струи из этой форсунки была измерена в установившихся условиях при различных давлениях впрыска топлива и температурах топлива и охарактеризована с помощью метода фазовой доплеровской анемометрии (PDA).Кроме того, была подготовлена ​​модель 4-цилиндрового двигателя с многоточечным впрыском топлива (XU7JP-L3) с использованием гидродинамического кода (WAVE) от всасываемого воздуха к корпусу дроссельной заслонки и к выхлопным газам из глушителя. С помощью этого кода был смоделирован одномерный, нестационарный, многофазный поток во впускном канале для изучения процесса смесеобразования в канале, включая эффекты обратного потока смеси из цилиндра в порт, и для определения влияния давления и температуры топлива на свойства смеси. . Модель состоит из трех основных частей: модели газовой фазы, модели жидкой пленки и модели капель топлива.Были разработаны одномерные модели потока воздуха и стенок топливной пленки, а также двухмерная модель потока капель топлива. В результате получаются прогнозы, которые дают подробную картину свойств топливовоздушной смеси вдоль впускного канала. Модель определяет влияние каждого параметра, такого как давление топлива и температура топлива, на конечную смесь и показывает интерактивное влияние трех фаз смеси во время процесса. Модель помогает понять поведение многофазного потока во впускном отверстии и может дать рекомендации по достижению более эффективной, чистой и плавной работы двигателя.2 МЕТОДИКА ЭКСПЕРИМЕНТА Экспериментальная техника, использованная в данной работе, представляет собой базовую лазерную технику. Для получения подробной количественной информации о спреях использовалась двухкомпонентная фазовая доплеровская анемометрия (PDA) для одновременного измерения скорости и размера капель, а также объемного потока. Инжектор имеет боковую подачу и помещен в бесшумный герметичный цилиндр, через который канистры питают инжектор. Точки измерения были установлены на выпускном сопле, на 100 мм ниже по потоку, так как нацеленная точка распыления находилась на 00 мм ниже по потоку от впускного клапана.В настоящем исследовании измерение проводится максимум для 1500 капель в течение 15 секунд. 40

3 Это обеспечило повторяемость результатов характеристик распыления. Вода использовалась для подачи в инжектор для визуализации процесса разбрызгивания и распыления. Давление впрыска топлива и температура топлива менялись в диапазоне от 200 до 500 (200, 300, 400 и 500) кПа и в диапазоне от 25 до 70 ° C; соответственно.Учитывая разницу между физическими свойствами воды и бензина, были использованы поправочные коэффициенты для преобразования результатов измерений для воды в бензин. Модель инжектора представляет собой обычный инжектор с шаровым клапаном и несколькими отверстиями с тремя соплами на выходе. На рис. 1 показаны результаты визуализации распыления, вызванного форсункой базового состава с несколькими отверстиями, который имеет три квадратных выходных измерительных отверстия для создания трех распылительных форсунок. В этой форсунке после открытия клапана основной поток топлива проходит через форсунку, сталкивается с пластиной с тремя отверстиями и разделяется на три форсунки.Рис. 1: a) Геометрия форсунки форсунки (справа) b) Распыление в модели форсунки (слева) Распределение вертикальной скорости капли на 100 мм ниже по потоку для P = 300 кПа и T = 250 C показано на рисунке 2. три зоны с высокой скоростью, которые представляют собой три отдельные струи в форме струи, как показано на рисунке 1. Среднее значение более мощной струи примерно в два раза больше, чем у более слабой. Рис.2: Распределение скорости капель (м / с) на 100 мм ниже по потоку и 300 кПа, 25 ° C Рис.3: Распределение среднего диаметра капель (микрон) на 100 мм ниже по потоку и 300 кПа, 25 ° C На рис.3 показан средний диаметр распределение капель в микронах.Согласно этому рисунку, капли с меньшим средним диаметром помещаются в центр конуса распыления, и диаметр увеличивается по радиусу. Частотная диаграмма диаметра капель показана на Рисунке 4. Частота Диаметр Рисунок 4: Частотная диаграмма среднего диаметра капель

4 Таблица 1: Характеристики впрыска при различном давлении топлива для 25 c Давление топлива (кПа) Начальная средняя скорость (м / с) Средний диаметр (микрон) Скорость впрыска (кг / час) Угол конуса распыления Таблица 2: Характеристики впрыска при различных температура топлива при давлении топлива 3 бара Температура топлива (c) Начальная средняя скорость (м / с) Параметры впрыска e.г. средний диаметр (SMD), скорость и угол конуса распыления при различных давлениях и температурах должны быть указаны, поскольку они требуются для моделирования впрыска и испарения. Эти результаты показаны для различных давлений топлива и температур топлива на выходе из сопла в таблицах 1 и 2 соответственно. 3. ФИЗИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ После впрыска поток капель происходит во впускном отверстии, геометрия которого показана на рисунке 5. По мере того, как группа капель перемещается в потоке горячего газа, она замедляется или ускоряется в зависимости от рабочих условий.При этом начинается испарение капель. Предполагается, что по мере того, как капли движутся к концу трубы, некоторые из неиспарившихся капель сталкиваются с изгибом стенки впускного отверстия, образуя поток осаждения капель. Благодаря теплопередаче от стены и воздушного потока пленка жидкости постоянно испаряется. Вышеописанные процессы влияют на состояние газа, то есть поток газа может быть задержан, Рис. 5: геометрия впускного канала увеличена, охлаждается и обогащается компонентами паров топлива.Изменения свойств газовой фазы, в свою очередь, влияют на динамику и испарение капель, которые впоследствии закачиваются [10]. Wave — это компьютерный код для анализа динамики волн давления, массовых потоков и потерь энергии в различных системах и машинах. Он обеспечивает полностью интегрированную обработку зависящей от времени гидродинамики и термодинамики с помощью одномерных формулировок. Базовая модель двигателя представляет собой зависящее от времени моделирование процессов в цилиндре, основанное на решении уравнений для массы и энергии в соответствии с двухзонной моделью сгорания, в которой цилиндр разделен на две области: несгоревшую зону и зону сгорания, которые имеют общую общее давление.Уравнение массы учитывает изменения массы цилиндра из-за потока через клапаны и из-за впрыска топлива. Отдельный учет ведется для потоков воздуха, парообразного топлива, жидкого топлива и продуктов сгорания. Предполагается, что жидкое топливо имеет массу, но занимает очень небольшой объем (очень высокая плотность по сравнению с газами). Уравнение энергии основано на первом законе термодинамики и приравнивает изменение внутренней энергии газов в цилиндрах к сумме потоков энтальпии в камеру и из нее, теплопередачи и работы поршня.Для несгоревшей зоны в двухзонном описании уравнение энергии выглядит следующим образом: mu1uu1 mu0uu0 + mu1ru1-pvu0 + qu- Δ muihui = 0 (1) Аналогично, для сгоревшей зоны это: mb1ub1 mb0ub0 + mb1rb1tb1-pvb0 + qb + Δ mbih = 0 (2) При условии ограничения объемы несгоревшей и сгоревшей зон суммируются с общим объемом цилиндра: mu1ru1tu1 + mb1rb1tb1 PVC = 0 (3) 42

5 Последние три уравнения представляют собой полный набор и решаются с использованием метода итераций Ньютона Впрыск топлива Этот код прогнозирует распределение распыления, испарение капель и образование и перенос топливной пленки вдоль впускного отверстия с использованием различных моделей форсунок и управляющих уравнений переноса и испарения капель.WAVE содержит две разные модели испарения жидкого топлива: модель только в цилиндре и комплексную модель испарения распылением топлива, которая прогнозирует испарение жидкости по всей сети потоков. Первая общая модель распыления топлива предсказывает испарение топлива только в цилиндрах двигателя. Эта модель позволяет жидкому топливу испаряться до давления насыщенного пара, при котором испарение прекращается. Если условия в цилиндре изменяются так, что давление насыщенных паров снижается ниже текущего давления паров топлива в цилиндре, топливо снова конденсируется в жидкую форму.Скорость испарения жидкого топлива рассчитывается путем определения среднего диаметра капли топлива (SMD) и характерного времени испарения τ eva в соответствии с приведенным ниже уравнением: dmv (ml mv) = (4) dt τeva, где ml — жидкое топливо, а mv — масса паров топлива. τ eva — фактор времени, рассчитанный на основе баланса энергии между окружающим воздухом и жидким топливом и предположением, что передаваемое тепло является частью доступной энергии. Комплексная модель распыления топлива Комплексная модель распыления топлива предсказывает движение распыления жидкого топлива и его испарение.Он также включает более подробное рассмотрение испарения в цилиндре. Согласно измерениям Hiroyasu, Arai and Tabata (1989) для форсунок низкого давления, средний диаметр d32 по Заутеру можно коррелировать как [3]: μ Re (f ρ SMD = 4,12d We) (f сопла) (5) μg ρg, где dnozz — диаметр сопла, μf и μg — динамическая вязкость топлива и газа, соответственно, Re — число Рейнольдса, We — число Вебера. Предполагается, что капли в аэрозоле имеют неравномерное распределение по размерам в функции, предложенной Розином и Раммлером (1933). Динамика капель Во время проникновения аэрозоля на капли действует сила сопротивления со стороны окружающих газов, которая стремится к уменьшить относительную скорость между каплей и потоком газа.Из Второго закона Ньютона (Берд и др., 2002) уравнение имеет следующий вид: 2 duf 1 πd mf = CDρg ug uf (ug uf) (6) dt 2 4 Где d — диаметр капли, ug и uf — скорости газового потока и капли жидкого топлива соответственно. Коэффициент аэродинамического сопротивления CD определяется Чой и Ли (1992), как показано ниже: 0,37 C D = 2,3Re (7) 3,4. Испарение капель Скорость испарения капель определяется Бердом (2002): ρdab * ω = sh ln (1 + Bm) (8) d, где d — диаметр капли, DAB — коэффициент диффузии газа, Sh * — безразмерное число Шервуда, и Bm — число массопереноса.Число массопереноса BM равно: Yfs Yf B M = (9) 1 Yfs, где Yfs и Y f — массовые доли паров топлива на поверхности капли и в окружающей среде соответственно. Тепловой поток, доступный для нагрева капли, равен: cpf d (T ξ m) cp (T TS) mf = ω L v (10) πd 2 dt BM 43

6, где T — температура окружающей среды, а ξ — поправочный коэффициент, учитывающий влияние испарения на теплопередачу.(Абрамзон и Сириньяно, 1989 г.) Температура газовой фазы рассчитывается по правилу одной трети (см. Yuen and Chen 1976): TG = TS + (T TS) / 3 (11) 3.5. Удар по стенкам распылителя В системе двигателя распыление жидкого топлива может попадать на твердые стенки, а также на гладкие боковые стенки в каналах, коллекторах и цилиндрах. Сама программа может найти место столкновения, и с заданным углом конуса распыления топлива и углом падения, она может оценить номинальную площадь, покрытую углом конуса распыления, исходя из геометрии воздуховода.Для каждого места столкновения предполагается, что вероятность столкновения и вероятность прохождения будут пропорциональны площади стены, покрытой брызгами, и площади поперечного сечения потока ниже по потоку. При открытии выпускного клапана капли из цилиндра могут попадать в выхлопную трубу. Предполагается, что капли равномерно распределены внутри цилиндра. Существует широкий диапазон режимов соударения со стенкой распылителя, которые были определены как адгезия, отскок, распространение и разбрызгивание.Результаты столкновения зависят от условий падающей капли: скорости капли, ее размера и температуры, угла падения, температуры стенки, шероховатости поверхности, толщины пленки стенки и свойств жидкости, таких как вязкость и поверхностное натяжение. Динамика пленки. На пленку действуют две разные силы. топливная пленка. Со стороны газа поток газа имеет тенденцию заставлять пленку двигаться в том же направлении. Со стороны стены вязкое трение имеет тенденцию противодействовать движению пленки. Баланс сил на пленке дает уравнение движения пленки: du fm ρ f δ = τ g τ w + τimp dt τ g = 1 fρ g (ugu fs) ugu (12) fs 2 um pu fm t τ w = 2μ f τimp = δ AΔt В этом уравнении τ g, τw и τimp — это движущая сила со стороны газа, вязкое напряжение со стороны стенки и источник импульса на единицу площади пленки из-за удара соответственно.(Берд и др., 2002), где ufs — скорость поверхности пленки, а коэффициент трения ρ является функцией числа Рейнольдса потока газа. μ f, ufm и δ — динамическая вязкость топлива, средняя скорость пленки и толщина пленки соответственно. Также mp — это масса, преобразующаяся в пленку в данном частичном объеме в течение определенного интервала времени, а Ut — тангенциальный компонент скорости капли. Испарение пленки. Скорость испарения пленки определяется как (см. Bird et. Al., 2002) ω = h DBM, где hd — коэффициент массообмена, а BM — число массообмена, как описано выше.Для пристенной пленки уравнение энергии описывается следующим образом: d (T ρ δ fm) k (= ξ ω) () f T Tfs fc pf h T Tfs hv (13) dt δ где h и Kf — коэффициент теплопередачи и теплопроводность жидкого топлива. Члены в правой части уравнения — это скорость теплопередачи от газа к топливной пленке на газовой стороне, скорость теплопередачи, используемая для испарения, и теплопередача от стенки к пленке соответственно. В этом коде рассматриваются некоторые явления, такие как срыв жидкой пленки в виде капель с острого края, а также сжатие топливной пленки седла клапана, когда клапан опускается на седло клапана.44

7 3.8. Модели горения Корреляционная модель горения для двигателей с искровым зажиганием с предварительно перемешанным зарядом основана на соотношении функции Вибе, широко используемом для описания скорости сжигания массы в термодинамических расчетах. Он хорошо отображает экспериментально наблюдаемые тенденции тепловыделения сгорания. При использовании корреляции Вибе кумулятивная массовая доля сожженной массы как функция угла поворота коленчатого вала определяется следующим образом: Δθ (w exp + 1) W = 1 exp AWI () (14) BDUR, где θ — градусы поворота коленчатого вала после начала сгорания, BDUR, вводимая пользователем продолжительность горения 10–90% в градусах кривошипа, Wexp, вводимая пользователем экспонента Wiebe и AWI, параметр, рассчитываемый внутри компании, позволяющий BDUR покрывать диапазон 10–90%.При использовании модели Wiebe скорость горения регулируется тремя параметрами, определяемыми пользователем. Это местоположение (в градусах) точки сгорания 50% от общего тепловыделения, продолжительность горения (в градусах) от 10% до 90% сожженной массы и показатель функции Вибе. 4. МОДЕЛЬ ИНЖЕКТОРА Распределение вероятности капель и распределение капель по размерам определены в соответствии с распределениями Rosin & rambler, а диаграмма подачи топлива, которая определяет массу подаваемого топлива в зависимости от продолжительности впрыска, представлена ​​с использованием экспериментальных данных полного расхода топлива двигателем при указанной нагрузке, как представлено в таблице 3.Параметры впрыска, например геометрия форсунки, Таблица 3: Масса топлива, подаваемого из форсунки, в зависимости от ширины импульса впрыска при давлении топлива Ширина импульса 300 кПа (мс) Расход топлива (кг / час) Масса (мг) КАЛИБРОВКА МОДЕЛИ средний диаметр капель (SMD) и конус распыления угол должен быть указан, поскольку они требуются для модели испарения топлива и столкновения. Кроме того, в модели используется скорость впрыска (рассчитанная из давления впрыска) и начало впрыска по углу поворота коленчатого вала. Эти параметры определяются путем тестирования форсунки с использованием метода PDA при различных давлениях и температурах топлива, которые показаны в таблицах 2 и 3.Точность модели была проверена с использованием экспериментальных результатов испытаний двигателя и значений некоторых параметров двигателя, таких как объемный КПД, на диаграмме давления в цилиндре, крутящем моменте, испытательном давлении в коллекторе, соотношении воздуха и топлива и температуре выхлопных газов в условиях полной нагрузки и диапазоне скоростей Использовались от 2600 до 6000 об / мин. Для этого компьютерные 100-объемные моделирующие значения упомянутых параметров torqu-test сравнивались с экспериментальными данными испытаний двигателя Torqu-model. На рисунке 6 представлены значения объемного КПД и крутящего момента как для модели, так и для испытания двигателя, и показано 70 хорошее соответствие между моделью и реальной работой двигателя.объемный КПД и скорость крутящего момента (об / мин) 6. РЕЗУЛЬТАТЫ И ОБСУЖДЕНИЕ Рис. 6: Сравнение модельных значений объемного КПД и крутящего момента с данными теплых испытаний. Предполагается, что многокомпонентное топливо составляет C7.3h23.9. Основные теплофизические свойства топлива перечислены в таблице 4. Геометрические и другие граничные условия, использованные в модели, приведены в таблице 5. Геометрические и другие параметры, используемые в модели, основаны на 4-цилиндровом двигателе модели XU7JP-L3. . Продолжительность времени впрыска капель, которая должна поддерживать обедненную смесь с λ = 1.02 при 2600 об. / Мин. Входящий воздушный поток является функцией давления в коллекторе, температуры наддува и частоты вращения двигателя. 45

8 Таблица 4: Термофизические свойства Стехиометрический A / F Поверхностное натяжение (Н / м) 20 * 10-3 Давление пара (кПа) 50 Вязкость (Нс / м 2) 450 * 10-6 Плотность (кг / м 3) 750 Скрытая теплота (кДж / кг) 340 Температура кипения (k) 340 Формула C7.3h23.9 Скорость (об / мин) Таблица 5: Свойство всасываемого заряда в порт в условиях полной нагрузки Начальная скорость газа 50 (м / с) 113 (м / s) Температура наддува на впуске 304 (k) 299 (k) Давление во впускном коллекторе (бар) (бар) Температура стенки впускного отверстия 360 (k) 460 (k) Для условий работы двигателя продолжительность впрыска капель и впуск-выпуск Диаграмма подъема клапана показана на рисунке 7.Предполагается, что время окончания впрыска в условиях полной нагрузки составляет 320 ВМТ, а ширина импульса впрыска составляет 230 градусов. и 550 град. для 2600 об / мин и 6000 об / мин соответственно ATDC ATDC ATDC ATDC Рис. 7: Продолжительность времени впрыска капель и подъема впускного-выпускного клапана, средняя фракция капель проходит вдоль порта Рис. 8: Расположение потока капель после впрыска топлива при различных раз. На рис. 8 показано расположение потоков капель в первом событии после впрыска топлива в разное время. Это означает, что поток капель уже достигает впускного клапана под углом 150 градусов.ATDC или через 4 мс после времени начала впрыска. В дальнейшем массовая доля капель увеличивается в конце впускного отверстия и распространяется к верхней части порта. 46 Рис.9: Массовая доля воздуха в одном полном цикле двигателя при 2600 об / мин Рис.10: Массовая доля жидкой фазы (капли и жидкая пленка) на конце впускного отверстия при 2600 об / мин (простая линия) и 6000 об / мин (толстая (отмеченная линия) На рисунке 9 показана массовая доля воздуха в полном цикле двигателя, который включает такты впуска, сжатия, расширения и выпуска.Согласно этому рисунку массовая доля воздуха остается постоянной, пока впускной клапан закрыт, и уменьшается после впрыска топлива в порт. Следует отметить, что впрыск топлива происходит при закрытом клапане. Один раз

9 впускной клапан открывается, массовая доля воздуха резко уменьшается из-за обратного потока горячих газов в порт из баллона. Массовая доля жидкой фазы, состоящей из капель и топливной пленки на конце впускного отверстия, показана на Рисунке 10 для условий 2600 и 6000 об / мин.Диаграмма для 6000 об / мин показана жирными линиями. Поскольку всасываемый поток заряда толкает капли топлива вниз по каналу, пленка жидкого топлива образуется в конце канала после того, как впускной клапан открывается, и она достигает цилиндра через 4,5 мс после открытия впускного клапана. Как видно, при 2600 об / мин все капли топлива проходят через впускной канал и попадают в цилиндр в течение первой половины такта впуска. Также все капли попадают в цилиндр до закрытия впускного клапана при 6000 об / мин.Это важная стратегия при проектировании расхода инжектора и времени впрыска. Рис. 11: Массовая доля паров топлива в конце впускного отверстия Рис. 12: Профиль плотности газовой смеси вдоль канала в течение цикла На рис. 11 показана массовая доля паров топлива в конце впускного отверстия во время полного цикла в 2600 и 6000 об. / мин. Как это наблюдается при 2600 об / мин, во впускном канале остается некоторое количество паров топлива, оставшихся от предыдущего цикла перед впрыском топлива. По мере доставки топлива массовая доля паров топлива начинает увеличиваться, и это происходит из-за испарения капель топлива.Внезапное падение диаграммы после открытия впускного клапана представляет собой обратный поток в порт. Этот поток достаточно горячий и способствует испарению капель топлива и топливной пленки около впускного клапана. В результате количество паров топлива внезапно увеличивается и достигает максимального количества в начале такта впуска, а в дальнейшем оно уменьшается после попадания всего пара в цилиндр. Обратный поток в порт перед закрытием клапана вызывает внезапный скачок количества пара в порту. Величина обратного потока уменьшается с увеличением скорости двигателя, и, как показано на рисунке 11, при 6000 об / мин обратный поток имеет небольшую величину по сравнению с 2600 об / мин.Чем выше температура стенки при 6000 об / мин, тем больше количество испарения топлива с поверхности стенки, но поскольку необходимое время для испарения при 6000 об / мин меньше, чем при 2600 об / мин, количество пара не имеет значительного увеличения при 6000 об. / Мин. Температура смеси существенно влияет на объемный КПД и характеристики двигателя при изменении плотности топливно-воздушной смеси и количества воздуха, поступающего в цилиндр. Температура топливно-воздушной смеси в течение цикла показана на Рисунке 12 в трех местах вдоль порта, отмеченных коэффициентами 0.16, 0,5 и 0,8 от общей длины порта. Из-за обратного потока горячего газа в порт температура смеси внезапно повышается. Эффект обратного потока во всасывающем аисте более значительный в концевой зоне порта. Температура смеси увеличивается по мере того, как она приближается к концевой зоне впускного канала. Это происходит из-за высокой температуры стенки и эффекта обратного потока горячего газа в порт в концевой зоне впускного канала. Повышенное количество испарения из-за впрыска топлива из капель и топливной пленки в первой и средней части впускного канала является еще одной причиной, которая снижает температуру смеси в первой зоне впускного канала.Диаграмма плотности смеси имеет обратный характер, а не температурный профиль. 47

10 7. ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ ТОПЛИВА По мере увеличения температуры топлива давление паров топлива на капли и поверхность топливной пленки увеличивается. Согласно уравнению 13 скорость образования паров топлива напрямую связана с давлением насыщенного топлива; поэтому температура топлива увеличивает скорость испарения капель и жидкой пленки за счет конвекции и диффузии.psat (Ts) xfs = (13) p В этом уравнении xfs и psat — массовая доля паров топлива и давление насыщенных паров топлива соответственно. Этот эффект можно увидеть на рисунке 13, на котором показана массовая доля паров топлива в конце впускного отверстия при различных температурах топлива. Испарение происходит на поверхности капли топлива сразу после того, как топливо впрыскивается в порт, и требуется количество тепла для испарения, полученного от капель и воздуха. Если температура капель топлива выше температуры воздуха, необходимое тепло для испарения капель получается от капель, и их температура внезапно снижается ниже температуры воздуха, прежде чем капли достигнут поверхностей отверстий.В этом состоянии температура топливной пленки меньше, чем при условии, что температура топлива была ниже температуры воздуха, и разница между температурой горячего движущегося воздуха и холодной топливной пленки в отверстии увеличивается. Следовательно, в результате передачи большого количества тепла от воздуха к топливной пленке температура воздуха снижается сильнее, чем первое условие, и, другими словами, повышение температуры топлива до определенной точки вызывает снижение температуры смеси в канале. С другой стороны, температура смеси влияет на плотность и массовый расход смеси в отверстии, а изменение плотности смеси вызывает изменение количества смеси, поступающей в цилиндр. Таким образом, объемная эффективность меняется.Рис. 13: Профиль массовой доли паров топлива в конце впускного канала при разной температуре топлива 125 Рис. 14: Профиль массовой доли воздуха в конце впускного отверстия при разной температуре топлива на такте выпуска и впуска Крутящий момент (Нм ) BSFC (кг / кВт.ч) Температура топлива (c) Рис.15: Изменение тормозного момента при увеличении температуры топлива при разной скорости температуры топлива (c) Рис.16: Профиль удельного расхода топлива тормозом при различной температуре топлива для 2600 об / мин при полной нагрузке 48

11 На рисунке 14 показан профиль массовой доли воздуха в воздушно-топливной смеси, которые проходят через конец впускного канала в такте выпуска и впуска при разной температуре топлива.Количество воздуха, поступающего в цилиндр, увеличивается с увеличением температуры топлива до 60 o C и уменьшается с увеличением температуры топлива. В этом состоянии объемный КПД при 2600 об / мин и полной нагрузке имеет максимальное значение при 60 ° C. Согласно рисунку 15 максимальное значение объемного КПД при полной нагрузке и при 2600, 3400, 5000 и 6000 об / мин составляет 60, 45, 40 и 25 ° C соответственно. Другими словами, эффективная температура топлива снижается с увеличением скорости двигателя.На рисунке 16 показан профиль среднего удельного расхода топлива тормозом двигателя при различных температурах топлива при полной нагрузке и 2600 об / мин. Согласно этой цифре, удельный расход топлива имеет минимальное значение при температуре топлива 60 ° C. 8. ВЛИЯНИЕ ДАВЛЕНИЯ ВПРЫСКА ТОПЛИВА По мере того, как давление топлива в верхней части форсунки увеличивается, увеличивается как скорость струи, так и угол распыления, в результате чего диаметр капель становится намного меньше, так что достигается лучшее распыление. На рисунке 17 показано влияние давления впрыска на угол конуса распыления.Рис. 17: Влияние давления впрыска на угол конуса распыления (справа; 2 бара, слева: 4 бара) Ширина импульса впрыска топлива в двигателе должна быть уменьшена из-за увеличения давления впрыска и массового расхода. Таким образом, учитывая конкретное время окончания впрыска, топливо следует впрыскивать в порт позже с увеличением давления впрыска, что дает следующие результаты: 1. Увеличение скорости испарения в случае увеличения относительной скорости впрыска топлива. 2. Уменьшение количества капель означает диаметр и увеличение поверхностного контакта капель, что увеличивает скорость испарения.3. Увеличение угла конуса распылителя, что обеспечивает более высокий угол распыления и большую влажность поверхности во впускном отверстии. 4. Сокращение времени, необходимого для испарения топлива в отверстии и цилиндре, за счет меньшей длительности импульса впрыска. Рис.18: Профиль массовой доли паров топлива в конце впускного канала при различных давлениях топлива Рис.19: Профиль массовой доли воздуха в конце впускного отверстия при разном давлении топлива в цикле 49

12 Крутящий момент (Н.m) Давление топлива (бар) Рис. 20: Изменение тормозного момента при увеличении давления топлива при разной скорости двигателя. На рис. 18 показано влияние давления впрыска на массовую долю паров топлива во впускном отверстии. Что касается геометрии впускного канала и моделирования двигателя, увеличение давления топлива позволяет большему количеству паров топлива образовываться во впускном канале при открытии впускного клапана. На рис. 19 показан профиль массовой доли воздуха в конце впускного отверстия при различных давлениях впрыска топлива. Согласно этому рисунку, увеличение давления топлива вызывает уменьшение массовой доли, и в результате кажется, что объемный КПД уменьшается.На рисунке 20 показано влияние давления топлива на тормозной момент в условиях полной нагрузки и в диапазоне от 2600 до 6000 об / мин. Согласно этому рисунку, крутящий момент моторного тормоза имеет максимальное значение при давлении топлива 3 бара, и, как результат, в этом состоянии удельный расход топлива тормоза имеет минимальное значение. 9. ВЫВОДЫ В соответствии с настоящим исследованием было обнаружено, что форсунка производит более мелкую струю с широким углом распыления при более высоких давлениях и температурах топлива, что улучшает характеристики топливно-воздушной смеси во впускном канале.Определенная температура топлива также обеспечивает оптимальные условия для расхода топлива и производительности, и эта температура топлива снижается с увеличением скорости двигателя. ССЫЛКИ [1] Zhao, F. Q., Yoo, J. H., Lai, M.C. Характеристики распыления двухпоточных топливных форсунок для применения в 4-клапанных бензиновых двигателях, Технический документ SAE, № [2] Zhao, F.-Q., Lai, M.-C. и Харрингтон, Д. Л. Характеристики распыления автомобильного впрыска топлива — критический обзор, Технический документ SAE, № [3] W.Мин Рен, Х. Саяр. «Влияние геометрии сопла на распыление и форму портового топливного инжектора», Технический документ SAE, № [4] Лай, М.-К., Чжао, Ф.-К. «Структура портового инжектора в бензиновых двигателях», Proceedings of Advanced Spray Combustion (ISASC), Хиросима, Япония, 6-8 июля 1994 г., стр. [5] Рекомендуемая практика SAE, «Бензиновый топливный инжектор», SAE J1832 NOV89, P : [6] SKChen, A.Lefebvre. «Влияние давления окружающего воздуха на шипучую атомизацию», AIAA Journal, 1993, стр [7] S.D.Джексон, П. Уильямс. «Разработка топливной системы для снижения выбросов углеводородов при холодном пуске в двигателе SI», Технический документ SAE, № [8] Сенда, Дж., Нишикори, Т., Цукамото, Т., и Фудзимото, Х. «Распыление. распыления в поле низкого давления от бензинового инжектора игольчатого типа «, Техническая статья SAE, № [9] Сенда, Дж., Ямагути, М., Цукамото, Т., и Фудзимото, Х.» Характеристики распыления, впрыскиваемого из бензина Инжектор (2-й отчет, Эффект противодавления), «JSME Trans., Том 58, № 553, стр. [10] Чен, Г., Аггарвал, с. «Неустойчивый многофазный впускной поток в бензиновом двигателе с левым впрыском», статья SAE,

Как рассчитывается расход топлива

Меню

Поиск

Войти или зарегистрироваться

• AA Домашний
• Членство
  • Загрузка товаров, подождите…
• AA Smartfuel
  • Загрузка товаров, подождите …
• Легковые автомобили
  • Легковые автомобили обзор
  • Покупка машины
    • Руководство по покупке автомобилей
      • Оценили подержанные автомобили
      • Проверка одометра