/
Author: Файнлейб Б.Н.
Tags: автодорожный транспорт справочник тракторы дизельные двигатели топливная аппаратура
ISBN: 5-217-00911-X
Year: 1990
Text
ПВиЗЕПи *
HiqHdomudioiatJ
VdAlVdVU UV
bVH&HLfUQL
ягвинпись H9
•• • --
БН ФАйНЛЕйБ
ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА
АВТОТРАКТОРНЫЙ ДиЗЕПЕй
СПРАВОЧНИК
2-Е ИЗДАНИЕ, ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
Ленинград "Машиностроение" Ленинградское отделение 1990
ББК 39.354я2 Ф17
УДК [621.436 г 629.114.21
Рецензент канд. техн, наук Б. П. Пугачев
Файнлейб Б. Н.
Ф17 Топливная аппаратура автотракторных дизелей: Справочник. — 2-е изд., перераб. и доп. — Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1990. —352 с.: ил.
ISBN 5-217-00911-Х
В книге представлены технические характеристики, схемы и конструкции выпускаемой и перспективной отечественной и зарубежной топливной аппаратуры автотракторных дизелей, методы проектирования, расчета и выбора основных параметров, испытаний и исследований топливной аппаратуры, даны рекомендации по ее эксплуатации, приведены характеристики автотракторных дизелей и применяемых топлив.
Второе издание (1-е изд. 1974 г.) переработано и дополнено сведениями о САПР, методах расчета основных деталей, узлов и процессов.
Книга предназначена для инженеров, занимающихся разработкой, производством и эксплуатацией топливной аппаратуры.
2705040000—278 038 (01)—90
278—90
ББК 39.354я2
ISBN 5-217-00911-Х
© Б. Н. Файнлейб, 1990
i|l‘ Г Д И С Л О В И Е
В ХШ пятилетке в сельскохозяйственном и тракторном «построении, а также на автомобильном транспорте дальней-распространение получат дизели. Топливная аппаратура ) является одним из основных элементов автотракторных лей (АТД). Она в значительной степени предопределяет их постные и экономические показатели, надежность и стабиль-11> работы, габаритные характеристики, уровень создаваемого м, а также токсичность и дымность отработавших газов. Разработкой, модернизацией ТА, а также ее эксплуатацией ।мается широкий круг инженерно-технических работников, для »рых весьма важно иметь оперативную информацию о кон-укциях, методах расчета, испытаний и исследований ТА.
11о сравнению с первым изданием (1974 г.) настоящая книга и'ственно переработана, особенно в части описания конструк-и по вопросам проектирования.
В последнее время все большее распространение находят екстсмы автоматизированного проектирования (САПР) с применением ЭВМ, позволяющие оптимизировать параметрические решения и сократить сроки совершенствования и создания новых Конструкций с более высокими технико-экономическими показателями. Во втором издании изложены концептуальные положения И описан ряд прикладных расчетных задач САПР ТА АТД, разработанной в ЦНИТА.
При описании отечественных конструкций ТА предпочтение отдавалось перспективным моделям, а при описании зарубежных Конструкций — изделиям ведущих фирм в области проектирования И производства ТА. Раздел, посвященный методам испытаний ТА, дополнен кратким изложением требований к техническому обслуживанию и диагностике ТА, а также современных методов идентификации рабочего процесса дизеля, использование которых весьма х|х|)ективно при экспериментальной отработке параметров ТА.
Книга написана на основе материалов исследований ТА, проведенных в первую очередь в ЦНИТА и на заводах автотракторной промышленности, а также в ЦНИДИ, МАДИ, НАМИ, НАТИ и др.
Автор будет признателен за замечания и пожелания, которые просит направлять по адресу: 191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10, Ленинградское отделение издательства «Машиностроение».
И 3
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
са св
сп. п
Сп» ^п. а* сг. н« ег. к» си
^к> ^и» ^с»
^тр> ^тр. П. ^К. П. в>
Йа, ^ш> ^и. о» &о. о
dH (Гн) fn> /к» fa> fa> /тр> /тр. п« /с» /н. р> /о. о
®т. н
Лп> Лп. а> Лп. р. Лп. з. Лгнн. Лгкн>
Лю ^К. П« Йи
?п« *с. ^п. д, ^к> ^н. о
П. р» JП. В '
/» /»р> '
Ян« Яд • ПН. В. Яд. Н« Ян, и, • Яд. М> Ян. X» Яд. х> Ян. Р« Яд. р, Ян. П> Яд. П» Ян. В> Яд. в Рк. п> Рк. О ‘
Рп. н» Рп, Р». н» ’ Рв. Рт. о> Ро. в
скорость топлива в центральном канале под конусом иглы распылителя, м/с (см/с);
скорость истечения топлива из соплового отверстия распылителя, м/с (см/с);
перемещение плунжера при повороте вала иасоса иа 1°» см (мм);
скорости плунжера мгновенная, средняя ва период активного кода, соответствующая ГНН и ГКН, скорость иглы, м/с (см/с);
диаметры плунжера, клапана, иглы распылителя, соплового отверстия распылителя, нагнетательного трубопровода (внутренний), питающего трубопровода, отверстий прямого и обратного клапанов, опорной иглы распылителя, центрального канала под конусом иглы в сопле распылителя, штифта-распылителя, наполнительных и отсечных отверстий втулки, плунжера соответственно, мм (см);
- диаметр (радиус) начальной окружности кулачка, м (мм);
- площади поперечных сечений плунжера, клапана, иглы и центрального канала под иглой распылителя, каналов нагнетательного и питающего трубопроводов, сопловых отверстий (суммарная), наполнительных и отсечных отверстии соответственно, см2 (мм2);
массовый расход топлива через все форсунки дизеля на стенде, кг/ч;
перемещение плунжера; плунжера за активный код; плунжера от НМТ до положения, соответствующего пе-Риоду разгона и замедления, соответствующего ГНН и КН; нагнетательного клапана; нагнетательного клапана в период освобождения объема в штуцере; иглы распылителя, м (см, мм);
- количество плунжеров в насосе; сопловых отверстий в распылителе; цилиндров, обслуживаемых одним или системой одновременно работающих плунжеров; кулачков иа шайбе; наполнительных окон;
ускорения плунжера на участке разгона н замедления, м/с;
длины трубопровода питающего иасос, нагнетательного трубопровода и иглы распылителя, см;
частота вращения вала иасоса, двигателя, мни-1;
частота вращения вала насоса (двигателя) на режимах: номинальном, максимального крутящего момента, холостого хода, начала действия регулятора, пуска, выключения подачи топлива, мин’1;
давления, соответствующие началу подъема прямого и открытию обратного нагнетательных клапанов, МПа;
давления топлива в полости питания насоса, в надплуи-жериом пространстве, ва нагнетательным клапаном насоса, перед сопловыми отверстиями распылителя (впрыски-
4
вания), остаточное в нагнетательном трубопроводе, в отраженной волне у насоса, МПа;
о» Рф. п — давления, соответствующие началу подъема и посадки иглы распылителя (при рп — 0), МПа;
Гц, Рив — давление, температура и плотность среды, в которую выпрыскивается топливо, МПа, К. кг/м3;
Гр — радиус скругления профиля головки кулачка, м (мм); д — подача топлива через распылитель при повороте вала; насоса на 1° за один цикл (1 с), мм3;
sn — полное перемещение плунжера насоса, см (мм);
р, b — радиус и длина ролика толкателя, см (мм);
Ри. р. о — объем топлива, освобождаемый грибковым клапаном при посадке в штуцере насоса или разгружаемый обратным клапаном, мм3;
Рп. а — объем топлива, подаваемый плунжером за период активного хода, мм3;
Ул, Утр, Ур — объем сжимаемого топлива над плунжером, и штуцере клапана насоса, нагнетательном трубопроводе, кармане распылителя, мм3 (см3);
Уц. и» Уц. м* •— объем топлива (цикловая подача), поданный за цикл, Уц. п на режимах номинальном, максимального крутящего момента, пуска, мм3;
У ЦТ — объем топлива, поданный в цилиндр дизеля за период индукции, мм3;
ав, ₽ — углы запорных конусов иглы и корпуса распылителя соответственно, °;
&h — перемещение плунжера от ГКН до начала участка замедления, м (мм);
Ав. в» Ад. п> Аи — зазоры между плунжером и втулкой, плунжером и дозатором, иглой и корпусом распылителя, мкм;
6Н — коэффициент неравномерности подач топлива между отдельными секциями насоса;
вр — коэффициент степени неравномерности регулятора;
т)у, Чи. х* Лэ. в—коэффициенты подачи топлива насосом, использования хода плунжера, эксплуатируемого запаса подачи;
< и> Нн. о. Рк. п. — коэффициенты расхода проходных сечений под конусом и» 11о. о, Рр. р« иглы распылителя, нагнетательных клапанов обратного pii Нр» Рк. д и прямого, наполнительных, отсечных и распределительных окон втулки, сопловых отверстий и всего распылителя, вытеснителя, клапана-демпфера;
£п — коэффициент увеличения подачи топлива на режиме пуска;
оп и — приведенный коэффициент динамичности впрыскивания; сгв — отношение количества топлива, поданного от момента р™ах д0 конца впрыскивания, к Уц;
фв, Фп. а — продолжительность впрыскивания, активного кода плунжера, °;
Фп. с — Угол поворота вала насоса от НМТ до положения плунжера, соответствующего с™ах, °;
Фн« Фд — углы поворота вала насоса, двигателя, °;
(рн# п — угол поворота вала насоса от оси симметрии кулачкового профиля до положения, соответствующего геометрическому началу нагнетания топлива, °;
Фп» Фп. р> Фг. н» ’— Угли поворота кулачкового вала насоса, соответствуем» Фц в» Фц» >°шие максимальному ходу плунжера, периоду разгона, ф ц геометрическому началу нагнетания, ходу плунжера от ГКН до начала участка замедления, периоду замедления, полному подъему плунжера, диапазону работы автомата опережения впрыскивания, °;
5
Фет — угол ПВН до достижения вершины струи стеики камеры, °; ф3 (Фз. м) — коэффициент запаса подачи топлива (крутящего момента) по внешней характеристике;
шн, (<Вд) — угловая скорость вращения вала насоса (двигателя), рад/с;
сс — удельный расход масла, г/(кВт-ч);
Дф — динамический фактор;
d, s — диаметр цилиндра, код поршня, см (мм);
Мя — масса двигателя, кг;
(dp/d<p)max, р — максимальная скорость нарастания давления, МПа иа 1°;
GT, д — массовый расход топлива дизеля, кг/ч;
ge, Si — удельные расходы топлива, эффективный, индикаторный, г/(кВт-ч);
«п — число цилиндров дизеля;
д —-дымность отработавших газов, %;
AfK в, Af™ax, Mt — крутящие моменты иа номинальном режиме, максимальный, индикаторный соответственно, Н-м;
JVe_ ц, Ne, Nva — мощность одного цилиндра, дизеля, приходящаяся на I л рабочего объема соответственно, кВт;
ре, pt, рт, рг — давления среднее эффективное, среднее индикаторное, среднее потерь треиня, максимальное цикла соответственно, МПа;
Ng, Ni, NT —• мощности дизеля эффективная иа иомииальиом режиме, индикаторная, трения, кВт;
Ра (Ро) — давление окружающей среды (при нормальных условиях), МПа;
рк — давление иаддува воздуха после турбокомпрессора, МПа; рс — давление в цилиндре в конце сжатия, МПа;
Qp—степень рассогласования нагрузки при параллельной работе дизелей, %;
Rm — гамма-процентный (90%) ресурс ТА или дизеля до капитального ремонта, %;
RKt с — радиус камеры сгорания, м (мм);
Гдр — радиус крнвошипа, м (мм);
taVWg(Tg) — температура окружающей среды, отработавших газов двигателя, °C (К);
Ve, Vat — рабочие объемы цилиндров, двигателя, л (дм8);
v — удельный объем воздушного заряда в цилиндре дизеля, м3/кг;
а — коэффициент избытка воздуха;
б — степень неравномерности регулятора (наклон регуляторной характеристики), %;
бд—-заброс частоты вращения, %; е — степень сжатия в дизеле;
Че — эффективный КПД;
T]t — термодинамический КПД цикла Отто;
— индикаторный КПД цикла;
ш — термодинамический КПД цикла, ограниченного скоростью теплоподвода;
0 — установочный угол опережения начала подачи топлива (у насоса), °;
9д — действительный угол опережения впрыскивания, °; фсг — продолжительность периода горения топлива;
к —- отношение хода поршня к длине шатуна;
vH — нестабильность частоты вращения, %; ga — коэффициент активного тепловыделения; Ti (фг) — продолжительность периода индукции, с(°);
фн. в —- угол опережения начала воспламенения до ВМТ, °;
Ткр — критическая температура топлива, К; оэ — скорость звука в топливе, м/с;
6
о, an — скорости распространения импульса давления в нагнетательном и питающем трубопроводах, м/с;
с — теплоемкость, Дж/(кг-К);
D — коэффициент диффузии, ма/с;
Е — модуль упругости Юнга, МПа;
g — ускорение силы тяжести, м/с2;
q — теплотворная способность топлива, Дж/кг;
//о &) — теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива, кг/кг (кг/кмоль);
k — показатель адиабаты сжатия;
тв, тг — молекулярный вес воздуха, топлива, кг/кмоль;
рн. п — давление насыщенных паров топлива, МПа;
ро — давление окружающей среды, МПа;
То (/0)— температура окружающей среды, К (°C);
a — средний коэффициент сжимаемости топлива, 1/МПа;
X — теплопроводность, Вт/(м-К);
[1 — динамическая визкость, Па-с;
v — кинематическая вязкость, м2/с;
р, Рв* Рст — плотность топлива, воздуха, стали соответственно, кг/м3 (г/см3);
о — поверхностное натяжение топлива, Н-м;
т — время, с.
ПРИНЯТЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
ГНН, ГКН — геометрическое начало, конец нагнетания;
ПВН, ПВД — поворот вала насоса, вала двигателя
Глава 1
ПАРАМЕТРЫ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ И ТОПЛИВ. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЕ
1.1. ПАРАМЕТРЫ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Тенденция развития. Согласно отечественным и зарубежным прогнозам, поршневой двигатель внутреннего сгорания сохранится в качестве основной энергетической установки самоходных машин до 2005 г. Предпочтение будет отдаваться наиболее экономичным двигателям — дизелям (рис. 1.1).
Численность парка дизелей в капиталистических странах превышает 50 млн шт. и продолжает непрерывно увеличиваться. Расширяется производство дизелей и в СССР. После завершения внедрения дизелей в тракторное и сельскохозяйственное машиностроение намечено внедрить их в автомобильный грузовой транспорт. Эксплуатируемый парк сельскохозяйственных машин с дизелями в стране превышает 3,5 млн шт., а дизельных автомобилей — 1 млн шт. Растет суммарная мощность дизельных энергетических установок, используемых в качестве резервных и аварийных источников электропитания.
Вследствие большой хозяйственно-экономической роли дизелей в СССР и за рубежом непрерывно ведутся работы по их совершенствованию в следующих направлениях:
улучшения топливной экономичности путем применения камер с непосредственным впрыскиванием топлива; увеличения давлений наддува; внедрения элементов адиабатности с переходом на турбо-компаундные и компаундные двигатели; реализации в последних цикла Ренкина с высокой степенью утилизации тепла (табл. 1.1); повышения эффективности процессов смесеобразования и горения топлива за счет роста давлений впрыскивания; увеличения механического КПД двигателя и турбокомпрессоров; осуществления оптимального управления процессом топливоподачи в зависимости от режимов работы, условий окружающей среды, физико-химических свойств топлив; изменения состояния двигателя в процессе эксплуатации с использованием гибких, вплоть до адаптивных, систем с электронным регулированием;
увеличения удельной мощности и снижения удельных массовых показателей двигателей путем увеличения средних эффективных давлений при одновременном росте допускаемых максимальных давлений цикла;
уменьшения выбросов токсичных продуктов сгорания и дымности за счет совершенствования процессов топливоподачи, смесе-
8
-1Лрйзования и горения топ-< — оптимального сочетанием камер сгорания, rail амической обстановки к и параметров процесса •1скивания топлива путем иенения систем топливо-ши с электронным регу->ванием;
ювышения надежности ка службы) дизелей за
совершенствования тех-|>гии изготовления, при-П1ия новых материалов
Рис. 1.1. Экономичность ДВС раз-
1стмасс, композитов, ,ке-
нки, специальных смазок др.), совершенствования |>дов расчета на прочность
.|дежность;
автоматизации и дистан-
личного типа:
1 бензиновые о впрыскиванием во впуск-яую трубу; 2 — форкамерные или внхре-камерные днзелн; 3 — дизели с непосредственным впрыскиванием топлива; 4 — дн-велн с турбонаддувом и непосредственным впрыскиванием топлива
ЦИопного управления рабо-
той дизелей, силовых установок и транспортных средств в целом I применением микропроцессорной техники;
Таблица 1.1. Динамика изменения параметров АТД
Год внедрения Характеристика дизеля Средне-эффективное давление, МПа Удельный расход топлива, г/(кВт-ч) КПД
HI76—1980 Разделенная камера сгорания, турбонаддув с промежуточным охлаждением воздуха 0,8—1,0 258—285 30—33
1985 Непосредственное впрыскивание, турбонаддув с промежуточным охлаждением воздуха 1,3 210—231 37—40
1986—1992 Полуадиабатный (с керамическими деталями), турбоиаддув с промежуточным охлаждением воздуха 1,5 192—204 42—44,5
1988—1992 Турбо компаундный дизель (передача мощности с турбины на коленчатый вал), электронное управление 1,8 172—197 43—49
1988—1994 Адиабатный дизель, турбонаддув с промежуточным охлаждением воздуха 1,6 182—187 45—47
(992—1995 Адиабатный турбокомп аунд-ный дизель с пониженными потерями на трение 1,7 152—167 51—56
2000—2005 Работа по циклу Реикииа 1,8 141—146 58—61
9
Till
Модель дизеля Число я расположение цилиндров 8 Рк» МПа rfXe, мн л кВт пд. н> мин-® Ремпа NV$' кВт Мд. кг н> кг/ч «е-кВт* ч
Д21А2 Д21А1 Д-120 2Р 16,5 0,15 105X120 2,08 14,7 18,4 22,1 1600 1800 2000 0,53 0,6] 0,66 7,00 8,83 10,60 280 280 275 3,5 4,3 5,2 236
Д-144-80 Д-144-36 Д-144-07 Д-145Т Д-145Т-50 4Р 4,15 29,4 36,8 44,2 55,2 55,2 1600 1800 2000 2000 2200 0,53 0,59 0,67 0,85 •0,77 7,10 8,89 10,70 13,30 13,30 380 435 390 410 450 7,00 8,75 16,50 13,10 13,10 238
Д-242-Л Д-241-Л Д-240-Л Д-240Т 4Р 16 0,17 110X125 4,8 44,2 51,5 55,2 73,6 1800 2100 2200 2200 0,63 0,64 0,65 0,86 9,2 10,7 11,5 15,3 430 490 430 445 10,5 12,3 13,1 17,3 238 238 238 235
Д-260Т 6Р 15 7,1 110,4 2100 0,92 15,5 600 26,1 236
Д-65АС Д-65Н (Д-65М) Д-65НТ/МТ 4Р 17,3 0,14 110X130 4,94 38,2 45,6 56,7 1600 1750 1750 0,60 0,66 0,82 7,7 9,3 11,5 540 540 560 9,1 10,9 13,5 238 238 238
СМД/14АН СМД-17Н СМД-19 СМД-21 СМД-23 17 — 120X140 6,3 58,9 73,6 88,3 103,0 125,1 1800 1800 1900 1900 2000 0,64 0,81 0,92 1,01 1,23 9,4 11,7 14,1 16,3 19,9 780 685 750 620 650, 14,4 17,5 20,2 23,1 28,1 245 238 228 224 224
16 15 0,15 0,16 0,18 0,19 0,17 0,17 0,16 0,17
СМД 60/61 СМД62/63 СМД 64/65 СМД-68 6V 14,5 130X115 9,1 110,4 121,4 110,4 113,0 2000 2100 1900 2000 0,75 0,79 0,80 0,76 12,1 13,3 12,1 12,1 990 950 950 990 25,5 28,4 25,8 27,2 234 234 234 230
Продолжение табл. 1.2
Модель дяэеля Число и расположение цилиндров в Рк* МПа dXs, ии vsi> Л | Ne, кВт пд. н> иин-® Ре-МПа Nv3> кВт КГ ®т. и-кг/ч «е-кВт- ч
СМД-66 0,16 9,1 128,8 1900 0,92 14,1 1040 29,4 228
СМД72/73 6V 0,18 147,2 2100 0,96 16,1 990 35,0 238
СМД 60М 14,5 0,19 130X115 158,2 2000 1,10 17,4 1010 37,0 234
СМД86/87М 8V 0,15 12,1 139,8 2100 0,69 11,6 1100 33,3 238
СМД80/81 0,08 195,0 2100 1,26 21,3 1100 33,2 231
СМД-85 0,09 2100 0,96 16,3 1480 46,4 238
СМД-31 6V 15 0,13 120X140 9,5 2000 1,28 20,5 850 33,2 231
А-41 1А 0,13 69,2 1750 0,66 9,3 840 16,5 239
А-41Т 4Р 130Х 140 7,43 97,2 1750 0,93 13,0 840 23,1 238
Д-450 . 14 0,15 110,4 1800 1,03 14,9 980 25,5 231
А-01МЕ 77,3 1500 0,56 6,8 1080 18,4 238
А-01МЛ 88,3 1650 0,58 7,6 1080 21,2 241
А-01М 14,5 99,4 1700 0,63 8,6 1080 23,8 239
А-01Т 6Р 0,14 130X140 1,15 128,8 1800 0,77 11,2 1070 20,6 238
А-11Т 0,13 128,8 1700 0,82 11,2 1200 30,6 238
А-11ТА 15 0,17 170,0 1900 0,97 14,8 1200 39,3 231
А-01МТА 14,5 0,21 202,4 2000 1,09 17,6 1100 46,8 231
А-90ТК 13,5 0,19 165Х 170 29,06 449,0 1800 1,07 15,5 2380 103,7 231
А-91ТК 8V 0,24 588,8 1500 1,68 20,2 2560 132,0 224
8ДВТ-330 14,5 0,14 150X160 22,6 272,3 1700 0,88 12,1 2550 64,8 238
Д-108 4Р — 82,4 1070 0,70 6,0 2050 19,4 235
Д-160Б 0,03 13,6 105,3 1070 0,90 7,7 1965 25,0 238
Д-160 14 0,04 145X205 121,4 1250 0,88 8,9 1998 28,9 238
Д-200 6Р 0,17 147,2 1250 1,08 10,8 2000 36,0 245
Д-180 — 20,4 132,5 1100 0,73 6,5 2700 31,5 238
Модель дизеля Число и расположение цилиндров в Рк* МПа dXs, мм л Ne, кВт пд. в> mhh-s ре, МПа кВт °*, в» кг/ч £е> кВт-ч
ВАЗ-341 76X80 1,4 36,8 5000 0,61 26,3 11,8 320
ВАЗ-3411 4Р 23 0,16 82X80 1,7 44,2 4800 0,64 26,0 13,2 300
ВАЗ-342 76X80 1,4 51,5 5000 0,85 36,8 16,4 320
ВАЗ-3422 82X80 1,7 58,9 4800 0,87 34,6 17,6 300
ГАЗ-52 4Р 4,20 58,9 14,0 13,2
Для автопо- 5Р 18 — - 5,25 73,6 2800 ’ 0,62 14,1 16,5
грузчика 105Х 120 225
ГАЗ-3301 6Р 6,30 92,0 14,8 20,6
ГАЗ-43-01 6PV 16 0,16 6,30 110,4 2600—2500 0,82—0,86 17,8 24,8
ЗИЛ-645 6V 103,0 0,67 11,8 24,5
ЗИЛ-845 8V 18,5 — 110X115 8,7 136,2 2800 0,67 15,6 32,4 238
ЗИЛ-845Н 8V 161,9 0,80 18,6 38,5
КАМАЗ-642 6V 8,2 117 0,78 14,20 26,4 225
КАМАЗ-740 17 10,8 154 0,70 14,90 34,6
КАМАЗ-7401 8V 120X120 10,8 161 0,73 14,50 35,6 220
КАМАЗ-7403 10,9 191 2600 0,81 17,50 45,5
КАМАЗ-7404 16 10,9 213 0,91 19,50 50,8 238
КАМАЗ-7411 10V 13,6 239 0,81 17,50 56,8
КАМАЗ-744 8V 18,2 0,17 11,2 169 0,70 15,00 37,9
КАМАЗ-745 10V 120X125 14,0 206 2650 0,70 14,70 47,0 225
КАМАЗ-845 12V 16,5 16,8 309 0,85 18,20 69,3
Продолжение табл. 1.3
Модель дизеля Число и расположение цилиндров в Рк-МПа dXs, мм у* Л Ne, кВт лд. и» МИТТ""1 ре, МПа *4’ кВт «• кг/ч ge. кВт-ч
ЯМЗ-236 6V 11,1 132 2100 0,67 11,80 33,3 252
ЯМЗ-238Н 14,8 117 1500 0,64 7,95 28,8 245
ЯМЗ-238Г 8V 16,5 0,17 14,8 125 1700 0,60 8,45 29,8 238
ЯМЗ-238К 14,8 139 2100 0,54 9,40 34,2 245
ЯМЗ-238НБ 8V 14,8 158 1700 0,76 10,70 37,6 238
ЯМЗ-238 8V 14,8 176 2100 0,67 11,80 44,4 252
ЯМЗ-238П 8V 130Х140 14,8 206 2100 0,80 13,90 51,8 252
ЯМЗ-238Н 8V 16,5 0,19 14,8 220 0,86 14,80 54,6 248
ЯМЗ-238Ф 8V 15,2 0,20 14,8 235 0,92 15,80 57,6 245
ЯМЗ-240Б 12V 16,5 22,2 220 1900 0,63 9,9 52,5 238
ЯМЗ-240 12V 16,5 22,2 264 2100 0,68 11,9 66,6 252
ЯМЗ-240Н 12V 16,0 0,22 22,2 368 0,95 16,6 91,0 248
ЯМЗ-842 8V 15,0 0,20 17,2 264 0,85 15,4 68,4 258
ЯМЗ-840 12V 15,0 — 140Х140 25,8 309 2200 0,70 11,9 81,9 265
ЯМЗ-8401 12V 15,0 0,23 25,8 478 1,02 18,5 122,2 257
6 ДМ-21 Л 6V 0,25 43,6 772,8 1,41 17,7 162,8
8ДМ-21А 8V 13 0,25 210X210 58,2 956,8 1500 1,31 16,4 201,5 211
12ДМ-21А 12V 0,29 87,2 1766 0 1,62 20,3 372,0
сл
Рис. 1.2, Схемы камер сгорания тракторных и комбайновых дизелей
Рис. 1.3. Схемы камер сгорания автомобильных дизелей
ристики, по которым согласно зависимости (1.18) можно подсчитать эксплуатационные расходы топлива. Топливная аппаратура для автомобильных дизелей должна обеспечивать до капитального ремонта пробег автомобиля свыше 500 тыс. км.
Параметры автотракторных дизелей, выпускаемых в СССР. Все отечественные тракторные дизели (табл. 1.2) — четырехтактные. Дизели Владимирского тракторного завода (ВТЗ), семейство мощных дизелей Челябинского тракторного завода (ЧТЗ)—Волгоградского моторного завода (ВГМЗ) имеют воздушное охлаждение, а все остальные тракторные двигатели — водяное. Автомобильные двигатели (табл. 1.3) имеют водяное охлаждение (новые дизели ГАЗ — воздушное) и являются четырехтактными (за исключением двухтактных дизелей семейства Я АЗ).
Тракторные дизели имеют камеру в поршне (рис. 1.2) и соответственно низкий удельный расход топлива. На ряде моделей дизелей (Д-108, Д-240, СМД-14Н) применяется камера ЦНИДИ с объемно-пристеночным смесеобразованием.
У тракторных дизелей расход топлива на номинальном режиме находится в пределах 225—250 г/(кВт-ч). Диаметр цилиндров d колеблется от 105 до 210 мм, отношение хода поршня s к диаметру цилиндра находится в основном в пределах 1,07—1,25. У дизеля СМД-60 отношение s/d = 0,88, а у дизелей ЧТЗ (Д-108, Д-130, 16
/I-160) sfd = 1,41 • У большинства дизелей рабочий объем цилиндра гавляет 1,04—1,85 л, а у дизелей ЧТЗ он возрастает до 2,8— л. Номинальная частота вращения колеблется в пределах :)—2200 мий-1. Среднее эффективное давление ре безнаддувных пфикаций тракторных дизелей составляет 0,55—0,7 МПа, аддувных модификаций рс = 0,8 4- 1,25 МПа. Удельная мощ-гь у большинства дизелей составляет 7—15 кВт/л. В последние .I наблюдается рост этого показателя до 18,5—37 кВт/л.
Разработаны дизельные двигателя для автомобилей ВАЗ, ЧК, ГАЗ и ЗИЛ, а также новые семейства дизелей для болыпе-шых автомобилей — ЯМЗ-840 и ДМ-21А. У малолитражных елей применяются вихревая камера и камеры с пленочным гсобразованием (рис. 1.3), удельный расход топлива 320— г/(кВт-ч). Частота вращения у них составляет 5000— Ч мин-1; = 0,6 -г- 0,7 МПа у безнаддувных модификаций ,8—0,95 МПа — у наддувных. Удельная мощность колеблется ределах 19—38 кВт/л. У мощных дизелей удельный расход пива составляет 211—238 г/(кВт. ч), ре = 1,0 -4- 1,6МПа(унад-пых модификаций), удельная мощность 12—20 кВт/л.
Часовой расход топлива у большинства отечественных АТД одится в пределах 3,8—20 кг/ч, а у двигателей с повышенной щостью — 30—250 кг/ч. Цикловая подача топлива колеблется н'делах 50—160 мм3, а у новых мощных дизелей (8ДВТ, Д-200, ()Т К) достигает 250—300 мм3 и более.
ПРОЦЕССЫ СМЕСЕОБРАЗОВАНИЯ
Общие сведения. Процессы тошшвоподачи, смесеобразования, нламенения и горения характеризуются крайней нестационар-1ыо. Вследствие перемещения поршня, а также из-за интенсив-<» выделения тепла после воспламенения непрерывно меняются 1ение и температура в цилиндре. Топливо впрыскивают при гменном давлении, а образующаяся неоднородная по структуре у я распыленного топлива взаимодействует с организованным нмере воздушным вихрем. Сложность процессов усугубляется । »оким фракционным составом топлив. Все это приводит к значи-ч.ной температурной и концентрационной неоднородности горю- смеси, по-разному изменяющейся во времени в отдельных их камеры сгорания. Характер взаимодействия указанных ' горов во многом зависит от конструктивных особенностей дви-<-ля: размеров цилиндра, частоты вращения, принятого способа - ^‘образования и процесса топливоподачи, а также от режима иты дизеля.
Сложность условий, сопутствующих смесеобразованию, воспла-и(!ншо и сгоранию топлива, не позволяет с полной достоверною описать механизмы физико-химических процессов, про-одящих в цилиндре дизеля. Однако на основе многолетнего чта, накопленного при создании быстроходных дизелей, а также
17
Рис. 1.4. Индикаторная диаграмма дизеля
большого количества работ отечественных и зарубежных исследс вателей по изучению процессов смесеобразования, воспламенения и сгорания можно сформулировать ряд положений о процессах, происходящих в цилиндре дизеля.
Основные периоды процесса сгорания. Топливо не сгорает сразу по поступлении в цилиндр дизеля. Смесеобразование, воспламенение и горение являются сложными, непрерывно развивающимися по времени и объему камеры сгорания физико-химическими процессами, которые условно на основании анализа индикаторных диаграмм можно разбить на пять периодов (рис. 1.4) Такое деление процесса горения на фазы несколько отличается от ранее принятых, однако более целесообразно, так как отражает все возможные типы процессов в реальных двигателях. А. И. Толстов [31 ] в четырехпериодной схеме процесса не выделяет второго периода, хотя он весьма важен при анализе параметров, оценивающих жесткость процесса сгорания. У В. Иоста [10] отсутствует период основного горения, момент окончания которого определяет своевременность тепловыделения, и этот период целесообразно установить при анализе экономичности рабочего цикла. Г. Р. Рикардо [22], характеризуя процесс в дизелях, указывает лишь на три первые фазы процесса, хотя во многих случаях, особенно в дизелях с наддувом, значительная часть тепла выделяется после достижения в цикле максимального давления. В исследованиях Д. Д. Брозе [5] отмечаются также три периода, при этом третий 18
ргриод продолжается до конца догорания, что не позволяет продаж лизировать фазу основного горения.
Период индукции (запаздывания или задержки воспламенения) П длится от начала поступления топлива в цилиндр дизеля до ммента видимого горения (момент, соответствующий отрыву нини сгорания на индикаторной диаграмме от линии сжатия). Нриод быстрого (взрывного) горения (II) характеризуется резким «ристанием давления в цилиндре дизеля. Период управляемого
• рения (Ш) длится от конца второго периода до достижения । ни имального давления. Период основного горения (IV) соответ-«пует времени от момента достижения максимального давления и момента, при котором отмечается наибольшая температура imwia. Период замедленного горения (V) определяется как время и момента достижения максимальной температуры до практически конца горения.
В зависимости от типа‘двигателя, режима его работы, схемы ми аиизации рабочего процесса может изменяться характер тепло-ihi/К'ления. В некоторых случаях отчетливо выделить отдельные триоды процесса сгорания не удается, что подтверждает услов-шь деления процесса сгорания на отдельные этапы.
Период индукции. Еще Р. Дизель считал, что процессу окисле-1Ин и воспламенения топлива предшествует его испарение. По-чгдующие исследования Воллерса и Эмке, а также теоретические четы К- Неймана поколебали, но не надолго, эти мнения. После ты Ротрока и Уолдрона, опубликованной в 1932 г., в которой •сновании непосредственных наблюдений делается вывод об ।рении значительной части топлива, поданного в цилиндр за год индукции до начала воспламенения, последняя точка зре-подтверждаемая многочисленными исследованиями, стала обладающей. Это положение согласуется также с тем, что ско-|» реакций окисления углеводородов в жидкой фазе, имеющих >сительно низкую температуру, из-за недостаточной энергии •кул и малой интенсивности образования активных центров щии, а также вследствие лимитирующей роли процессов |»узии кислорода в жидкое топливо существенно меньше, чем июдаемая в цилиндре дизеля. Кроме того, энергия активации ци и начального окисления больше теплоты парообразования
HIB.
Физическая модель процесса воспламенения топлива. С поступле-м в цилиндр двигателя топливо дробится на капли и часть его «ет оседать на стенке камеры сгорания, образуя сложную приточную структуру с наличием пленочных элементов. После грева начинается испарение топлива с поверхности капель и.еме струи и в области пристеночного слоя, в результате чего । лзуется паровоздушная смесь с непрерывно меняющейся кон- грацией как по времени развития процесса, так и по объему и‘ры сгорания вследствие процессов молекулярной диффузии переноса паров топлива. Процесс образования паровоздушной
19
смеси протекает в пространстве с непрерывно меняющимися в различных зонах камеры сгорания температурами вследствие сжатия рабочей смеси, теплообмена между топливом и воздухом или поверхностью камеры сгорания, а также испарения топлива. Воспламенение произойдет в точке камеры сгорания в тот момент, когда будет иметь место сочетание необходимой концентрации смеси с соответствующей ей температурой самовоспламенения.
Кинетика химических реакций окисления углеводородов [27]. Медленное окисление углеводородов в газовой среде, которое имеет место в цилиндре дизеля в течение периода индукции, является сложным многостадийным процессом, в ходе которого при нагреве и испарении топлива получаются крайне неустойчивые промежуточные образования молекулярного и радикального типов, взаимодействие которых определяет ход реакции. О характере этих превращений и элементарных актах, протекающих в ходе реакций окисления, приходится судить в большинстве случаев лишь по косвенным данным, так как прямые экспериментальные сведения об их природе в силу быстротечности процессов в цилиндре дизеля, а также недостаточной устойчивости промежуточных продуктов к настоящему времени получены в весьма ограниченном объеме. Поэтому теория окисления углеводородов еще далека от той стадии, когда можно достаточно точно предсказать скорость и направление реакций при заданных условиях исходя из структурного и химического строения топлива [601. Еще большие трудности возникают при попытке идентификации процессов непосредственно в цилиндре дизеля вследствие их крайней нестационарности и трудности доступа к пространству камеры сгорания.
На основании работ ученых отечественной школы физической химии, разработавших теорию цепных реакций окислительных процессов, можно сформулировать следующую модель многостадийного начального окисления (самовоспламенения) топлива в цилиндре дизеля. После начала впрыскивания в течение периода индукции топливо испаряется и по схеме неразветвленной цепной реакции образуются продукты неполного окисления — альдегиды, в частности формальдегиды, что сопровождается люминесцентным свечением всего заряда. Далее процесс развивается по схеме вырожденной цепной реакции с образованием перекисей и радикалов, которые дают вторичное холодное пламя, распространяющееся по объему заряда.
После накопления необходимого количества активных центров реакции с одновременным выделением тепла наступает тепловое самоускорение реакции, приводящее к взрывному сгоранию с горячим желтым пламенем в зоне реакции горючей смеси. Такой механизм окисления углеводородов может иметь место при повышенных давлениях (2—3 МПа) и при температурах 500—700 °C, что соответствует условиям воспламенения смеси в цилиндрах дизеля [29]. Конкретный кинетический механизм может существенно
20
различаться в зависимости от химического и группового состава пходящих в топливо углеводородов.
Продолжительность периода индукции в значительной степени предопределяет протекание последующих стадий процесса. Основными факторами, определяющими продолжительность тг, являются структурный состав топлива и термодинамические параметры воздушного заряда. Ориентировочная оценка периода индукции может быть осуществлена по формуле [31 ]
TJ = B.10-2KC/7V^e£C°,34/R4 (1.1)
Здесь В = 2- IO'1 (1 — 1,6- КГ1 пв); С = [1 + 0,56 (Ve/V„) (в — - 1 ]/е, где б = [(1 + Х/4) — (cos 8д + X cos 26д/4) ]; У81 — рабочий объем цилиндра в момент закрытия распределительных органов.
Продолжительность периода тг- мало зависит от параметров процесса впрыскивания. В струе топлива всегда будут находиться капли различных размеров, в том числе капли оптимального размера для данных условий смесеобразования [22]. В большей степени на тг могут влиять направление и дальнобойность струй топлива, которые могут попадать в зоны с различными температурами и на различные участки поверхности камеры.
Период быстрого горения характеризуется бурным развитием процесса с высокими скоростями выгорания топлива, интенсивным ростом температуры и давления. Скорость сгорания почти мгновенно возрастает от практически нулевой до максимальной (рис. 1.5), сохраняющейся обычно для всего периода и определяющей жесткость процесса сгорания — уровень динамических нагрузок, воздействующих на детали кривошипно-шатунного механизма двигателя.
Период быстрого горения наблюдается у большинства современных дизелей, в том числе у дизелей с непосредственным впрыскиванием топлива (рис. 1.5, а, г, ж, з), дизелей с наддувом (рис. 1.5, б, а), двигателей с вихревыми камерами (рис. 1.5, в) и даже двигателей с объемно-пристеночной (типа ЦНИДИ) (рис. 1.5, д, и) и пристеночной (пленочной) камерами (рис. 1.5, к}. Наличие этого периода при всех типах камер и схемах смесеобразования объясняется тем, что не были найдены эффективные пути его устранения без ухудшения топливной экономичности и дымности отработавших газов.
Как показал многолетний опыт эксплуатации, от жесткости горения зависят в значительной степени интенсивность износа и моторесурс, уровень звука и токсичности отработавших газов дизеля. Повышенная жесткость горения ограничивает применение в дизелях топлив с облегченным фракционным составом и альтернативных топлив.
Современное состояние теории износостойкости деталей машин не позволяет прогнозировать срок их службы на основании дей-
21
Рис. 1.5. Индикаторные диаграммы тракторных и автомобильных дизелей: а, г, ж, з — с непосредственным впрыскиванием топлива; б, е — с наддувом; в — с вихревыми камерами; д, и — с камерой типаЦНИДИ; к — с камерой, имеющей пристеночное смесеобразование
ствующих на них усилий Р и, тем более, скорости их приложения. Природа процессов, определяющих влияние быстрого горения на износостойкость деталей дизеля, представляется следующим образом. Кривошипно-шатунный механизм является механической системой, состоящей из упругих звеньев (с жесткостью с), в элементах которой под влиянием вынуждающих сил от давления газов могут генерироваться колебания. При этом возникают дополнительные относительные перемещения деталей с высокими мгновенными скоростями, увеличиваются усилия в сопряжениях
40 30 20 10 ВМТ 10 20 30 40 50 60 ОВД
Рис. 1.6. Вибрации поршневого кольца дизеля ЯМЗ-236 (пд =2100 мин-1):
I “ индикаторная диаграмма; 2 — вибрации в плоскости, перпендикулярной к оси поршня; 3 — вибрации в плоскости, проходящей через ось поршня
22
Л*. МПа
0,002
10
0,4
Q2
0,04
42
0,009
0,006
0,003
4' 0,06 0,06
1,0
0,6
0,6
100
200
500
Рис. 1.7. Изменение амплитуд гармонических составляющих от давления газов на поршень при постоянном pz = 10 МПа
между ними, вследствие чего возрастают силы трения между движущимися относительно друг друга поверхностями. Повышению износа также способствует разрушение масляных пленок между контактируемыми поверхностями из-за ударов, возникающих при колебаниях деталей двигателя. Если период То свободных колебаний системы соизмерим с продолжительностью приложения
23
силы, динамическая надбавка &у к статическому перемеи^ению может быть выражена следующей зависимостью 18]:
Ду = T0/2c(dP/dT).
Эти явления применительно к АТД подтверждаются исол'|ЛеДова‘ ниями вибраций поршневого кольца одноцилиндрового Д дизеля ЧР-2022 (рис. 1.6), возникающих
Рис. 1.8. Зависимость tg ф кривой износа от динамического фактора D
в период интенсивного на1:аРаста-ния давления [52].
Для оценки жесткости гсС°Рения обычно применяются такие п!показа" тели, как средняя (dp/d<p)c)cp или максимальная скорость на(:аРаста-ния давления (dp/dq>)miix, а также максимальное давление цикл<ла Pt и степень повышения давлегения (см. рис. 1.4). Однако эт’ти па-раметры недостаточно сов^еРшен' ны, так как не оценивают т влияния жесткого горения на1а возникающие вибрации детал^лей и
соответственно на интенсивность износа и уровень звука. СоРгласн° математической интерпретации, возникновение колебаний яв^эляется
следствием приложения к деталям переменных гармон ич®ческих составляющих функции изменения давлений в цилиндрах д£1изеля. В диапазоне частот 500—2000 Гц эти амплитуды (Ак) возра!>ас'гают с увеличением скорости нарастания давления 0 и величин311131 Pt, определяющей рост давлений Др за период быстрого п/°Рения (рис. 1.7). Оценку степени «динамичности» индикаторных диа’агРамм целесообразно производить показателем, учитывающим как1К КРУ~ тизну фронта нарастания давления, так и продолжителвГ1ЬНОСТЬ участка Др. В качестве такого показателя может быть испольаьзован динамический фактор, определяемый по формуле
D = (4р/с1ф)тахДр.
Расчетные амплитуды гармонических составляющих прямо пропорциональны динамическому фактору D. Определи ЯЮ1-Чее влияние динамического фактора на износы подтверждено Эк1®<спеРи' ментально. Между определенной методом радиоактивных из<ЯС)Т0П0В интенсивностью износа верхнего поршневого кольца дизел^ПЯ Д-20 и динамическим фактором наблюдается зависимость, близ(1зкая к линейной (рис. 1.8). Скорость изнашивания оценивалась танг^генсом угла наклона линий износа.
Аналогичные результаты получены при исследованиях и;изпосов деталей дизеля ЯМЗ-238, осуществленных методом спектр аильного анализа проб масла (рис. 1.9). Результаты исследования экс!:спРесс' методами подтверждены непосредственными измерениями 1 износа деталей в процессе эксплуатации двигателя ЯМЗ-236 на автокРмо^иле
24
Рис. 1.9. Линии износа поршневого кольца в зависимости от способа подачи и вида топлива:
1 — штатная ТА, дизельное топливо; 2 — то же, смесь бензина с маслом (10 : 1); 3 — ступенчатое впрыскивание, дизельное топливо; 4 — то же, смесь бензина с маслом (10 : 1);
5 — двухстадийиая подача (I стадия — бензин, II стадия — дизельное топливо; 6—тоже, I стадия—бензии, II стадия — смесь бензина с маслом (10 : 1); 7 — то же (I н II стадия — дизельное топливо)
МАЗ-200М. Уменьшение динамического фактора в 2,0—2,5 раза Путем реализации ступенчатых характеристик впрыскивания Позволило уменьшить износ гильз, поршневых канавок, колец Примерно на 60%.
Источником шума от процесса горения в дизеле являются газодинамические колебания в цилиндре, вызывающие колебания его Степок, а также колебания других деталей дизеля. Эти вибрации Генерируют звуковые колебания с частотой собственных колебаний деталей дизеля. Как показали спектрограммы, снятые при работе дизеля ЯМЗ-236 (рис. 1.10), шумовые гармонические составляю-
Рис. 1.10. Спектрограммы индикаторной диаграммы дизеля ЯМЗ-236:
1 — серийная ТА — 8 МПа, ₽ = 0,9 вл 1 °. D = 3.50); 2 — ТА с двухразовым ннем (рг — 0,79 МПа, ₽ = 0,48 МПа
D = 0.80)
Амплитуды гармонических составляющих
МПа впры-иа 1е»
2000
оз
630
200
бзЬо 20000
Частота, Гц
25
щие в диапазоне частот 500—4000 Гц существенно возрастают о увеличением жесткости и соответственно фактора D.
Таким образом, путем снижения жесткости горения можно уменьшить износ основных деталей и снизить шум, возникающий в процессе работы дизеля. Однако уменьшение фактора D, как правило, связано со снижением pZt что ограничивает возможности получения высокой топливной экономичности.
Характер тепловыделения в периоде управляемого горения в существенной степени определяется скоростью подаваемого в цилиндр топлива. В этом периоде сгорает топливо, поданное за период индукции и не успевшее сгореть в течение второго периода, а также значительная часть топлива, впрыскиваемого в течение третьего периода. Сгорание топлива в третьем периоде происходит при высоком общем коэффициенте избытка воздуха, и процессы смешения воздуха с топливом не лимитируют скорость протекания реакции. Поэтому турбулизация заряда мало влияет на скорость тепловыделения в этом периоде. Большое влияние на ход реакции оказывают характер распространения струй в объеме камеры сгорания и дисперсность распыленного топлива. Продолжительность периода возрастает с увеличением и роста давления впрыскивания.
На интенсивность тепловыделения в этом периоде также влияет характер взаимодействия струй со стенкой камеры сгорания. В двигателях с объемно-пленочной и пленочной (пристеночной) схемами смесеобразования значительная часть топлива подается на стенку и консервируется там в пристеночном слое, что может приводить к исчезновению третьего периода сгорания.
Воспламенение топлива, поступающего в этот период в цилиндр, происходит по схеме одностадийного процесса, в соответствии с которой при высокой температуре становятся возможными разрыв внутримолеулярных связей в топливе и образование активных радикалов со свободной валентностью, которые могут непосредственно взаимодействовать с молекулой кислорода. Наряду о быстрым испарением топлива происходит процесс распространения пламени из очагов воспламенения в соседние зоны камеры сгорания.
В третьем периоде наблюдается интенсивное образование продуктов реакции в различных участках камеры сгорания. Возможно выделение в переобогащенных, охваченных пламенем зонах с высокой температурой свободного углерода, который не успевает полностью сгореть в условиях локального недостатка воздуха в последующие периоды.
Период основного горения характеризуется распространением пламени из образовавшихся зон горения по всему пространству камеры сгорания с достижением высокой объемной скорости протекания процессов. К концу периода резко уменьшаются коэффициент избытка воздуха и количество промежуточных продуктов реакции и увеличивается количество конечных продуктов окисле-
26
|Й« топлива; температура смеси при этом достигает максимального Вйчрния. Период основного горения в зависимости от нагрузки ВН1гггеля может оканчиваться спустя 10—35° ПВД после ВМТ. 1и кик изменение давлений в этом периоде уже не определяет |||||мпчсскую напряженность цикла, а более раннее выделение Ила способствует улучшению экономичности цикла, то необхо-Но стремиться к максимальной интенсификации процесса горе-IR в этом периоде и достижению наибольшей температуры в ЦИСПТ, как можно близкий к ВМТ.
Процесс горения носит турбулентно-диффузионный характер, В. интенсивность протекания реакций определяется скоростью ЦИмной диффузии молекул топлива и окислителя и процессами р₽носа и смешения вещества. Главенствующую роль в протека-н процесса горения играют физические, а не химические про-1 1 14.
Турбулизация заряда и сохранение вихревого движения воз-। в камере сгорания приобретают первостепенное значение и целяют динамику протекания процессов окисления. Недоста-п-ния скорость смещения паров топлива с воздухом является ftenoft из основных причин наличия сажи в отработавших газах. На* слоение заряда (жидкая фаза топлива изолирована от воздуха) В ^1пм периоде может приводить при высокой температуре к разло-пю топлива с выделением углерода, так как при высоких темпе-t'pax процессы крекингования топлива могут опережать про-ы его испарения. Свободный углерод также может выделяться инах испарившегося топлива, имеющих местный недостаток лорода.
Период замедленного горения (догорания) наблюдается после пчания основной фазы горения топлива и распространяется рачительную часть такта расширения; на полных нагрузках »рание может длиться даже до открытия клапанов. Наличие иода догорания ухудшает экономические показатели дизеля, н количество выделяющейся теплоты в этот период может быть •'ЛИКО.
I (роцесс догорания носит диффузионный характер, и если не гтся его избежать, то для быстрейшего завершения догорания бходимо обеспечить сохранение в цилиндре двигателя процес- переноса и смешения продуктов неполного окисления топлива ислорода воздуха. Выполнение этого условия тем более необхо-10, что для процесса догорания характерны весьма низкие сред-I и локальный коэффициенты избытка воздуха.
Требования к организации оптимального процесса тепловыде-
<ия. Основной задачей смесеобразования является организа-< оптимального тепловыделения в цилиндре дизеля, обеспечившего получение максимально возможной экономичности при чустимой динамике тепловыделения в первоначальный период щесса горения, определяющий долговечность дизеля и шум от । работы.
27
Рис. LII. Диаграммы термодинамических циклов Отто (а); дизеля (б); Сабяте-Тринклера (в) и циклов, ограниченных скоростью тепловыделения (г, д)
Связь динамики тепловыделения с экономичностью может быть установлена на основании анализа термодинамического цикла дизеля. В классической теории различают три типа циклов двигателей внутреннего сгорания (рис. 1.11): цикл Отто с подводом тепла при постоянном давлении; цикл Сабате—Тринклера, в котором часть тепла подводится при постоянном объеме и часть тепла — при постоянном давлении. Эти циклы имеют недостатки. Принятые в них схемы подвода тепла отличаются от реальных процессов в двигателях, где выделение тепла происходит при одновременно меняющихся объеме и давлении рабочего тела. Осуществление цикла Дизеля в быстроходном двигателе (без специальных мероприятий по утилизации тепла) нецелесообразно из-за низкой его экономичности. Рабочий процесс двигателя с мгновенным подводом тепла практически не осуществляется в реальных двигателях в связи с конечной скоростью сгорания топлива. Но даже если бы имелась возможность осуществлять сгорание топлива при V = const, то такая схема была бы неприемлемой из-за больших динамических нагрузок на детали двигателя.
В указанных выше циклах начало подвода тепла осуществляется в конце сжатия при достижении рабочим телом минимального объема (положение поршня в ВМТ). В реальных быстроходных двигателях вследствие конечной скорости тепловыделения и малого промежутка времени, приходящегося на процесс сгора-
28
Рис. 1.12. Зависимости КПД цикла от е и ₽(а= 1,5)
ния топлива, воспламенение топлива осуществляют до ВМТ. Поэтому классические циклы не являются совершенными, к осуществлению которых следует стремиться при организации тепловыделения в реальных двигателях.
В качестве термодинамического цикла быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия целесообразно принять цикл, в котором процесс подвода тепла регламентируется также заданными пределами интенсивности нарастания давления 0 — dpjdy и максимальных давлений рг. Цикл предусматривает начало тепло-подвода до ВМТ хода поршня (ем. рис. 1.11), нарастание давления с постоянной скоростью вплоть до достижения максимальных значений и второй этап теплоподвода при рх = const. Такое протекание цикла обеспечивает получение наилучших экономических показателей при заданных допустимых значениях 0 и pz. Для анализа цикла могут быть использованы зависимости [341:
Пт. ж = 1 — W(k — 1) Q3] {рг [ц. + а (ф0 — — RT о);
фа — ф2 = ^ф2 — Л; А = (р2 — р2) (2фз/р + ф2/kpz + vclpzka — — 2р2ф2/р20) + (р2 — р2)2 (р2/р2₽2 — Фа/р2₽ — 1/₽2 — Фг/Р%) +
+ [(Рг - р2)3/рф2] (2/3 - l/3/fe) - (k - 1) Q3/(Akpza)- Q3 = Ни/(Ноа\
(1.2)
йСвязь ffi с 8 и ₽ представлена на рис. 1.12.
29
Анализ цикла при в = 15 и а = 1,5 показывает (рис. 1.13, а), что при Р = 0,3 -г- 1,2 МПа на 1° можно за счет изменения момента начала теплоподвода <р2 получить практически одинаковые значе-
a)
0,64
0,62
Для цикла Отто
— ~1 1
Рг^ООМПа во
80
1 “
70 " 1
60 —
0,60
0.58
50
0,56
0,2 ОД
ния КПД, которые в основном определяются величиной (в диапазоне значений рг = 6,0 4- 10 МПа при уменьшении рг на 1 МПа т]1ф ж уменьшается всего на 1%).
Для получения высокой экономичности циклов со значениями Р = 0,4-?- 1,2 МПа за Г теплопод-вод должен начаться за 1—9° до ВМТ поршня, что соответствует реальным условиям протекания процесса. Осуществление цикла со скоростью нарастания давления
0Д ОД 0,7 ОД ОД 0,4 ОД 0,2 0,1
0
тт РгЩОМПа
ОД ОД 10Р,МПача?°
0,2 0,4 ОД ОД tp/f0
Рис. 1.13. Зависимости параметров цикла от 0 и рг: а — коэффициенты полезного действия Пт. ж; б — коэффициенты подвода топлива
Р < 0,3 4- 0,4 МПа на 1° приводит (при прочих равных условиях) к некоторому ухудшению экономических показателей. Продолжительность теплоподвода <р0 в исследуемом цикле зависит от р2 и возрастает с 27—38° при р = 12 до 40—45° при р = 0,2 МПа на 1°.
В быстроходных дизелях имеет место продолжительное тепловыделение и его сокращение представляет значительные трудности, хотя к этому следует стремиться для получения высоких экономических показателей.
Из кривых теплоподвода (рис. 1.13, б) следует, что чем меньше скорость нарастания давления в цикле, тем менее интенсивно 30
должен протекать первоначальнй период тепловыделения и тем с большими скоростями должно происходить тепловыделение в заключительной стадии. Чем выше pzt тем в большей степени выражена указанная тенденция.
Связь т]т. ж с динамическим фактором D представлена на рис. 1.14, где нанесены изолинии 0 и pz, соответствующие началу воспламенения топлива в реальном дизеле. Из графика следует, что может быть намечена небольшая область (заштрихована на графике), которая ограничена кривой (рн. в = 12° (максимально возможное опережение с точки зрения устойчивого воспламенения смеси в безнаддувных дизелях) и изолиниями pz ~ 7,5 4- 8,5 МПа, в которой могут быть получены низкие значения D = 1,9 4- 1,2 при высокой топливной экономичности (i]T. ж уменьшается по срав-нениюс максимально достижимыми в дизельном цикле на 1,5—3%). При этом 0 = 0,3 4- 0,4 МПа на Г. Для дизеля с наддувом, где достигаются значения pz = 10 МПа и более, требуемые для долговечной работы, значения D могут быть получены при срн. в = — 16 4- 12°. Таким образом, возможно осуществление мягкого рабочего цикла дизеля с высоким значением КПД.
Реализация на практике требуемого тепловыделения вызывает трудности. При общепринятых способах ведения рабочего процесса наблюдается обратная картина: в первый период тепловыделение идет с большими скоростями, а в конечной стадии скорость сгорания и соответственно скорость тепловыделения уменьшаются. Поэтому полученные при анализе цикла кривые теплоподвода должны быть приняты в качестве модели, к которой следует стремиться при осуществлении специальных мероприятий по организации топливоподачи и смесеобразования в реальном дизеле.
Требования к организации процессов смесеобразования. Наиболее просто осуществить эффективное горение топлива в однород-
31
пых и гомогенных смесях. В дизеле это неприемлемо, так как при а « 1 вследствие многоочагового воспламенения из-за низкого октанового числа дизельного топлива будет происходить взрывное горение с высокими скоростями тепловыделения, хотя вследствие раздельной подачи в цилиндр воздуха и топлива практически не удается достигнуть даже допустимой, исходя из динамики горения, однородности смеси и в цилиндре дизеля всегда имеет место расслоение заряда. Осуществление оптимального процесса тепловыделения определяет две основные задачи, которые следует ре-, шать при организации процесса смесеобразования в быстроходно^ дизеле. I
Во-первых, с целью обеспечения допустимой степени жесткости процесса сгорания необходимо, чтобы к моменту начала воспламе-’ нения в цилиндре дизеля находилось как можно меньше горючей смеси, соответствующей по своим концентрационно-температурным характеристикам условиям самовоспламенения. Допустимая минимальная доза смеси, способной к воспламенению, определяется условиями устойчивого протекания процесса и обеспечения оптимальной скорости тепловыделения.
Во-вторых, для осуществления эффективного горения следует, чтобы после воспламенения и окончания периода быстрого горения испарение топлива и смешение его паров с воздухом происходили' с максимально возможной скоростью. Процесс должен быть организован таким образом, чтобы к каждому элементу топлива было подведено необходимое для его полного сгорания количество кислорода, а продукты сгорания были удалены из зоны горения..
Нагрев и испарение топлива, взаимная диффузия и перемешм вание паров топлива с воздухом осуществляются в результат взаимодействия двух процессов: распространения в пространств камеры сгорания струй распыленного топлива (определяется кон струкцией элементов топливной системы и формой камеры сгора ния) и движения воздушного заряда (определяется формой с газодинамическими характеристиками камеры сгорания и впуск ного тракта). После воспламенения топлива возникает мелко масштабная турбулентность вследствие распространения вол1 давления от возникших очагов воспламенения. Требования к орга низации смесеобразования должны формулироваться в записи мости от характера взаимодействия этих процессов.
Известные способы смесеобразования в дизелях можно разбил на две основные группы: к первой следует отнести схемы камер, в которых топливо подается к относительно неподвижному воздухур ко второй — камеры, в которых воздух подается к топливу. Для» реализации этих способов применяются два типа камер сгорания: разделенные камеры, в которых топливо впрыскивается в изолированный от основного пространства камеры объем, соединенный с цилиндром дизеля относительно узким каналом; неразделенные камеры сгорания с непосредственным впрыскиванием топлива в надпоршневое пространство цилиндра дизеля.
32
I lo п ринципу образования смеси следует различать камеры объемно го (струйного) и пристеночного (пленочного) смесеобразования. Возможны промежуточные типы камер, в которых одновременно сосуществуют элементы объемного и пристеночного механизмов образования смеси, например камеры типа ЦНИДИ [9]. В каждой из указанных типов камер различными средствами решаются вопросы обеспечения мягкого и экономичного процесса < юран ия.
Разделенные камеры делятся на вихревые и предкамеры. Пер-ные предусматривают обдув струй топлива воздушным потоком, .1 вторые относятся к группе камер, в которых топливо подводится к воздуху. Основное достоинство разделенных камер — уменьшение динамических нагрузок на детали кривошипно-шатунного механизма вследствие воспламенения топлива и протекания периода быстрого сгорания в объеме, изолированном от надпоршневого пространства горловиной с малым проходным сечением.
’Разделенные камеры позволяют осуществлять довольно высокую форсировку дизелей по ре и пд, обладают относительно малой чувствительностью к качеству применяемого топлива и меньшей го ксичностью отработавших газов, особенно благодаря меньшему содержанию оксидов азота. Однако двигатели с указанными камерами характеризуются повышенными удельными расходами топ-л ива из-за газодинамических потерь энергии при перетекании • аряда через горловину из камеры в цилиндр дизеля, а также вследствие повышенных потерь теплоты через развитые поверхности камеры; плохими пусковыми качествами и относительно сложной конструкцией головки.
Разделенные камеры имеют небольшие размеры и не требуют большой дальнобойности струй. В них для смесеобразования используются в основном газодинамическая энергия перетекания заряда на такте сжатия, а также энергия истекающих из форкамеры через горловину газов после воспламенения топлива, поэтому к процессу топливоподачи в этих камерах не предъявляется особых требований. В дизелях с этими камерами применяются чаще всего штифтовые распылители с большим проходным сечением, обеспечивающие малую <рн даже при высоких пд. Требуемые = 20 — 40 МПа.
Неразделенные камеры позволяют получить небольшие удельные расходы топлива в широком диапазоне режимов работы транспортных двигателей. Различают две основные группы неразделенных камер сгорания: открытого и полуоткрытого типов, хотя возможны и промежуточные варианты. В открытых камерах их поперечное сечение с наибольшей площадью непосредственно соприкасается с надпоршневым пространством и по своей величине близко к площади поперечного сечения поршня. В этом случае образование смеси происходит в основном в воздушном объеме камеры (например, камеры Гессельмана).
2 Файнлейб Б. Н. 33
В полуоткрытых камерах площадь поперечного сечения , соединяющего камеру с надпоршневым пространством, значительно меньше площади сечения поршня (горловина или диаметр самой камеры существенно меньше диаметра поршня). В камерах такого типа наряду с элементами объемной схемы смесеобразования проявляются в той или иной степени элементы пристеночной схемы. Эти камеры находят наибольшее распространение в АТД (см. рис. 1.3). В некоторых камерах с целью обеспечения необходимого проходного сечения впускных каналов и клапанов, а также в;ыноса форсунки из-под крышки головки форсунку смещают и рас полагают наклонно относительно оси цилиндра.
В дизелях с неразделенными камерами сгорания применя ются многодырчатые распылители, образующие серию струй распыленного топлива, взаимодействующих с перемещающимся в камере сгорания воздушным зарядом.
Движение воздуха в цилиндре дизеля достигается путем установки на клапаны ширм, соответствующего направления каналов продувочных окон в двухтактных двигателях, а также применения профилированных впускных каналов тангенциального и улиточного типов. Интенсивность образующегося в этих камерах тангенциального вихря в современных дизелях весьма высока — скорости воздуха на расстоянии нескольких миллиметров от стенки камеры равны 15—40 м/с, а в некоторых моделях достигают больших значений.
В камере сгорания вследствие вытеснения воздуха периферийными частями головки поршня в цилиндре возникают также радиальные вихри, как правило, менее интенсивные, чем тангенциальные. В неразделенных камерах сгорания с развитым тангенциальным вихрем струи топлива, развивающиеся в радиальном направлении из находящегося в центре или близко к центру камеры сгорания распылителя, сгорают в обдувающем их потоке воздуха.
В отечественных АТД нашли распространение объемные камеры, в которых полезное воздействие на рабочий процесс весьма эффективно может быть осуществлено путем управления впрыскиванием топлива. В этих камерах для обеспечения быстрого выгорания основной массы топлива в III, IV периоды необходимо как можно более равномерно распределить топливо в пространстве камеры (макросмесеобразование), а также осуществить гомогенизацию заряда и повысить однородность смеси (микросмесеобразование).
Сточки зрения требований макросмесеобразования необходимо создать определенную пространственную ориентацию струй с учетом формы камеры и направления движения воздушного заряда. Унос продуктов горения из зоны реагирования и исключение заброса продуктов сгорания в зону соседней струи достигаются выбором числа распиливающих отверстий в соответствии со скоростью тангенциального вихря. Гомогенизация и однородность смеси достигаются за счет подачи топлива в камеру в мелкораспы-
34
ленном виде. Чрезмерное уменьшение диаметра капель приводит к быстрому затуханию их скорости, тормозит испарение топлива, а также ухудшает распределение паров по объему камеры.
Современные топливные системы обеспечивают получение в основной фазе впрыскивания капли размером 10—30 мк и менее. Размер капель в струе в различные фазы неодинаков. Из-за низких давлений впрыскивания в начальный и конечный периоды могут образовываться капли весьма большого размера (до 200 мк). Наличие крупных капель в конечной фазе впрыскивания крайне нежелательно, так как это может приводить к неполному сгоранию топлива, сопровождающемуся увеличением расхода топлива и дымности. Однако крупные капли обладают большой пробивной способностью и могут проникнуть в отдаленные зоны камеры. Поэтому наличие в начале впрыскивания таких капель менее опасно, так как на их испарение отводится больший промежуток времени.
В объемных камерах преобладающее значение имеет тангенциальный вихрь, который, обдувая струи со стороны боковой поверхности, способствует интенсивному прогреву и испарению капель, смешиванию паров топлива с воздухом и по мере создания благоприятных для горения концентраций топливовоздушной смеси быстрому и полному выгоранию топлива. В передней части струи имеется фронтальная область, в которой также происходят силовое взаимодействие капель с воздушным зарядом, процессы тепломассообмена и испарение топлива. При этом за перемещающейся фронтальной зоной в шлейфе струи образуются топливные пары, в которых могут начинаться цепные реакции окисления топлива. Испарение топлива во фронтальной зоне будет происходить эффективно, пока топливо встречает на своем пути горячий воздушный заряд. В момент., когда струя достигает относительно холодной стенки камеры, скорость испарения резко падает [25].
В перспективных адиабатных дизелях стенки камеры сгорания имеют намного большую температуру. Однако и в этом случае попадание топлива на стенки камеры нежелательно, так как происходит его крекингование с выделением свободного углерода. При уменьшении длины струи по . сравнению с расстоянием ее свободного развития до стенки камеры имеет место недоиспользование воздушного заряда и уменьшение периода интенсивного испарения топлива, что будет также снижать эффективность смесеобразования.
Если период индукции меньше времени достижения струей стенки, то транспортирование энергии каплями во фронтальную зону струи нарушается вследствие того, что, проходя через зону пламени, капли испаряются, тормозится формирование и продвижение фронта, что приводит к сокращению длины струи по сравнению с эффективным ее значением.
Если период индукции превышает время достижения струей стенки (тст), то это приводит к образованию в камере большого
2*
35
количества паров топлива и одновременному их выгоранию за период быстрого горения и соответственно приведет к жесткой работе дизеля. Таким образом, оптимальными являются условия, при которых тг близка по своему значению к продолжительности достижения фронтом струи стенки (тст), а дальнобойность струй как можно в большей степени приближается к свободному перемещению их до стенки камеры [42, 44].
При существенных отклонениях от изложенной схемы следует ожидать ухудшения эффективности горения (рис. 1.15). При частичных нагрузочных режимах, когда имеется значительный избыток воздуха, а дальнобойность струй меньше пути их свободного развития до стенки, они должны распространиться к моменту начала воспламенения на величину, близкую к их максимальной дальнобойности.
В изложенной модели смесеобразования отдается предпочтение элементам, организующим макросмесеобразование. Основным для итого является также то обстоятельство, что при р™ах, превы шающих 20—25 МПа, суммарная мелкость распыливания, характеризуемая средними диаметрами капель, изменяется незначительно 1161. Кроме того, согласно экспериментам ЦНИТА при впрыскивании топливовоздушной смеси, несмотря на более мелкое распы-ливание топлива, экономические показатели работы быстроходного дизеля оказываются хуже, а дымность отработавших газов выше, чем при обычном впрыскивании, что можно объяснить только уменьшением дальнобойности струй.
Изложенные условия организации эффективного смесеобразования подтверждаются также тем, что углы опережения впрыскивания, соответствующие g™'n при работе ТА с различными объемными скоростями подачи топлива, имеют значения, при которых струи достигают стенки камеры сгорания в момент, близкий к началу воспламенения топлива.
При увеличенном диаметре камеры с большим преобладанием элементов объемной схемы смесеобразования (камера Гессельмана) струи топлива при экстремальных углах опережения не достигают стенок камеры, так как дальнобойность струй при осуществленных вариантах ТА недостаточна. Увеличение угла опережения могло бы и в этом случае немного увеличить степень проникновения струй в камеру к моменту начала воспламенения, однако это отодвигает от ВМТ начало воспламенения топлива, и без этого
Рис. 1.15. Кривые развития дальнобойности струй, ориентированные относительно ВМТ поршня (экспериментальный дизель АМ-74, 150X160 мм, пя = *• 1500 мин-1, Уд. R = 160 мм8): а — камера сгорания ЯМЗ; б — камера сгорания Гессельмана; в— камера сгорания ЦНИДИ; Уц = 160 мм8;
I _ ptnax 26 МПа. 2 _ ртах 36 4 МПа. 3 _ .max 44 МПа- 4 _ ртах в в *в
ш М,2 МПа, V == 40 мм3; 5 — ртах == 10.0 МПа; 6 — ртах = 13 МПа; 7 — ртах == Ц В В в
-= 16 МПа
37
Рис. 1.16. Зависимости показателей и параметров, характеризующих процессы смесеобразования, от критерия интенсивности впрыскивания J
более раннее, чем в камере Лейланд—ЯМЗ, что приводит в связи с меньшей степенью расширения к повышению ge.
В камере ЦНИДИ оптимальными являются условия, при которых воспламенение топлива начинается после достижения струями стенки камеры. Такой результат связан с необходимостью образования в камере этого типа к моменту воспламенения пристеночного слоя. Подтверждением изложенных условий оптимизации смесе-38
Таблица 1.4. Параметры процесса горения
образования являются результаты, которые были получены при отработке параметров ТА для дизелей А90ТК (рис. 1.16) [57]. Наименьший удельный расход топлива достигается тогда, когда время достижения струей стенки камеры <рст приближается к продолжительности периода индукции <рт{.
Графики на рис. 1.15 построены на основе обработки обычных фоторегистраций струи топлива, и, как следует из них, оптимальный момент воспламенения на отдельных режимах наступает несколько позднее достижения вершиной струи стенки камеры. Анализ регистрации струй распыленного топлива методом голографии, выполненный в ЦНИТА [151, показал, что в структуре струи четко идентифицируется ядро с повышенной плотностью капель, где сосредотачивается основная доля впрыскиваемого топлива, а длина сплошной части ядра на 20—30% меньше, чем общая длина струи. Таким образом, оптимальная длина струи за период индукции должна быть равна mLRK. с, где mL — коэффициент структуры струи, определяемый с учетом экспериментальных данных.
Продолжительность горения в соответствии с изложенной моделью должна изменяться примерно на величину изменения времени, необходимого для перемещения струи от положения в момент носпламенения до достижения стенки камеры.
Из табл. 1.4 следует, что при изменении р™ах от 52 до 26 МПа продолжительность сгорания увеличилась на 10° ПВД, а период <рст достижения струями стенки камеры—на 10,8° ПВД.
Из изложенных представлений вытекает весьма важная практическая рекомендация о том, что при уменьшении необходимо всемерно форсировать первоначальный период впрыскивания, н при больших периодах индукции интенсификация впрыскивания не приводит к повышению эффективности смесеобразования. Однако при значительном росте давлений наддува и в адиабатных дизелях (с ограниченным теплоподводом в стенки камеры сгорания), применении специальных присадок к топливу период индукции может уменьшиться весьма существенно и для реализации изложенных требований по достижению струями топлива стенки камеры за период индукции потребуются сверхвысокие реально недостижимые давления при впрыскивании. В этом случае для поддержания активного горения топлива с примерно постоянными давлениями в цилиндре следует так организовывать процесс впрыскивания, чтобы струи топлива достигали стенки камеры за характерный период, пропорциональный сумме и периоду быст-
39
Рис. 1.17. Зависимости <рст от угла опережения впрыскивания при различных р™ах:
/ _ ртах= 51 МПа; 2 _ 46 МПа. 3 _ 44 МПа. 4 _ 36 МПа; 5 _ 26 МПа
рого горения топлива (теплоподвода) <р2_г, установленному на основе анализа термодинамического цикла (с. 29).
Условие достижения струями топлива стенки камеры за характерный период обеспечивает достижение лишь относительного минимума экономичности, не всегда совпадающего с глобальным экстремумом по условиям смесеобразования. Не при любой скорости роста давлений впрыскивания можно обеспечить качественное протекание процессов смесеобразования и тепловыделения и тем самым высокую экономичность дизеля. С существенным уменьшением роста скорости нарастания давлений и соответственно скорости проникновения струй в камеру в начальный период увеличивается угол опережения впрыскивания 0Д, при котором при заданной скорости струи топлива достигают стенки камеры сгорания за период т*. При этом также смещается момент начала воспламенения топлива по отношению к ВМТ и нарушаются условия оптимальной ориентации тепловыделения относительно ВМТ, что приводит к абсолютному ухудшению экономичности дизеля (рис. 1.17).
Максимум КПД ж, определяющий минимальные значения gi, будет иметь место при р™ах = 46 МПа (при этом 0Д = 15°, а <Рн. в “ 3°). При отклонении от этого режима в сторону меньших ргвпах оптимальное значение 0Д, соответствующее достижению струями стенки камеры, смещается в сторону высоких значений <Рн. в» при которых наблюдается существенное уменьшение ж. Таким образом, динамика струй должна быть такой, чтобы значе-
40
ния 0Д, а соответственно (рн. в незначительно отклонялись от необходимых для оптимальной ориентации тепловыделения относительно ВМТ.
В неразделенных камерах с преобладанием элементов пленочной схемы смесеобразования (типов Мойрера, Пишингера) топливо с помощью двух- или однодырчатого распылителя наносится в виде пленки на поверхность камеры, где испаряется и сгорает, вступая в реакцию с кислородом воздуха, движущимся относительно этой поверхности. Вследствие интенсивного вращательного движения заряда более легкие продукты сгорания отжимаются к центру камеры, а холодный и тяжелый воздушный заряд поступает к поверхности камеры, благодаря чему воздушный заряд используется весьма эффективно и достигаются высокие значения pt.
В камерах типа ЦНИДИ топливо наносится на стенку в виде капельно-пленочной структуры и испарение его происходит в основном при нагреве от горячей стенки камеры, а смесеобразование осуществляется за счет интенсифицированных радиальных вихрей. Эти камеры требуют достаточно точной подачи топлива в определенные зоны с целью его эффективного испарения.
Достоинством камер, в которых преобладают элементы пристеночной схемы смесеобразования, является то, что они позволяют ограничить скорости выделения тепла в период быстрого горения при достаточно высоких экономических показателях в связи с тем, что в начальный период процесса горения в образование горючей смеси вовлекается лишь незначительная часть впрыскиваемой дозы топлива, а основное количество консервируется в пристеночном слое в виде пленки на стенках камеры.
Недостатками камер с пленочным (пристеночным) смесеобразованием являются затрудненный пуск двигателя при низких температурах, существенное ухудшение показателей, особенно по уровню дымности и токсичности отработавших газов, при работе на непрогретом дизеле и на частичных режимах. Эти камеры в нашей стране имеют ограниченное распространение лишь в автомобильных дизелях.
Способы обеспечения мягкого протекания процесса сгорания в объемных камерах сводятся к такой организации рабочего процесса, при которой к моменту воспламенения в камере находилось бы как можно меньше смеси, подготовленной к горению. Этого можно добиться уменьшением периода индукции и объема топлива, подаваемого в цилиндр дизеля за период индукции.
Известны три способа уменьшения периода индукции: повышение температуры и давления воздушного заряда, увеличение цетановых чисел топлива и осуществление управляемой подачи топлива (с. 197). В безнаддувных дизелях весьма незначительно можно повысить температуру и давление за счет увеличения степени сжатия (увеличение степени сжатия от 15 до 18 приводит к уменьшению периода индукции лишь на 10%). Кроме того, увеличение
41
1—бензиновые (принимаются за 100%); 2—двигатели с воспламенением от искры, работающие на сжиженном газе; 3 — дизели с непосредственным впрыскиванием топлива; 4 — дизели с предкамерным смесеобразованием
степени сжатия требует в серийном производстве специальных мер по стабилизации величины надпоршневого зазора, что повышает стоимость изготовления двигателей. Более эффективно это реализуется в дизелях с наддувом, которые находят все большее распространение и где благодаря уменьшению периода индукции вследствие более высоких температур в конце сжатия заряда удается снизить максимальную степень нарастания давления в цилиндре дизеля в 1,5—2,0 раза. Еще большего сокращения периода индукции следует ожидать в адиабатных дизелях.
Значительное увеличение цетановых чисел топлива при применяемом нефтяном сырье и технологических процессах его переработки не нашло промышленной реализации. Исследования со специальными присадками подтвердили эффективность их применения для снижения периода индукции. Однако большинство из этих присадок ядовиты или обладают повышенной летучестью и поэтому не находят применения. Следует также иметь в виду, что существенное уменьшение периода индукции может привести к ухудшению экономических показателей работы дизеля вследствие уменьшения времени, отводимого на процессы смесеобразования.
Влияние процессов смесеобразования на токсичность и дымность отработавших газов. Состав вредных составляющих, выделяющихся с отработавшими газами, зависит от типа двигателя (рис. 1.18) и режимов его работы (рис. 1.19). В АТД вредными составляющими являются мелкодисперсные твердые частицы углерода — сажи, определяющей дымность отработавших газов, и газообразные продукты. Сажа имеет малую токсичность, однако на поверхности частиц углерода могут адсорбироваться токсичные канцерогенные вещества. Основными газовыми токсичными состав-
42
Рис. 1.19. Изменение содержания вредных составляющих в отработавших газах дизелей (с непосредственным впрыскиванием): а — по нагрузочной характеристике; б — по скоростной характеристике;
------ — скоростная характеристика;-----------режим холостого хода
тяющими в отработавших газах дизеля являются оксиды азота (XNOx), оксид углерода (СО), а также несгоревшие углеводороды (CmHn) и альдегиды. Ориентировочная взаимосвязь размерностей величин, в которых оценивается содержание вредных выбросов и отработавших газах, представлена в табл. 1.5 1 *. 1
Для суммарной оценки токсичных веществ применяется также индекс концентрации представляющий собой безразмерную величину, равную кратности. такого разбавления отработавших гнзов воздухом, при котором концентрация каждого из рассматриваемых компонентов (СО, NOX, CmHn) равнялась бы его предельно допустимой среднесуточной концентрации (ПДК) в атмосферном ноздухе населенных пунктов 1
К* = СО/\ NOX/| S NOX) + СЛ/1 CmHn), где COSNOX, SCmHn — концентрация токсичных компонентов в отработавших газах; | СО |, | SNOX j, |CmHn| — ПДК.
По существующим техническим нормам среднесуточные ПДК в атмосферном воздухе имеют следующие значения: | SCO | — - 0,0006 мг/м8, | SNOX = 0,0085 мг/м8.
Наиболее вредными продуктами являются оксиды азота, содержание которых в отработавших газах может достигать - 0,5% по объему и которые в основном определяют токсичность выбросов дизелях. Содержание СО в дизелях в отличие от бензиновых дви-
1 Уточненные зависимости для подсчета вредных составляющих /регламен-
тируются ГОСТ 17.2.2.05—86.
43
Таблица 1.5. Перевод единиц измерения параметров токсичных составляющих отработавших газов *
со е К g о о \ Z \ Ml Единица измерения
1,00 3,65 0,68 600 0,06 1,00 3,65 0,68 1300 0,13 4,0 13,6 , 2,8 1400 0,14 мгк/Дж г/(кВт-ч) мг/л чнм (PPM) % (по объему) 1
* Перевод услбвен. При пересчете принято: !ge = = 272 г/( кВт-ч); a = \l,6.
гателей невелико и не превышает 0,5%, выброс углеводородов (в пересчете на метан) может достигать около 0,5%, а альдегидов (в пересчете на формальдегид) — около 0,002%.
Основным из компонентов оксидов азота в отработавших газах является окись азота NO (до 90%), которая, попадая в окружающую среду, быстро окисляется до двуокиси азота NOa. Средние значения токсичных составляющих в дизелях различного типа представлены в табл. 1.6.
Нижние пределы изменения токсичных компонентов относятся к дизелям с форкамерным и вихрекамерным смесеобразованием,
верхние — к дизелям с непосредственным впрыскиванием топлива. Дизели с пленочным (пристеночным) смесеобразованием (М-про-цессом) по содержанию токсичных составляющих мало отличаются от дизелей с объемной схемой смесеобразования. Усредненные
значения уровня токсичности некоторых отечественных дизелей
с непосредственным впрыскиванием топлива, определенные по ОСТ 23.1.440—76, представлены в табл. 1.7.
Нормы на выброс вредных веществ с отработавшими газами тракторных и комбайновых дизелей регламентируются ГОСТ 17.2.2.05—86 (табл. 1.8), а на дымность — ГОСТ 17.2.02—86.
Окончательно механизм образования вредных продуктов в АТД не установлен. Условия, вызывающие выброс тех или иных токсичных составляющих с отработавшими газами, могут быть прояснены
из анализа состава выбросов в двигателях различного типа (см. рис. 1.18). Таблица 1.6. Предельные значения содержания токсичных продуктов в дизелях
Выброс SNOX наиболее высок у бензиновых двигателей и дизелей с непосредственным впрыскиванием топлива, в то время как у газовых двигателей и предкамерных дизелей он существенно меньше. Объясняется это тем, что в бензиновых двигателях имеет место более высокая температура, а в дизелях — больший избыток кисло- Частотный режим Пределы изменения ENOx> мг/л Ст^-П' мг/л со. %
ПД. н ПД- н пд. М ПД. м Верхний Нижний Верхний Ннжннй 3—4,5 2 6 2 0,70— 0,90 0,06— 0,25 0,80— 0,50 0,05— 0,25 0,12— 0,18 0,13— 0,11 0,07— 0,2 0,02-ОЛ
44
рода и высокая локальная температура в отдельных зонах камеры сгорания.
Дымность отработавших газов в дизелях намного больше, чем в карбюраторных двигателях, так как в углеводородных топливах образование углерода происходит при горении богатых смесей с ос < 0,33, в которых недостаточно кислорода для окисления углерода в газообразные продукты. В камере сгорания дизеля а изменяется от 0 до оо и всегда имеются условия для образования сажи. В карбюраторном двигателе при горении гомогенных и однородных смесей значения а = 0,33 приближаются к концентрационному пределу распространения пламени. Поэтому в них выброс сажи почти* не наблюдается. Количество выделяющейся сажи в дизеле зависит от интенсивности ее выгорания в III
Таблица 1.7.
Уровень токсичности отечественных АТД
Модель дизеля Выброс, г/(кВт- ч)
н О Z м О о
Д-144 Д-120 СМД-18Н СМД-66 Д-240Т СМД-31А ЯМЗ-238 ЯМЗ-740 17,8 14,3 22,0 17,3 16,0 13,8 16,9 19,0 6,5 1,8 7,3 3,8 2,2 4,3 6,0 4,0
и IV периоды горения.
Пониженный выброс СО в дизелях по сравнению с бензиновыми двигателями объясняется тем, что СО легче образуется в ходе
холоднопламенных реакций при горении топливовоздушных смесей
с некоторым недостатком кислорода, а также вследствие диссоциации СО, при высоких температурах, которые имеют место в бензиновых двигателях.
Углеводороды обычно сохраняются у холодных стенок камеры, где происходит обрыв цепей реакций окисления. Поэтому их выброс преобладает, хотя и незначительно, в карбюраторных двигателях, так как рабочая смесь по большей поверхности контактирует со стенками. Альдегиды образуются в период холоднопламенных реакций, предшествующих воспламенению топлива, и при
Таблица 1.8. Нормы на аыброс вредных веществ, г/(кВтч)
' " Параметр Обозначение Дизель
Тракторный Комбайновый Тракторный, работающий в закрытых помещениях
Удельный выброс окис-лов азота, не более 22,0 25,0 13,0
Удельный выброс окис-лов углерода, не более gco 10,0 12,0 4,0 (с нейтрализатором)
Удельный выброс углеводородов, не более 3,5 4,0 2,0
45
высокой температуре обычно сгорают, хотя часть из них может выделяться с отработавшими газами.
С увеличением нагрузки (см. рис. 1.19) дымность отработавших газов возрастает, а также увеличивается содержание SNO*. При высоком ре наблюдается тенденция к снижению SNO,.. Такое первоначальное изменение содержания SNOX с ростом нагрузки объясняется увеличением температуры заряда. По мере дальнейшего роста ре уменьшается концентрация кислорода в топливовоздушной смеси, что затормаживает процесс образования SNOX. Содержание углеводородов и СО с увеличением нагрузки вначале уменьшается, а затем, по мере роста ре, также возрастает. Это объясняется тем, что в связи с ухудшением распыливания топлива при весьма малых нагрузках содержание CmHn и СО повышается при возрастании ре по сравнению со средними значениями, это объясняется относительным уменьшением кислорода в топливовоздушной смеси.
С увеличением пд дымность вначале уменьшается, что связано с улучшением условий образования смеси при первоначальном росте пд (повышением давлений впрыскивания и интенсификацией движения воздушного заряда). Рост дымности при высокой частоте вращения определяется сокращением времени, отводимого на процессы смесеобразования и горения топлива. Примерно такой же характер изменения имеют значения CmHn и СО.
С увеличением пд количество SNOX или меняется весьма незначительно, или имеет тенденцию к уменьшению, что можно объяснить сокращением времени, отводимого на протекание реакций в цилиндре. С переходом на режим холостого хода присутствие почти всех токсичных составляющих в отработавших газах (СО, SNOX), а также дымность уменьшается, в то время как содержание CmHn может возрастать, что связано с ухудшением распыливания топлива при малых цикловых подачах. С улучшением смесеобразования и ростом а содержание сажи, СО, CmHn в отработавших газах уменьшается.
Для уменьшения оксидов азота предлагаются мероприятия, снижающие максимальную температуру цикла: перепуск части отработавших газов во всасывающий коллектор (уменьшается период индукции за счет добавки к смеси активных продуктов, находящихся в отработавших газах, и соответственно снижается максимальная температура цикла), охлаждение входящего в двигатель воздуха, подача в цилиндр дизеля воды, эмульгирование топлива и др. Для снижения дымности предлагается насыщать топливо воздухом. Следует отметить, что эти способы не нашли еще широкого применения в серийно выпускаемых двигателях, так как существенно усложняют конструкцию и снижают надежность работы дизеля, а некоторые из них способствуют увеличению расходов топлива и снижению мощности дизеля.
В последние годы интенсифицировались работы по совершенствованию процессов смесеобразования в дизелях с непосредственным
46
впрыскиванием топлива путем разработки новых, более совершенных схем камер. Снижению дымности при работе на установившихся режимах способствует широкое внедрение наддува, при ко-1ором имеет место высокий коэффициент избытка воздуха. Значи
тельное влияние на содержание токсичных составляющих в отработавших газах можно оказывать в дизелях с непосредственным впрыскиванием управлением процесса топливоподачи.
Применение дожигателей в дизелях неэффективно, так как основной вредной составляющей при этом является SNOX. Исполь
зование вихрекамерных и форкамерных дизелей частично решает задачу уменьшения токсичности, но влечет за собой ухудшение
топливной экономичности.
1.3. ХАРАКТЕРИСТИКА ТОПЛИВ
Общие требования. В АТД в качестве дизельного топлива при-
меняются в осйовном смеси керосиновых (с температурой выкипания 150—300 °(Е), газойлевых и соляровых фракций (с температурами выкипания 220—350 и 300—360 °C соответственно), получаемых прямой перегонкой нефти или в результате каталитического крекинга нефтепродуктов. В многотопливных дизелях возможно использование ’ бензинов.
В последние годы начато
внедрение в дизелях топ- Таблица 1.9. Энергосодержание топлив
лив расширенного фракционного состава^ газового конденсата, являющегося попутным продуктом при добыче газа, а также активно ведутся рдботы по применению в дизелях аль*-гернативных топлив не-пефтяного происхождения (спиртов: этилового — этанола, метилового — мета-лона, аммиака, газов — сжиженного — пропан-бутановых смесей, природного с преобладанием метана, водорода, биогаза); жидких топлив синтетического и растительного происхождения и др. Энергосодержание традиционных и альтернативных топлив представлено в табл. 1.9.
К топливам предъявляют требования, исходя из особенностей протекания
Энергоноситель Удельное массовое энергосодержание, Мдж/кг Удельное объемное энергосодержание, Мдж/дм’
Дизельное топ- 36,00 30,00
ЛИБО Бензин 37,00 28,00
Сжиженный про- 23,00 23,00
пан Этанол 25,00 21,00
Метанол 18,00 16,00
Газообразный во- 1,50 2,10
дород в сжатом состоянии Сжиженный во- 22,00 5,10
Дород Водород в связанном состоянии (в металлогидри-дах).- FeTiHx 1,70 4,40
MgHx 2,90 2,60
Электрическая а ккумул яторная батарея: свинцово-кис- 0,08 0,25
лотная натрий-серная 0,50 0,60
47
Таблица 1.10. Элементарный состав жидких топлива
Топливо Массовая доля элементов кг/кмоИь Молекулярный вес
с н О
Автомобильный бензин (среднего состава) Керосин (среднего состава) Дизельное топливо (среднего состава) 0,855 0,860 0,870 0,145 0,137 0,126 0,003 0,004 0,5/16 О.ЙОб 0,447 114,0 130,0 170,0
рабочего процесса дизеля, работы топливной аппаратуры и условий эксплуатации дизелей. Для обеспечения / эффективного протекания процессов смесеобразования и сгорания необходимо соблюдение ряда условий. Дизельное топливо должно обладать хорошей испаряемостью, его пары должны быстро диффундировать при высоких температурах; необходимо, чтобы оно легко воспламенялось с относительно малым периодом индукции и быстро сгорало с большей полнотой при минимальной токсичности отработавших газов. ]
Для обеспечения стабильной и надежной раббты двигателя и ТА при сгорании топлива не должно происходить/нагарообразова-ния и выделения смол на деталях камеры сгораний и иглах распылителей, закоксовывания отверстия распылителей, корродирования поверхности емкостей, а также деталей ТА;, топливо должно иметь в своем составе как можно меньше механических примесей, воды и хорошо фильтроваться.
Эксплуатация дизелей на открытом воздухе в различные времена года и в различных климатических зонах требует, чтобы при низких температурах окружающей среды топливо не кристаллизовалось и не теряло вязкости, а при высоких — в нем не образовывались паровые пробки, нарушающие нормальную работу ТА. Топливо при длительном хранении не должно изменять своих свойств.
Элементарный состав. Жидкие топлива, применяемые в двигателях, состоят в основном из трех элементов: углерода С, водорода Н и кислорода О (табл. 1.10).
Структурный и химический состав. В состав топлив входят в основном четыре группы углеводородов.
В парафиновых (предельных) алканах CmHm+2 атомы углерода связаны простой (одинарной) связью, а все единицы валентности, не затраченные на связь между атомами углерода, насыщены атомами водорода. В гомологическом ряду после цетана (С1вН34) нормальные предельные углеводороды представляют собой твердые вещества. Парафины наиболее склонны к воспламенению в цилиндре дизеля по многостадийной схеме цепочнотеплового взрыва и имеют малые периоды задержки воспламенения, обусловленные
48
высокими цетановыми числами (рис. 1.20). Изоалканы имеют более
низкие цетановые числа, чем нормальные углеводороды.
В олефиновых (непредельных алкенах) CmH2m имеется одна двойная связь между атомами углерода. Начиная сС18Н8в непредельные углеводороды представляют собой твердые вещества. По сравнению
с предельными алканами они имеют меньшие значения цетановых Чисел. Из-за наличия
двойной связи ненасыщенные углеводороды легко окисляются и полимеризуются. Их присутствие в топливе определяет склонность его к нлгаро- и смолообразованию. Наличие их в Топливе оценивается йодным числом.
Нафтеновые (циклопарафины, цикланы) углеводороды CmH3m име
Количестбо атомов С 6 молекуле
Рис. 1.20. Зависимость цетановых чисел топлива от числа атомов углерода:
О — алканы; X — алкены; Л — цикланы; czr — бензолы
ни кольцевую структу
ру, состоящую из атомов углерода, соединенных простыми связями; остальные связи заме
щены атомами водорода.
По химическим свойствам сходны с предельными углеводородами, устойчивы к действию окислителей. Воспламеняемость худшая, чем у алифатических углеводородов, имеющих разветвленную структуру (предельных и непредельных). Имеют мень
шие значения цетановых чисел.
Ароматические углеводороды CmH.2m_e, молекула которых содержит шесть атомов углерода, соединенных в кольцо с тремя одинарными и тремя двойными связями, имеют структуру, называемую бензольным ядром. Основой ароматических соединений является бензол СвНв. Они обладают большой термической стойкостью и
мало склонны к распаду и воспламенению, хорошо испаряются. Цетановые числа у ароматических углеводородов ниже, чем у нормальных алканов. Еще более низкими цетановыми числами обладают нафталины, молекулы которых представляют собой два объединенных бензольных кольца. Одно из этих соединений — /-метилнафталин СцН10, цетановое число которого принимается равным нулю, применяется в качестве эталона вещества при оценке воспламеняемости дизельных топлив.
Химический состав природных газовых топлив применительно к различным газопроводам СССР представлен в табл. 1.11.
Фракционный состав. Товарные дизельные топлива имеют температуру начала перегонки 180—240 °C и температуру конца
4ft
Таблица 1.11. Состав природных Тазов
Месторождение Состав газа, % по объему я МДж/м*
СО, сн4 стнп N, Не
Саратовское 0,75 87,7 3,70 7,80 — 33,39
Ставропольское 0,43 93,8 3,15 2,60 0,018 34,90
Дашавское 0,16 98,9 1,52 0,40 0,018 33,44
Шебелинское —- 94,1 4,77 1,15 — 35,32
Среднеазиатское 0,60 93,8 4,97 0,65 — 35,03
Уренгойское 0,30 99,4 0,30 — -— 37,61
Ямбургское 0,20 99,6 0,20 ’— -—' 36,59
кипения 320—360 °C. Такой состав топлив обеспечивает необходимое цетановое число и исключает образование паровых пробок в системе низкого давления. Стремление увеличить выход дизельных топлив из нефти привело к созданию топлива расширенного фракционного состава, в котором уменьшена нижняя температура кипения без ухудшения его воспламеняемости. К этому же привело применение топлив утяжеленного состава.
Температура вспышки. Это наименьшая температура топлива, ; при которой испарившиеся наиболее легкие фракции могут образо- : вать над поверхностью топлива горючую смесь с воздухом, способную воспламеняться от постороннего пламени. Определяется по ГОСТ 6356—75*. Чем тяжелее топливо, тем ниже температура его вспышки.
Температура воспламенения. Это наиболее низкая температура топлива, при которой горючая смесь паров топлива с воздухом вспыхивает от постороннего пламени и продолжает гореть вследствие испарения топлива. Температуры вспышки и воспламенения топлив не определяют их поведение в цилиндре дизеля, а характеризуют пожарную опасность топлив.
Температура самовоспламенения. Это температура, при которой воспламеняется смесь без постороннего источника. Нормальные углеводороды по температуре самовоспламенения /св располагаются в следующем порядке: парафиновые, олефиновые, нафтеновые, ароматические. Первые три группы мало различаются по этому параметру. Ароматические имеют более высокие значения /св- Температура самовоспламенения многокомпонентных топлив не подчиняется закону аддитивности. Некоторые топлива имеют следующую /св, °C:
Бензины: А-72 ................................................ 330
Б-95 ................................................ 440
Дизельное топливо: летнее (Л) 310
зимнее (3) 240
арктическое...........................................230
50
Склонность топлива к самовоспламенению в условиях цилиндра и теля оценивается цетановым числом — объемным содержанием чана С18Н34 в процентах (цетановое число которого принято ы 100) в смеси с а-метилнафталином СцНю (цетановое число принято равным нулю). При испытаниях на специальном одноцилиндровом дизеле оно имеет такую же воспламеняемость, как и испы- уемое топливо (ГОСТ 3122—67*, СТ СЭВ 2877—81).
При применении бензинов в дизелях надо иметь в виду, что "ьгановое число, которое характеризует антидетонационные свой-< та бензинов [6], связано с цетановым числом следующей прибли-»ю*пной зависимости:
120—октановое число Цетановое число =----------а--------.
Показателем химической активности топлив является энергия активации £, которую необходимо подвести к смеси топлива с fl целителем, чтобы началось горение топлива с выделением тепла. В реакциях свободных ато-
нии и радикалов с молеку-’i.-iMH энергия активации । к тавляет 12,5—21,0 кДж/
Таблица!.12. Пределы воспламеняемости горючей смеси по а (при р = 0,1 МПа и Т = 293 К)
Топливо Коэффициент а
Нижиий предел Верхний предел
Авиабензин 1,13 0,675
Автобензин 1,10 0,650
Дизельное 1,05 0,820
Бензол 1,10 0,708
Окись углерода 1,95 0,570
Водород 8,70 0,320
Метан (природ- 1,99 (1,85) 0,400
ный газ) Сжиженный газ 1,73—1,50 0,400
Аммиак 6,50 —
миль, в реакциях между молекулами — 126 кДж/ моль. Кажущаяся энергия активации при протекании процессов воспламенения Горючей смеси в условиях цилиндра дизеля может составлять 16,8— 09,4 кДж/моль.
При однородных по Концентрации горючих смесях топлива с воздухом пределы воспламеняемости ймнисят от коэффициента избытка воздуха а (табл. 1.12).
Теплота сгорания топлива (табл. 1.13). При оценке моторных Топлив обычно Используется значение низшей теплоты сгорания (без учета тепла, идущего на испарение воды). Теплота сгорания определяется сжиганием топлива в калориметре (ГОСТ 21261—75*, СТ СЭВ 3965—83) или рассчитывается.
Нагаро- и лакообразующая способность. На деталях камеры
'орания,, включая распылитель, могут иметь место отложения ннгара и лаковой плёнки. Нагар в основном состоит из кокса, • молистых веществ, несгоревшей части масла и топлива и по структуре может быть плотным, рыхлым или пластичным. Наибольшая Скорость образования нагара имеет место в начальный период
51
Таблица 1.13. Удельная теплота сгорания
Топливо Температура выкипания, °C Массовое содержание элементов в топливе. % Удельная теплота сгорания» кДж/кг U кг воэд. кг топл.
Ароматические Нафтены Парафины топ- лива горючей смеси
Бензин Б-70 65—146 14,0 39,6 46,4 44 400 2800 14,90
Керосин (на ба- 154—265 2,6 5,2 92,2 43 596 — —
зе парафинов) ШФС 41—286 _ - 42 420
Дизельное зим- 161—350 18,3 55,3 26,4. 42 700 2770 14,40
нее Солярное масло 185—378 24,7 — - 42 430 — —
Этиловый спирт —78,4 — — — 2 600 2760 8,60
Метиловый —64,7 — — — 22 000 2760 6,50
спирт Бензол — — — — 40 000 2770 13,20
Природный газ — 162 — — — 49 152 — 17,30
Водород —253 — — — 118 272 34,80
Аммиак —33,4 — — — 17 165 — 6,13
Сжиженный газ —42 — — — 45 780 —
работы дизеля; затем толщина слоя стабилизируется. Увеличению нагарообразования способствует наличие в топливе смолистых веществ, серы, ароматических углеводородов. По мере утяжеления топлива его склонность к нагаро- и лакообразованию увеличивается. При одинаковой температуре кипения парафиновые углеводороды имеют наименьшую склонность к нагарообразованию, затем идут нафтены, олефины и ароматические углеводороды.
Лаковые отложения влияют на подвижность иглы распылителя. Наименьшие количества лаковых отложений наблюдаются при использовании наиболее легких топлив. Ароматические углеводороды обладают более высокой склонностью к лакообразованию, чем парафино-нефтеновые.
Смолообразующая способность. При длительном хранении топлив может иметь место их осмоление и, как следствие, загрязнение резервуаров, затруднение в работе фильтров, засорение трубопроводов. Смолы представляют собой высокомолекулярные продукты окисления и уплотнения углеводородов и неуглеводородных примесей, находящихся в топливе. Наибольшей склонностью к смолообразованию обладают непредельные углеводороды. Содержание смол определяют по ГОСТ 8489—85.
Плотность и сжимаемость. Плотность топлива р при температуре t может быть найдена по значению плотности р0 при нормальной температуре из следующего выражения (391:
р = р. - 10"* (18- 13р.) о -
52
Плотность рр по значению плотности р0 при нормальных условиях может быть определена по формуле [39]
рР = Ро + 400р/(106ро).
При атмосферных условиях истинный коэффициент сжимаемости топлива — относительное изменение объема при изменении давления на 1 МПа — может быть найден из выражения
а0 = 4О,4ро'5’И/1О5.
Истинный коэффициент сжимаемости при различных давлениях р [391
а,106= (40,4 - 0,1р)/ро'Ю““-’в’
Среднее значение коэффициента сжимаемости в диапазоне давлений 0 — р
, р I
a ~ ( J % ) Р-'б /
Вязкость — свойство жидкостей оказывать сопротивление перемещению одной части жидкости относительно другой. Согласно закону Ньютона, F = pSdc/dx (F — сила трения; S — площадь слоя; dc/dx — градиент скорости).
Коэффициент пропорциональности р называется динамической вязкостью (Па-с); отношение Динамической вязкости к плотности — кинематической вязкостью:
v = р/р.
Связь вязкости топлива с его плотностью определяется зависимостью [391
lg v+ 1g 10е = (l,3-10"sp — 1)/(1 — 10“sp).
Изменение вязкости vf с изменением температуры может быть найдено пб значению вязкости v0 при 20 °C [39]
v* = v0 4- (l,lv0 — 0,3) (1,3 — lg 0- '
Изменение вязкости с изменением давления может быть определено из выражения [39]
vp/v0 =* e10fcp,
где b = l,4-10"s + l,56-10~evo для дизельного топлива.
Вязкость топлив может оцениваться также относительным ! показателем (°Е), определяемым на специальном вискозиметре I соответствии с ГОСТ 33—82*.
Существует следующая связь кинематической вязкости (мм3/с) с относительной вязкостью (°Е):
53
v. мм’/с . 1.0 1.1 1,2 1,3
v, "Е........ 1,0 1.02 1,03 1,04
V, мм*/с ... 3,0 4,0 S.0 6,0
v, "Е...... 1,22 1,31 1,40 1,48
V, мм*/с • . . 14,0 18,0 16,0 17.0
v, "Е...... 2,22 2,32 2,43 2,84
1.4 1,5 1.6 1.7 1,8 1.9 2,0
1,05 1,07 1,08 1,09 1,10 1,11 1,12
7,0 8,0 9,0 10,0 11,0 12,0 13,0
1,87 1,68 1,78 1,83 1.93 2.02 2,12
18,0 19,0 20,0 21,0 22,0 23,0 24,0
2,65 2.76 2,88 2.99 3,10 3,22 3,38
Температура кипения. Для подсчета температуры кипения индивидуальных углеводородов парафинового и олефинового составов нормального строения может быть использована формула [53]:
ts = 10]/10mT—375 .
Зависимость температуры кипения топлива от давления определяется выражением
- АРП^П>
где для 0,0025 < р < 0,013 МПа А = 0,63, п = 0,063; для 0,013 < р <0,1 МПа А — 0,58, п = 0,082; для 0,1 < р < <0,5 МПа А = 1,0, п = 0,1.
Давление насыщенных паров. Это давление соответствует равновесному состоянию жидкой и газовой фаз вещества и зависит
в зависимости от температуры:
I — снятии; 2 — авиационный бензин; 3 — авнациоииай бензин бакинский; 4 — автомобильный крекинг-беизии; 5 — бензин Б-70; 6 иэооктаи; 7 — топливо Т-1; 8 — керосин бакинский; 9 — дизельное топливо
группового состава топлива паров индивидуальных угле-
Таблица 1.14. Удельные теплоемкость и теплота парообразования топлив
Топливо Удельная теплоемкость, кДж/(кг- К) Удельная теплота парообразования. кДж/кг
Дизельное 1,88 210
топливо
Этиловый 2,39 919
спирт 2,43 1103
Метиловый
спирт Бензин:
А-76 2,09 297
АИ-93 1,97 306
Бензол 1,67 381
Природный 1,55 —
газ
Сжиженный 388 —
газ
Водород 488 —
Аммиак 1370 —
54
Водородов и моторных топлив при нормальной температуре может быть вычислено по формуле [391
Igp 4- IglO = 11,3 — 4770/(568 — tc).
Теплоемкость. Различают средние удельные теплоемкости ср или [кДж/(кг-К)1 и средние мольные теплоемкости тср и тсо |кДж/(кмоль* К) 1. Теплоемкость сРо
жидких углеводородов при /= 0 может быть вычислена с точностью до 4% по формуле для нефтепродуктов с плотностью 0,72 Р к 0,96 [39]
сРо — 0,403/V р.
Удельные теплоемкости некоторых Топлив представлены в табл. 1.14.
Теплота парообразования. Для многокомпонентных топлив подсчи-п.1вается средняя эффективная тепло-| | парообразования в зависимости от среднего молекулярного веса и средней температуры кипения (табл. 1.14).
Зависимость теплоты парообразования от давления, при котором происходит испарение топлива, может быть определена из уравнения
4„ = /81(1-е«р)/(1-е,)10-4,
где бкр ~ ТП\Р и 6S = ТS₽/Tкр Приведенные температуры.
Теплопроводность. Коэффициенты теплопроводности жидких индивидуальных углеводородов при нормальных условиях можно определить По формуле [39]
Хо = 0,419(0,41 — 0,8-10"8тт),
Рис. 1.22. Коэффициент диффузии паров топлива в зависимости от температуры:
/ — авиационный бензин; 2 — бензол; 3 — толуол; 4 — изопентан; 5 — н-гексаи; 6 — и-гептан; 7 — циклогексан; 8 — метилцик-логексаи; 9 — изооктаи; 10 — п-ксилол; 11 — м-ксилол; 12 — о-кси лол; 13 — этилбензол; 14 — пропиловый спирт; 15 — спирт; 16 — ацетон; 17 — бензин; 18 —
керосин
в моторных топлив — из выражения Хо = 0,117/р.
Изменение коэффициента теплопроводности жидких топлив с Повышением температуры определяется с точностью до 10% из Выражения
X = Хо (1 — at),
Рде а = 0,0011 для диапазона температур 0—200 °C.
55
Диффузия. В каждом гомологическом ряду углеводородов коэффициент диффузии уменьшается с возрастанием молекулярного веса и усложнением структуры молекулы. При одинаковом молекулярном весе наибольшие значения D наблюдаются у нафтеновых углеводородов, затем идут парафиновые и ароматические углеводороды (рис. 1.22). Для идеальных газов коэффициент диффузии подчиняется закону аддитивности; при температуре Т и давлении р он может быть определен по формуле
DT. р = D (7770) (Ро/р)-
Растворимость газов. Двухфазная система жидкость —газ, и в частности топливо — воздух, может образовывать в зависимости от степени дисперсности воздушной фазы раствор воздуха в топливе, механическую смесь (эмульсию) и пену. Под раствором обычно понимают гомогенную смесь молекул газа с молекулами жидкости, в то время как эмульсия представляет собой равномерное распределение скоплений газа в виде пузырьков в объеме жидкости. Под пеной подразумевают ячеисто-пленочные дисперсные системы, образованные существенными объемами газа, разделенными сравнительно тонкими пленками жидкости. В соответствии с законом Генри объем газа, который может раствориться в жидкости до ее насыщения (объемная концентрация газа в жидкости), прямо пропорционален давлению на поверхности раздела двух фаз
С = Ув/Уж = Юбр, где VB — объем растворенного газа, отнесенный к атмосферному давлению; 1/ж — объем жидкости; р — абсолютное давление; k — коэффициент растворимости, k = 0,12 для случая растворения воздуха в дизельном топливе (ГОСТ 305—82) при температуре 35—40 °C [39].
С повышением температуры способность газа растворяться в жидкости несколько уменьшается.
Нормы на применяемые в дизелях топлива. Основным топливом для АТД является топливо (ГОСТ 305—82*), получаемое путем прямой перегонки нефти, гидроочистки и депарафинизации или путем смешения его с каталитическим газойлем (не более 20% от состава смеси). Кроме того, в дизелях могут применяться газоконденсатное топливо, экспериментальные топлива широкого фракционного состава, а также бензины и др. (табл. 1.15—1.17). Смолы, мыла нафтеновых кислот, оксиды железа, алюминия и кремния, имеющиеся и образующиеся при транспортировке и хранении топлива, могут забивать фильтрующие элементы и приводить к преждевременной потере ими пропускной способности. Поэтому в ГОСТ 305—82* введены показатели фильтруемости топлива, оцениваемые по ГОСТ 19006—73. Топлива облегченного расширенного фракционного состава имеют температуру начала кипения 30—60 °C, а конца кипения — 380 °C. Физико-химические
56
Т> С л ж Ж а I.!'® Плгаиетрм лвшмх т~т
Показатель Стандарт на Топливо дизельное (ГОСТ 305 — 82*) ТУФС (топливо утяжелен- Топливо моторное для средне- и малооборотиых дизелей (ГОСТ 1667—68*)
метод испытаний Л (летнее) 3 (зимнее) А (арктическое) кого фракционного состава) дт высшей категории дт ДМ высшей категории
Температура окружающего воздуха, °C (нижний предел), прн которой допускается эксплуата- — 0 (—20—30) -50 0 —
ция Цетановое число, не менее Фракционный состав: начало перегонки, °C; 50% перегоняется при температуре, °C, не менее 96% перегоняется при температуре (конец перегонки), °C, не менее до 250 °C перегоняется, %, не более Кинематическая вязкость, мм3/с: при 20 °C > 50 °C Температура застывания, °C, ие выше, для климатической зоны: умеренной холодной ГОСТ 3122—67* ГОСТ 2177—82* ГОСТ 33—82* ГОСТ 20287—74 280 360 3,0—6,0 — 10 4 280 340 1,8-5,0 —35 -45 5 255 330 1,5—4,0 -55 280 360 -10 ГОС не 20 Т 1667 норм и 15 36 —5 —68* рует 130 10
Продолжение табл. 1.15
Показатель Стандарт иа метод испытаний Топливо дизельное (ГОСТ 305—82*) ТУФС (топливо утяжеленного фракционного состава) Топливо моторное для средне- и малогабаритных дизелей (ГОСТ 1667-68*)
Л (летнее) 3 (зимнее) А (арктическое) ДТ высшей категории ДТ дм высшей категории
Температура помутнения, °C гост 5066—56* — — — +5 ГОСТ 1667 -68*
не выше, для климатической зоны: умеренной холодной Температура вспышки, опреде- (второй метод) ГОСТ 6356—75* -25 -35 __ 40 не 70 норми 65 зует 85
ляемая в закрытом тигле, °C, не выше: для тепловозных и судовых — 61 40 35 .— — —
дизелей и газовых турбин для дизелей общего назна- — 40 35 30 — — — —
чеиия Массовое содержание серы, %, гост 19121—73* — — — 0,5 — — —
не более, в топливе: вида I, » II, малосернистом гост 1437-75* 0,2 0,2 0,5 0,2 0,4 0,5 0,5 —
сернистом Массовая доля меркаптановой гост 17323—71* 0,01 0,01 0,01 0,01 1 >5 ГОС 1.5 Т 1667 2,0 —68*
серы, %, не более Концентрация фактических смол, мг иа 100 см3 топлива, не более Кислотность, мг КОН на 100 см3 топлива, не более гост гост 8489—85 5985—79* 40 5 30 5 30 5 40 5 не нормирует То же »
“ : : д с л ж е е табл. 1.15
Показатель Стандарт на метод испытаний Топливо дизельное (ГОСТ 305-82*) ТУФС (топливо утяжеленного фракционного состава) Топливо моторное для средне- и малооборотиых дизелей (ГОСТ 1667-68»)
Л (летнее) 3 (зимнее) А (арктиче* ское) ДТ высшей категории ДТ дм высшей катего- рии
Йодное число, г йода на 100 г топлива, не более гост 2070—82* 6 6 6 — ГОСТ1667—68* не нормирует
Зольность, %, не более гост 1461—75 0,01 0,01 0,01 , 0,01 0,02 0,04 0,06
Коксуемость 10%-ного остатка, %, не более гост гост 19932—80; 19932—74* 0,30 0,30 0,30 0,30 3,00 3,00 9,0
Коэффициент фильтруемости, не более гост 19006—73 3 3 3 3 ГОСТ 1667—68* не нормирует
Массовое содержание механических примесей, % гост 6370—83* Отсутствует 0,05 0,05 0,1
Массовое содержание воды, % гост 2477-65 0,1 0,5 0,5
Плотность при 20 °C, кг/м*, не более гост 3900—85 860 840 830 860 — 930 970
Массовая доля ванадия, %, не более гост 10364-64 — — — — 0,01 0,015 0,01
Примечания: I. В топливах отсутствуют сероводород (ГОСТ 17323—71*), водорастворимые кислоты и щелочи (по ГОСТ 6307—75*), топливо (ГОСТ 305—82*) испытания иа медиоЯ пластинке выдерживает (по ГОСТ 6321—60*). 2. Температура самовоспламенения топлив по ГОСТ ЗОБ—82*: 300 °C (Л), 310 ®С (3) и 330 ®С (А), по ГОСТ 1667—68* — 350—370 ®С; взрывобезопасная концентрация паров топлив в смеси с воздухом составляет 2—3% (по объему); предельно допустимая концентрация паров топлива (углеводородов) в рабочей зоне 300 мт/м®. 3. ГОСТ 305 — 82* и ГОСТ 1667 —68*. также ТУ иа ТУФС и ШФС предусмотрены условия поставки и другие дополнительные требовании, часть иа которых допускают некоторые отклонении от параметров, указанных в таблице.
Таблица 1.1
Топлива для реактивных двигателей Я (ГОСТ 10227—86} Я
TC-I 6 С1 О ео 6
Показатель Стандарт на метод испытаний Высшей категории качества (ОКП 02 S121 0104) ! первой категории качества (ОКП 02 5121 0102) Т-1 первой катег рии качества (ОКП 02 5121 010 Т-2 первой катег рии качества (ОКП 02 5121 010 РТ высшей катег рии качества
Плотность при 20 °C, кг/м*, не менее ГОСТ 3900—8Б 780 77Б 800 7ББ 77Б fl
Фракционные состав: температура начала пере* гонки, “С: не ниже не выше 10 % перегоняется при температуре, еС, не выше 50% перегоняется при температуре, “С, не выше 90% перегоняется при температуре, °C, не выше 98% перегоняется при температуре, “С, не выше ГОСТ 2177—82» 1Б0 16Б 195 230 250 1Б0 165 19Б 230 250 1Б0 17Б 22Б 270 280 60 14Б 195 2Б0 280 135 fl I БбМ 175 Л 226'9 270 I 280 9
Содержание ароматических углеводородов, %. не более ГОСТ 6994—74» 22 22 20 22 22 9
Детонационная стойкость: октановое число по моторному методу, не менее октановое число по I исследовательскому методу, не меиее ГОСТ ГОСТ БП—82 8226—82 ГОСТ 10227—86 ие нормирует .Л Т о же В
Йодное число, г вода на 100 г топлива, не меиее ГОСТ 2070—82 2.6 3,Б 2,0 З.Б 0,5 I
Температура начала кристалливации, °C, не выше ГОСТ Б066—56* (I метод беа обезвоживания топлива) — 60 —бб!
Температура вспышки в закрытом тигле, °C, не ниже ГОСТ 6366—7Б» 28 28 30 — 28 1
Удельная теплота сгорания низшая, кДж/кг, не менее ГОСТ 11066—7Б» 43 120 42 900 42 900 43 100 43 12(1
Вязкость кинематическая, мм*/с, при температуре: 20 °C, ие менее —40 ®С, не более 1,30 8.0 1,2Б 8,0 1,60 16,0 1,0Б 6,0 1,2Б 16,0
Давление насыщенных паров, кПа, ие более Кислотность, мг КОН на 100 мл топлива, ие бол^е ГОСТ ГОСТ 17Б6—Б2» Б98Б—79 ГОСТ 70227—86 ие нормирует 0.7 13,2
60
ь *
Г 2084 — нормир$ А-76 высшей категории качества 05 Ф X W S S Е
•U А-76 первой категории качества EU 0 О £
О я чз АИ-93 высшей категории качества О» S г 0 Е ф
5 2 ф X к ф АИ-93 первой категории качества (гост 20;
обяэятель АИ-98 высшей категории качества 84-77*)
0 АИ-98 первой категории качества
Определение Б-95/130 высшей категории качества (ОКП 02 5111 0201) _ ф
Б-95/130 первой категории качества (ОКП 02 51 11 0202) нэины а ТОСТ 2
О Ок X W 3 Б-91/115 высшей категории качества (ОКП 02 5111 0301) (.22 — ^80. ЭПИНОИ'ПНИН'
е сг S о Б-91/115 первой категории качества (ОКП 02 51 11 0302)
Показатель Стандарт на метод испытаний Топлива для реактивных двигателей' (ГОСТ 10227—86)
ТС-1 Т-1 первой категории качества (ОКП 02 6121 0101) Т-2 первой категории качества (ОКП 02 6121 0103) РТ высшей катего-
высшей категории качества (ОКП 02 6121 0104) первой категории качества (ОКП 02 5121 0102)
Общее содержание серы, %, не более ГОСТ 19121—73* 0,20 0,26 0,10 0,26 0,1
Концентрация фактических смол, мг на 100 см* топлива, не более ГОСТ 8489—86 3,0 6,0 6,0 6,0 4,
Зольность, %, не более ГОСТ 6994—74*; ГОСТ 1461—76 0,003 1
Примечания. 1. В топливах (ГОСТ 10227—86) отсутствует сероводо ют водорастворимые щелочные соединения, механические примеси, испытания на топлив равна по ГОСТ 2084—77* 2ББ—370 °C. 3. ГОСТ 10227—86, ГОСТ 101 требования, часть на которых допускает некоторые отклонения от параметров, ука
•* Перегоняется 07,6%. ** Для летнего ра конца кипения. •• На месте пронвводства. вида (для зимнего не нормируется). •* На месте потребления. •’ Для лет!
Таблица 1.17. Показатели качества опытных партий дизельного топлива РФС (ТУ 38.401500—84)
Параметр Значение параметра
Цетановое число, не менее Фракционный состав, °C: 10% перегоняется при температуре, не менее 50% перегоняется при температуре, не менее до 360°C перегоняется, %, не менее Кинематическая вязкость при 20 °C, мм2/ Температура застывания, °C, не выше Предельная температура фильтруемости Температура вспышки, определяемая в закрытом тигле, °C, не менее Массовое содержание серы, %, не более » » меркаптановой серы, %, не более Содержание сероводорода Испытание на медной пластинке Содержание фактических смол, мг/100 мл, не более Кислотное число, мг КОН на 100 мл, не более Йодное число, г на 100 г топлива, не более Зольность, %, не более Содержимое водорастворимых кислот и щелочей Массовая доля механических примесей » » воды Коксуемость 10% остатка, %, не более Коэффициент фильтруемости, не более Плотность при 20 °C, кг/м3, не более Цвет 42 100 290 90 2,0—6,0 0 Не нормируется 20 0,5 0,01 Отсутствует Выдерживает 20 5 6 0,01 Отсутствует » » 0,3 3 860 Не нормируется
62
Продолжение табл. 1.16
Беизииы автомобильные (ГОСТ 2084 — 77*) Бензины авиационные (ГОСТ 2084 — 77*)
р л и А-76 высшей категории качества А-76 первой категории качества АИ-93 высшей категории качества АИ-93 первой категории качества А И-98 высшей категории качества АИ-98 первой категории качества Б-95/130 высшей категории качества (ОКП 02 5111 0201) Б-95/130 первой ] категории качества (ОКП 02 5111 0202) Б-91/115 высшей категории качества (ОКП 02 5111 0301) Б-91/115 первой категории качества (ОКП 02 5111 0302)
г U • П 0,02 3,0 8,0 *• 0,10 5,0 •»; ю.о •• 0.01 Отсутствует; 2,0 *• ГС 0,10 5.0 *ь; 7,0 СТ 208)- 0.05 3,0 5,0 -77* не ь 0,10 5,0 *в; 7,0 •• юрмнрует 0,03 4,0 0.05 4,0 0,03 3,0 0,05 3,0
ВСТ 1323—71) мылонафта новых кислот (ГОСТ 21103 — 75), во всех топливах отсутству- пластинке выдерживают (ГОСТ 6321—60*). 2. Температура самовоспламенения 1’, ГОСТ 2084—77* предусмотрены условия поставки и другие дополнительные в таблице. я ан м него вида. •• Для автомобильных бензинов (ГОСТ 2084—77*) тем перату-..да топлива. •• Для зимнего вида топлива.
Таблица 1.18. Физико-химические показатели сжиженных газов (ГОСТ 20448—80*)
Показатель Марка газа
СПБТЗ СПБТЛ БТ
Массовое содержание, %:
сумма метана, этана и этилена, не более 4,0 6,0 6,0
» пропана н пропилена, не менее 75,0 34,0 —
> > > » , не более — — 34,0
» бутанов н бутиленов, не меиее — — 60,0
> > > > , не более 20,0 60,0 —
Объемное содержание жидкого остатка при 1,0 2,0 2,0
20 °C, не более
Содержанке сероводорода, г/100 м®, не более 5,0 5,0 5,0
Массовое содержание общей серы, %, не 0,015 0,015 0,015
более
Давление насыщенных паров избыточное,
МПа:
при +45 °C, не более 1,6 1,6 1,6
» —20 °C, » » 0,16 — : —
63
Таблица 1.19. Моторные свойства природных газов
Показатель Природный газ, 90—98% СП. Жидкий метан Сжиженный пропаи-бу-та новый газ
Плотность, кг/м8 (кг/л) Удельная теплота сгорания, кДж/м8 (кДж/л) Стехиометрический коэффициент, м8/м8 (м8/кг) Температура самовоспламенения, °C Коэффициент а, соответствующий максимуму скорости сгорания Октановое число 0,72—0.75 32 760—34 400 9,3—9,6 650—700 0,9—0,95 100—110 (0,415) (20 664) (14,2) 650—700 0,95 107—120 (0,54) (24 864) (12,7) 550—600 0,83—0,85 90—100
характеристики топлива расширенного (утяжеленного) фракционного состава представлены в табл. 1.17.
Альтернативные топлива, применяемые в дизелях. Начато внедрение сжиженных (табл. 1.18) и сжатых природных газов (табл. 1.19), причем приоритет отдается последним в связи с их большой распространенностью. Для использования природного газа необходимо оснащать транспортные средства относительно тяжелыми баллонами высокого давления для хранения газа и газосмесительной аппаратурой. Основными недостатками газообразных топлив с точки зрения их использования в дизелях являются их низкие цетановые числа и соответственно жесткая работа дизеля. Пуск холодного двигателя, его работа на режимах холостого хода и малых нагрузок на газообразном топливе практически невозможны, поэтому при переводе дизеля для работы на газе требуется оснащать его двумя автономными топливными
Таблица 1.20. Основные свойства спиртов
Показатель Метанол Этанол
Плотность при 20 °C, г/см8 Вязкость при 20 °C, мм2/с Температура, °C: кипения кр исталл изации самовоспламенения вспышки Удельная теплоемкость при 20 °C, кДж/(кг-К) Концентрационные пределы воспламенения с воз- духом, % по объему (г/м8): нижний верхний Давление насыщенных паров при 20 °C, МПа 0,795 0,55 64,7 —97,8 464 8 2,51 5.5 (73,4) 37,0 (493) 0,013 0,789 1,76 78,37 — 114,6 423 13 2,43 3,3 (67) 19,0 (364) 0,0057
64
(истемами: системой подачи газообразного топлива и системой подачи дизельного топлива, являющегося запальным. Такая организация рабочего процесса дизеля получила название газодизельного процесса.
Аналогичные трудности в организации рабочего процесса дизеля возникают при использовании имеющих также высокие цетановые числа спиртов — эталона и метанола (табл. 1.20), их применение требует также осуществления двухтопливного питания дизеля с помощью специальной системы. Кроме того, спирты токсичны, коррозионно активны и агрессивны по отношению к алюминиевым сплавам (в паре со сталью, латунью и цинком), резинам и некоторым пластмассам. Использование меди также нежелательно из-за ее каталитического действия при окислении топлива. Для борьбы с коррозией может быть применено анодирование, покрытие деталей устойчивыми лаками и использование присадок.
При реализации двухтопливного питания дизеля в связи с существенно меньшей запальной дозой дизельного топлива по сравнению с обычными подачами резко возрастает температура носика распылителя (от 200—230 до 300—350 °C), что требует осуществления специальных мероприятий (вплоть до принудительного охлаж-
Таблица 1.21. Основные физико-химические свойства водорода и аммиака
Параметр Значение параметра
Водород Температура воспламенения, К » кипения, К » застывания, К Критическая температура, К Критическое давление, МПа Плотность при нормальных условиях, кг/м* > » температуре кипения, кг/м* » » » застывания, кг/м* Теплота плавления, кДж/моль Концентрационный диапазон воспламеняемости с воздухом, % по объему Коэффициент вязкости при температуре, МПа-с: застывания кипения Аммиак Температура кипения, К » застывания, К Плотность при 239,6 К. кг/м* Критическая температура, К Критическое давление, МПа Температура воспламенения, К Удельная теплота сгорания с учетом диссоциации, МДж/кг 858 20,24 13,8 32,9 1,27 0,08987 0,07097-10* 0,0896-10* 0,0965 4—75 240-10 131-10 39,6 195 680 405 10,92 924 17,13
3 ФаДилеДВ Б. Н.
65
Т а б л и ц а 1.22. Энергоэквнвалент альтернативных топлив по отношению к бензину
Параметр Бензин Природный газ Сжиженный газ Водород Метанол Этанол Аммиак (жидкий)'
Объем топлива, л 76 415 * 100 275 147 но 164
Масса топлива, 53 37 * 51 20 117 88 127
кг Масса топлива -|- масса бака, кг 68 500 85 136 141 107 152
* В сжатом виде.
дения распылителя) с целью обеспечения надежной работы форсунок.
Наиболее прогрессивным топливом для АТД является водород , (табл. 1.21), так как он обеспечивает отсутствие в продуктах сгорания токсичных веществ (основной продукт сгорания — водяной пар). Однако низкая плотность делает неэффективным его использование в сжатом виде (большая масса баллонов). Ведутся работы по использованию жидкого водорода (в криогенных аппаратах) или хранению его в металлогидридных аккумуляторах, при подогреве которых выделяется водород. Принципиально возможно применение в дизелях в качестве топлива аммиака (табл. 1.21). В табл. 1.22 представлены энергоэквиваленты альтернативных топлив по сравнению с бензином.
В целом широкое использование альтернативных топлив требует решения ряда технических и организационно-экономических проблем. Новые топлива, для того чтобы заменить применяемые, должны удовлетворять следующим требованиям: иметь необходимые сырьевые ресурсы и достаточно низкую, экономически выгодную стоимость, существенно не уменьшать удельную мощности дизеля и не ухудшать его эксплуатационных свойств, давать мини| мальные выбросы вредных продуктов с отработавшими газамщ вписываться в систему снабжения и заправки топливом и др.
1.4. ТРЕБОВАНИЯ К ПРОЦЕССУ ВПРЫСКИВАНИЯ
Характеристики процесса впрыскивания. Условия впрыскивания определяются моментом и скоростью поступления топлива в цилиндр, динамикой струй и дисперсностью распыливания, а также областью камеры сгорания, куда поступает топливо. Между этими условиями имеется связь. При изменении одного из них необходимо, как правило, с целью оптимизации показателей рабочего процесса дизеля корректировать другие. Требуемая скорость поступления топлива обеспечивается дифференциальной характе-
66
Рис. 1.23. Характеристики впрыскивания топлива (а): 1 — дифференциальная;. 2—интегральная; 3 — давлений впрыска; давлений впрыскивания с вялым окончанием подачи (б) и дополнительным впрыскиванием (а)
ристикой его впрыскивания (рис. 1.23), т. е. зависимостью количества топлива, поступающего в цилиндр дизеля в единицу времени или за Г ПВН, от угла ПВН, по которой можно судить о продолжительности впрыскивания, а также о скорости поступления топлива в каждый момент впрыскивания. Для оценки суммарного количества топлива, поступившего в цилиндр дизеля с момента начала впрыскивания до текущего углового положения кулачкового вала иасоса, используется интегральная характеристика впрыскивания топлива, получаемая интегрированием дифференциальной характеристики. Эти характеристики не дают представления о дальнобойности струй и степени распыливания топлива, поэтому наряду с ними для оценки процесса топливоподачи исполняется характеристика давлений впрыскивания.
Общая продолжительность впрыскивания (срп) создает предпосылки для своевременного выделения тепла при сгорании топлива в период нахождения поршня вблизи ВМТ. Как показывают исследования термодинамического цикла при рг = 7 -г-4-9 МПа, Р = 0,4 МПа на Г и а — 1,5, для получения высоких экономических показателей цикла необходимо, чтобы продолжительность теплоподвода (тепловыделения) в цикле не превышала 40—30° ПВД. При больших допустимых значениях рг эта величина будет меньше. Величина <рв для обеспечения сгорания топлива в указанный интервал времени должна быть несколько меньше и в зависимости от пд.н не должна превышать 20—35° ПВД. Большие из указанных значений допустимы для пд. н = — 4000-4-5000 мин-1. Следует стремиться к сокращению срВг если это не приводит к превышению допустимой жесткости рабочего процесса.
Для обеспечения необходимой продолжительности и требуемых давлений впрыскивания согласно современным аналогам
3*
67
продолжительность геометрического активного хода (<рп. а) должна составлять у современных систем 4—8° ПВН. Небольшое отклонение продолжительности впрыскивания по сравнению с оптимальной может быть компенсировано соответствующим изменением угла опережения подачи топлива. Однако существенное увеличение <рв недопустимо, так как увеличение 0 в этом случае приводит к резкому увеличению жесткости процесса сгорания без улучшения экономичности дизеля. Максимальная объемная скорость впрыскивания топлива в отечественных АТД колеблется в пределах 15—22 мм8 на 1° у вихрекамерных дизелей и 7,0— 30 мм8 на 1° у дизелей с непосредственным впрыскиванием топлива. Соответствующие значения, приходящиеся на I л рабочего объема, составляют около 12,5—13,8 и около 5,3—8,1 мм3 на 1°.
Давление впрыскивания рв определяет дальнобойность струи, а также дисперсность распиливания топлива. Первый параметр предопределяет степень охвата струей пространства камеры сгорания, т. е. обусловливает качество макросмесеобразования. От дальнобойности струи зависит также удельный вес пристеночных процессов в смесеобразовании. Дисперсность распыленного топлива наряду с параметрами струи определяет динамику испарения топлива, от которой зависит скорость его сгорания. Для каждых конкретных камер сгорания существуют определенные уровни рв, которые обеспечивают оптимальное смесеобразование. Так как характеристика давлений впрыскивания имеет обычно форму, близкую к треугольнику или трапеции, то можно характеризовать уровень давлений впрыскивания величиной максимального давления р™ях. С увеличением или уменьшением этого параметра обычно соответственно изменяется и уровень средних давлений впрыскивания. Для вихрекамерных и форкамерных двигателей оптимальный уровень р™ах может быть относительно небольшим и находиться в пределах 15—40 МПа,
В дизелях с неразделенными камерами с ростом давлений нагнетания (впрыскивания) наблюдается снижение удельных расходов топлива. При этом применительно к типу и размерам камер сгорания современных АТД, в которых может в зависимости от уровня рв, давлений наддува, размера и формы камеры превалировать в той или иной степени протекание процессов смесеобразования в объемной или пристеночной области, имеют место два механизма процессов, поясняющих влияние рв на экономичность дизеля.
Согласно первому, при объемной схеме смесеобразования ощутимое улучшение топливной экономичности наблюдается с увеличением р™ах до такого уровня, при котором топливные струи успевают распространиться за характерный промежуток времени (в безнадцувных дизелях, близкий к периоду индукции) до стенки камеры сгорания. В связи с этим удельный расход топлива при каждом нагрузочном режиме уменьшается с увеличением р“ах 68
до определенного предела. Для каждого типа, размера камеры сгорания и степени наддува существует свой оптимальный уровень давлений нагнетания (впрыскивания) топлива, достижение которого позволяет улучшить топливную экономичность дизеля при соблюдении ограничений, накладываемых на динамику процесса сгорания.
Следует иметь в виду, что с ростом давлений нагнетания увеличиваются затраты мощности на привод насоса. Этот рост затрат компенсируется, если на каждые 10 МПа увеличения давлений нагнетания топлива индикаторный расход топлива дизеля уменьшается на 0,2%.
Прогнозные значения давлений впрыскивания представлены в табл. 1.23. Необходимая степень форсирования впрыскивания увеличивается с ростом диаметра цилиндра и уровня давлений наддува [43]. При дальнейшем увеличении особенно в малоразмерных камерах сгорания, струя топлива может достигнуть стенки камеры при больших скоростях, что приведет к разрушению топливовоздушного пристеночного слоя и дополнительному вторичному дроблению капель, повышению дисперсности распыливания, дальнейшей интенсификации процессов испарения и
СО с ®UW * ХЕШ 70-75 80—85 90-100
W SS‘( ,ии ,3/dTl 0,35 о CD О
II X rLiW ,г<} —4 1,35 ! —4
1 оо CtMN ОО — — 400
а X к cd ж с m =0,20 МПа • % хвша ю CD О CD 70—75 80—85
tt X s 3 В сз 21 ,ИИ 0,30 0,35 0,5
Gt с tt S q BUW *a</ 1,0 СМ 1,2
Ф X
§ O X а « в s го к ы ь ,ин ‘йд 70-100 140 320
L0 65 1Л
М Л а* сс , e., BUW xeuid 50- О со о
S 3 £ &, £ cd х Е £ ю *^dTt сч о А О 0,35 0,40
a *х •.
cd «40 X S X Q н BUW 0,8 0,9 0,9
Sx Я X сг. L0 00 о о о оо СМ —‘ см
(U 3 со
3 D, X О п Н О X х cd д 5 ХЕШ 40—50 50—60 60—65
Е а СО С без на. 0,14-0,20 0,2- 0,25
ц а 1. X ч ф со X ЕЦИ ,a<i 0,65 о’ 0,7 j
X о
а б л ,ии ,йд ко—7 LQ о> о о о о — сч
II X s X
сс дизелей, гр цилиндров итражные, d НО мм и среднего л о 4 со о —. и 1 ° _ ч о Il'S S 2 ш CD V
2 v ,5 ж о -1-5 5
л X п 5 £ UJ СП -сП о к со К -$Е( II 2. П5 К Св СХ
69
It
МПа на Г
1,8
1,0
0,6
0,2
мпа
1,3
1,2
1,0
0,9
0,8
ffi* г/кВт-ч 107 103
99
6р_.
а9>
f [г°
1 г
- 4 р
ЕГ (
J 3, ^л_
—гИ С .-о г г 1^п
I
Pi
сН ь —
t ^-1 Ьд-< >
—ГХ^ От
W—Ч *0'0^2 1
£ 1До<х 1-0004 >0004 О-Ь-i >—А
5i
[
< п As г < °",
1 К w &гг*т >
8,0
7,0
Pz> МПа 10,0 9,0
От, КГ/Ч
6,0
5,0
10 14 18 22 26 30 Од,
95
91
2 6
Рис. 1.24. Графики параметров дизеля (dXs== 130X140 мм, 2100 мин-1):
---------штатная ТА (р®ах •=* *0 МПа);------- ная ТА; — . — — экспериментальная ТА с
•= 80 МПа); д — камера Гессельмана; О — камера ЯМЗ; □ ~ камера ЦНИДИ
---- эксперимента ль-наддувом (р®ах =
70
выгорания топлива (рис. 1.24). С увеличением ръ при работе с тремя камерами сгорания gt уменьшается на 9—13 г (кВт-ч). При работе без наддува имеет место возрастание (dp/dq)m&x с 0,8— 1,0 МПа на Г до 1,4— 1,6 МПа на 1°, а при наддуве увеличение позволяет получить такие же значения (dp/dq)max, как и при работе без иаддува со штатной ТА, правда, при некотором росте рх. 11оэтому при наддуве увеличение р™ах следует считать более аффективным средством улучшения топливной экономичности дизелей, не приводящим к недопустимому росту жесткости процесса сгорания. Аналогичные результаты следует ожидать и у адиабатных дизелей, также характеризуемых уменьшенным периодом индукции.
Крутизна переднего фронта характеристики впрыскивания в значительной степени влияет на экономические показатели дизеля, жесткость процесса сгорания, а также на токсичность отработавших газов. Скорость нарастания давления впрыскивания в начальный период должна быть достаточно большой, чтобы струя успела распространиться за характерный период до стенки камеры сгорания. Это требование находится в противоречии с условиями, обеспечивающими «мягкую» работу дизеля. Интенсивность нарастания давления в цилиндре дизеля за период быстрого сгорания и продолжительность этого периода зависят от количества топлива, впрыскиваемого и испарившегося за период индукции в цилиндре дизеля. Поэтому камеры с объемной схемой смесеобразования обладают жестким процессом сгорания, хотя и обеспечивают высокие экономические показатели дизеля. В этом случае интенсивность подачи топлива в первоначальный период должна выбираться исходя из допустимого сочетания экономичности дизеля с жесткостью процесса сгорания.
Для оценки влияния динамики впрыскивания на жесткость сгорания пользуются фактором динамичности цикла о, который представляет собой отношение объема топлива Уцп:, поданного за период индукции ть к объему топлива Уц, поданного за цикл. Показатель может иметь лишь ограниченное применение при сравнении весьма близких нагрузочных режимов работы дизеля [311.
Интенсивность тепловыделения в период быстрого горения, определяющая величину (dp/d(p)max, зависит от массовой скорости выгорания топлива. Так как процесс воспламенения топлива в дизеле имеет многоочаговый характер, массовая скорость выгорания топлива обусловливается концентрацией активных продуктов — промоторов, инициирующих воспламенение, и объемом испарившегося топлива.
Еще не создано надежной модели процессов смесеобразования, позволяющей установить концентрационные и температурные поля с учетом процессов диффузии и переноса, необходимые для
71
Рис. 1.25. Экспериментальные вавнснмости (dp/d<p)ni«* (а) н D (б) от величины оп ж для дизеля ЯМЗ-236 при работе с ТА, обеспечивающей различные характеристики впрыскивания на различных режимах
точной оценки количества образующейся горючей смеси, способ-i ной к воспламенению и горению во втором периоде. Однако уточ-' некие показателя, устанавливающего связь между динамикой впрыскивания и тепловыделением в период быстрого горения, можно осуществить путем учета количества паров топлива, образующихся в цилиндре за период индукции, которое косвенно характеризует и динамику образования активных продуктов в камере сгорания, так как оно зависит также от температуры заряда и величины Tj. В качестве показателя, оценивающего характеристику впрыскивания с точки зрения ее влияния на жесткость горения, может быть принят приведенный коэффициент динамичности впрыскивания оп. и, который будет представлять от- ‘ ношение объема паров топлива Уп, образовавшихся в камере к моменту воспламенения, к объему топлива, которое должно быть подано в цилиндр дизеля при а = 1 [53], в процентах:
О„.« = 100£[ДУа.,(| -Я4- М’/4 ]/<Ииа),
где Д Иц. ж, da—доли цикловой подачи топлива и средний диаметр капель, поданных за промежуток времени Дт, на которые разби- : вается весь период подачи топлива; константа испарения, зависит от температуры и давления воздушного заряда [7] г.
Между оп. а и параметрами, характеризующими жесткость сгорания (dp/dcp)tBaxr а также фактором D наблюдается достаточно выраженная корреляция (рис. 1.25) независимо от многообразия условий, при которых были получены исходные данные для построения графиков. Для «мягкой» работы дизеля (D — 0,8~-1,2) необходимо, таким образом, управлять начальным' периодом характеристики впрыскивания, чтобы значение аПг ж не превышало 2—2,5%.
Протекание заднего фронта характеристики впрыскивания — интенсивность падения давления — в конечной фазе влияет на
1 Для подсчета оп,ж могут быть использованы к другие методики оценки динамики испарения.
72
экономические показатели дизеля. Чем более пологой является кривая падения давления, тем более крупные капли попадают в камеру сгорания в конечной фазе подачи. Топливо, которое не успевает испариться, попадает в зону с высокой температурой пламени и крекингуется с выделением свободного углерода. Это, как правило, ухудшает экономические и экологические показатели дизеля. В связи с более резким падением давления в конечной фазе впрыскивания (при одинаковых р“ах, Уц и фв и треугольной форме характеристики впрыскивания) более пологой является кривая нарастания давления в начале впрыскивания, что способствует уменьшению жесткости процесса сгорания. Отрицательно сказывается на экономичности дизеля наличие в конечной фазе впрыскивания участка с медленным падением давления (см. рис. 1.22), а также дополнительных впрыскиваний топлива (см. рис. 1.22) вследствие колебательного движения его в нагнетательном трубопроводе. Эти факторы способствуют также повышенному закоксовыванию распылителей.
Остаточное давление рт. 0 — избыточное давление, устанавливающееся в нагнетательном трубопроводе между следующими друг за другом впрыскиваниями топлива. С увеличением рт. о растет р“ах при одной и той же объемной скорости подачи топлива плунжером. Однако максимальный уровень рт. о должен быть таким, чтобы создавались условия для исключения дополнительных впрыскиваний, а также обеспечивалась быстрая посадка иглы с целью резкого окончания подачи топлива. Важно, чтобы рт. о было выше нуля, что исключает опорожнение нагнетательного трубопровода от топлива между отдельными впрыскиваниями и способствует стабильной работе системы и уменьшению чувствительности насосной секции к сопротивлению нагнетательного тракта.
Наличие рт. 0 в нагнетательном трубопроводе предотвращает прорыв газов через сопловые отверстия в полость распылителя в конечной фазе процесса впрыскивания, что уменьшает склонность распылителя к коксованию. Процесс топливоподачи следует организовать таким образом, чтобы в нагнетательном трубопроводе имело место избыточное остаточное давление во всем диапазоне режимов работы системы. Уровень рт. о при р*. о = = 154-17,5 МПа рекомендуется ограничивать величиной 1—8 МПа (если не осуществляются мероприятия по дополнительному гидрозапиранию иглы форсунки).
Впрыскивание топлива должно производиться в определенные зоны камеры сгорания и в определенный момент времени. Необходимо, чтобы в камерах с объемной схемой смесеобразования топливные струи охватывали равномерно все пространство камеры сгорания, а оси струй были перпендикулярны к направлению движения воздушного заряда в камере для увеличения поверхности встречи струй с потоком газа. Это обеспечивает бо
73
лее быстрое испарение топлива, а после начала воспламенения — унос из зоны горения продуктов реакции и подвод свежего воздушного заряда. В вихревых камерах сгорания впрыскиваемое топливо также должно быть направлено перпендикулярно к вихревому потоку воздуха в камере. В пленочных камерах необходимо предусмотреть подачу запальной дозы топлива (до 5—10% от Уц) в воздушный заряд и основной дозы под небольшим углом к поверхности камеры с тем, чтобы образовать на ней пленку.
Впрыскивание топлива в цилиндр дизеля должно производиться в определенный оптимальный период, исходя из совокупности условий, определяющих протекание процессов топливо-подачи, смесеобразования и сгорания. Оптимальный угол опережения впрыскивания подбирается экспериментально с учетом индивидуальных особенностей дизеля и его ТА. В камерах с объемной схемой смесеобразования оптимальным условиям будет соответствовать такой момент начала впрыскивания, при котором струи топлива успеют охватить объем камеры сгорания (достигнуть стенкн) за характерный период.
Параметры процессов топливоподачи на различных режимах. На основании экспериментальных исследований обычно подбирается оптимальный угол опережения впрыскивания для номинального режима. Для более низких частот вращения он уже не является оптимальным по двум причинам. В плунжерно-золотниковых системах, где ГНН начинается после перекрытия плунжером наполнительных окон, передние фронты характеристик впрыскивания при различных частотах вращения изменяются мало (см. рис. 3.22). Это происходит вследствие того, что к моменту перекрытия окон скорость движения плунжера как при высоких, так и при низких частотах вращения достигает уже значительных величин, достаточных для формирования крутых фронтов, мало различающихся между собой. Поэтому и динамика струй в таких системах в начальный период впрыскивания при высоких и низких пн мало различается между собой. С уменьшением же пя снижается продолжительность (в градусах угла ПВД) периода индукции, а так как динамика струи меняется мало, то при том же установочном угле опережения впрыскивания на малых Пд струи к моменту начала воспламенения уже не будут оптимально развиваться с учетом размера камеры.
Кроме того, в раздельных топливных системах 0д с уменьшением ид увеличивается. Это происходит вследствие примерно постоянной скорости (м/с) распространения волн давлений по трубопроводу, что приводит к уменьшению запаздывания впрыскивания (в градусах угла ПВД) и увеличению, и без того большого, опережения впрыскивания при работе на малых частотах вращения. Для исключения этого явления на АТД с целью управления изменением угла опережения впрыскивания применяют на дизелях с частотой Пд > 2000 мин-1 специальные муфты (устройства) опережения впрыскивания, которые автоматически уменьшают 74
угол опережения со снижением па. Ориентировочно в диапазоне изменения частоты вращения вала дизеля от режима максимального крутящего момента до номинального на каждые 10 см длины нагнетательного трубопровода муфта опережения должна увеличивать угол опережения на 0,1—0,20° ПВД на каждые 100 мин-1 изменения пл.
Существенное влияние оказывает угол опережения впрыскивания на пусковые свойства дизеля. С целью уменьшения времени пуска дизеля, особенно в холодных условиях, угол опережения впрыскивания на пусковых режимах (пл = 1004-200 мин-1) должен уменьшаться таким образом, чтобы получить на режиме пуска наименьшую продолжительность периода индукции. Исследования подтверждают также целесообразность уменьшения угла опережения впрыскивания с уменьшением нагрузки двигателя, что позволяет снизить жесткость процесса сгорания при некотором ухудшении топливной экономичности дизеля.
С уменьшением снижается давление впрыскивания по сравнению с давлением впрыскивания, имеющим место при максимальном скоростном режиме, вследствие падения средней скорости плунжера за период активного хода с понижением скоростного режима. Падение давления впрыскивания наблюдается у плунжерно-золотниковых систем также при работе на частичных нагрузочных режимах прн уменьшении активного хода плунжера, что связано в основном с влиянием сжимаемости топлива.
Оптимизация характеристик впрыскивания, в частности величины рв, в широком поле режимов работы позволяет улучшить топливную экономичность дизеля на 2—7% [45]. Необходимая для этого степень увеличения рв может быть установлена из универсальных графиков изобар р“8Х при работе дизеля со штатной топливной системой, а также с топливной системой, оптимизирующей уровень максимальных давлений впрыскивания. Топливные системы, обеспечивающие оптимизацию характеристик впрыскивания ввиду своей сложности еще на нашли широкого распространения в АТД, однако по их созданию ведутся активные работы.
Изменение угла опережения впрыскивания является простейшим средством воздействия на уровень вредных составляющих в отработавших газах (рис. 1.26). С уменьшением 0 дымность отработавших газов увеличивается (рис. 1.26, а и 1.27, а). Уровень дымности уменьшается с увеличением продолжительности периода индукции (см. рис. 1.26,6). Это объясняется тем, что с увеличением <р( возрастает время, отводимое на развитие струй и процессы смешения паров топлива с воздухом, и к моменту начала воспламенения образуется более гомогенная и однородная смесь в цилиндре, что приводит к уменьшению переобогащен-ных топливом зон с недостатком кислорода в камере сгорания, и ликвидируются условия, способствующие выделению углерода в начальный период горения. Чем раньше подается топливо
75
Рис. 1.26. Зависимости от угла 6 опережения впрыскивания (дизель с непосредственным впрыскиванием топлива): а — выделения сажи; б — периода индукции ф£; в — выделения СО; г — выделения CmHn; д — выделения NOX
Рис. 1.27. Зависимости выброса сажи от угла опережения впрыскивания 6 (дизель с непосредственным впрыскиванием топлива), от фв при пд == 2700 мин-1 (а): 1 — фв — 24°; 2 — 22°; 3 — 20° и от количества и диаметра распиливающих отверстий при «д = 2200 мин"1, = 60 мм8 (б): 1 — ic X dc (мм) — 3X0,33;
2 — 4X0,28; 3 — 5X0,25; 4 — 4X0,33
76
Рис. 1.28. Зависимость уровня дымности К и дальнобойности струи за период индукции LctI от средней скорости нарастания давления в переднем фронте характеристики впрыскивания (дизель
АМ-74, пл = 1500 мни-1, камера ЯМЗ)
в цилиндр, тем больше оксида углерода, газообразных углеводородов и оксидов азота наблюдается в отработавших газах (рис. 1.27, в, г, д). Применительно к СО это объясняется тем, что с увеличением 0 растет продолжительность и соответственно в цилиндре образуется более гомогенная и обедненная смесь, которая и является источником образования СО в первоначальный период горения.
Увеличение количества углеводородов в отработавших газах с ростом 0 объясняется повышением удельного веса пристеночных процессов в результате достижения струями топлива стенок камеры. Падение содержания оксидов азота с уменьшением 0 объясняется снижением давлений рг и, соответственно, максимальной температуры цикла. Этот способ иногда используется для снижения NOX.
С сокращением <рв, особенно при резком окончании подачи топлива, дымность отработавших газов уменьшается. Уменьшение дымности объясняют тем, что при форсировании впрыскивания интенсифицируется его начальный период. Это приводит к более благоприятному развитию процессов макросмесеобразования. При этом существенную роль играет даже не столько сама величина р™АХ, сколько скорость нарастания давления в переднем фронте характеристики впрыскивания (рис. 1.28).
Наиболее интенсивное изменение дымности наблюдается при таком (dpB/d<p)cp, когда струи топлива достигают стенки камеры за период Т/ « RK. с). С ростом средней скорости впрыс-
77
киваиия сокращением (<рв), уменьшается NO*. Это объясняется интенсификацией впрыскивания, позволяет работать с меньшими углами опережения, что снижает рх и максимальную температуру цикла и является причиной снижения NO*. Кроме того, уменьшается время контактирования продуктов сгорания с воздухом. Указанная взаимосвязь процессов в большей степени проявляется в дизелях с наддувом.
При одном и том же рр/с = 0,24 мм2 увеличение числа отверстий по сравнению с оптимальным приводит к росту дымности отработавших газов, что связано с уменьшением дальнобойности струй. Кроме того, при неизменной скорости вихря происходит заброс продуктов разложения и неполного сгорания в активную зону горения соседней струи. При увеличении числа отверстий с одновременным ростом рр/с дымность также может увеличиваться, так как при этом уменьшается давление впрыскивания, что может приводить к уменьшению дальнобойности струй и дисперсности распыливания.
Существенное влияние на выброс углеводородов с отработавшими газами оказывает объем топлива, заключенный в полости носика распылителя и попадающий в цилиндр в плохо распыленном состоянии. Зависимость выбросов CmHn от объема канала в носике распылителя (по данным фирмы «Дейтройт дизель») следующая:
Объем топлива в иосике распылителя, мм3 3,5 0,5 0
Количество СтНп в отработавших газах, частей иа I млн.................... 345 95 40
Аналогичные результаты получены фирмой «Р. Бош» (рис. 1.29).
Расчет параметров процесса впрыскивания. Методы прогнозирования требований к условиям впрыскивания базируются иа принимаемых моделях структуры струи распыленного топлива и ее взаимодействия с воздушным зарядом.
В первоначальный период развития дизелей было установлено, что струя топлива представляет множество капель различного диаметра. При этом на снимках струи, полученных с использованием в качестве источника света искрового разрядника, а также позднее, методом голографии, в центре струи, вдоль ее оси просматривается более темная область — ядро струи.
Применявшиеся методы оценки мелкости распыливания в струе не позволяет получить надежный интегральный параметр, который можно было бы принять в качестве исходного для расчетов смесеобразования в условиях, близких к цилиндру дизеля. Получаемые показатели мелкости дают лишь относительную сравнительную оценку дисперсности распыливания в отдельных зонах струи при свободном ее развитии на значительно большем расстоянии от торца отверстия распылителя, чем в камерах АТД (150—350 мм) [41 ]. Все это не позволяет получить объективной
78
информации о структуре струи в условиях реальных малоразмерных камер сгорания АТД. Для оценки мелкости распиливания и длины струи применяются полуэмпирические зависимости, полученные на основании рассмотрения движения отдельных капель в плотной среде газа [41 ].
В ряде работ [16] рассматривается свободная турбулентная стационарная струя для каждого небольшого промежутка вре
мени, т. е. принят принцип квазистационарности, я также то, что скорость развития струи равна скорости на оси струи. В большей степени разработана теория однофазной струи и в меньшей —• двухфазной. Однако такой метод t применительно к дизельной струе не учитывает взаимодействия поступающих друг за другом масс топлива. Полученные на основании такого подхода
зависимости уточняются значительным числом коэффициентов и также имеют полуэмпирический характер.
В работе [181 дается более близкая к действи
Рис. 1.29. Выброс HmCn в зависимости от объема топлива в центральном канале после конуса распылителя:
1 — канал размером 1x2 мм1; 2 — канал размером 1,5X2,17 мм1; 3 — форсунка о мн-ннаФюрнвм колодцем; 4 — форсунке без колодце (по данным фирмы «Р. Вош»)
тельности физическая мо-
дель формирования струи. Первые частицы топлива из-за сопротивления сжатого газа теряют свою кинетическую энергию, но облегчают движение частиц, идущих вслед. На некотором рас
стоянии от сопла передние частицы оттесняются в стороны задними, которые имеют еще высокую кинетическую энергию для дальнейшего продвижения. В середине поперечного сечения движется компактная, обладающая большой энергией и скоростью центральная часть — ядро струи, вокруг которой находятся мельчайшие частицы топлива, составляющие оболочку струи.
Согласно исследованиям МАДИ [21 ], распыленная струя состоит из отдельных порций топлива, образование которых связывают с продольными колебаниями в струе, вызванными силами аэродинамического сопротивления. Каждая порция топлива представляет собой капельно-воздушную смесь, причем воздух, находящийся в этих объемах, имеет такую же скорость, как и капли топлива. При движении этих объемов происходит их деформация вследствие того, что передние микрообъемы оттесняются к периферии. Расчетный метод рассматривает движение каждой пор
79
ции как движение центра масс, к которому приложена равнодействующая всех внешних сил аэродинамического сопротивления.
В малоразмерных камерах, которые применяются в АТД, свободный пробег струи до встречи со стенкой камеры составляет 15—50 мм. В этом случае существенное значение имеет формирование физической модели образующегося пристеночного слоя при встрече струи со стенкой, изучению которой посвящено весьма мало работ. Исследования, проведенные применительно к камере ЦНИДИ [9] методом скоростной киносъемки, показали, что пограничный пристеночный топливовоздушный слой представляет собой двухфазную систему. Она состоит из отдельных и слившихся групп капель, уже осевших на стенку, и движущегося над ними воздушного потока с распределенными в нем каплями. Осевшие капли и группы капель образуют сплошные жидкие участки (пленки) на стенке камеры.
В соответствии с зонной моделью [25] в передней части струи имеется фронтальная область. В ней в основном происходят силовое взаимодействие, а также процессы теплообмена, определяющие развитие струи и динамику испарения топлива. В шлейфе частицы топлива слабо взаимодействуют с окружающей средой. Шлейф струи представляет собой как бы канал, по которому к фронту транспортируется энергия, обеспечивающая продвижение струи. При этом за уходящей фронтальной зоной остаются топливные пары, в которых начинаются цепные реакции процессов окисления.
На основании изложенных представлений о структуре струи предложены методики расчета смесеобразования в дизеле, которые могут быть применены с той или иной степенью надежности для прогнозирования требований к процессу впрыскивания. Разработанная в ЦНИТА для прогнозирования требований к процессу впрыскивания методика [26] базируется на ряде допущений. В ней за основу принята зонная модель струи, а скорость процессов тепловыделения отождествляется со скоростью испарения топлива (не учитывается скорость смешения паров топлива с воздухом). Кроме того, считается, что в поперечном сечении струи капли распределены равномерно и значения их скоростей одинаковы, а пристеночный слой имеет капельную структуру.
В последние годы начаты работы по созданию второго поколения моделей смесеобразования в дизеле. Они основаны на рассмотрении пространства камеры сгорания как сплошного объема, расчленяемого на взаимосвязанные между собой микрообъемы, в которых моделируются с той или иной полнотой процессы распределения топлива и его паров, а также тепломассообмена. Для решения задачи применяются различные версии метода конечных элементов. Однако указанные работы еще нельзя считать завершенными.
Таким образом, в настоящее время еще не созданы надежные методы прогнозирования показателей процесса впрыскивания 80
топлива исходя из заданных технико-экономических и конструктивных параметров дизеля, базирующиеся на всестороннем моделировании реальных процессов смесеобразования и горения. Ниже излагается метод приближенного прогнозирования параметров1 процесса впрыскивания, основанный на следующих допущениях и эвристических предпосылках об условиях физических процессов, обуславливающих получение наилучшей топливной экономичности при заданных ограничениях на динамику тепловыделения в цилиндре дизеля.
1. Условия истечения топлива одинаковы для каждого из сопловых отверстий распылителя. Потери энергии при истечении топлива характеризуются коэффициентом расхода. Сопловые отверстия имеют цилиндрическую форму. Не учитывается влияние на процесс истечения производственных факторов (чистоты поверхности, состояния входных и выходных кромок отверстий и др.). При течении топлива в сопле отсутствует его подогрев как за счет потерь кинетической энергии, так и от горячих стенок соплового аппарата. Ось струи топлива совпадает с осью отверстия сопла, а сама струя имеет коническую осесимметричную форму с углом при вершине конуса 2у.
2. В камерах сгорания, выполненных в поршне, в которых организовывается вихревое движение заряда вокруг оси цилиндра (вихревой поток считается потенциальным), наилучшие условия смесеобразования будут иметь место, когда за определенный период времени будет исключаться заброс паров топлива и продуктов горения из активной зоны одной струи в зону соседней струи (под активной зоной подразумевается угловой сектор пространства камеры между образующими заднего и переднего фронтов конуса соседних струй). В качестве такого периода времени могут быть приняты продолжительность впрыскивания, развитие струи за период задержки воспламенения. Нами принят при расчете период от начала видимого горения до момента достижения максимальной температуры газов в цилиндре.
При определении числа сопловых отверстий предполагается равномерное их угловое расположение в плане.
3. Процесс смесеобразования в камерах с преобладанием элементов объемной схемы будет протекать наиболее эффективно, если длина струй топлива (длина ядра струи Ая) будет равна свободному движению струи до стенки камеры сгорания, а достижение стенки будет осуществляться за характерный период тЖ£. Согласно соображениям, изложенным выше, для безнаддувных дизелей принимается Согласно экспериментальным
данным, для безнаддувных дизелей и открытых камер kL — — 0,8-т-0,9 (при условии ограничения pz = 8-т-9 МПа), для камер типа ЦНИДИ kL = 0,7-^0,8. Общая продолжительность впрыскивания характеризуется периодом тв. В дизелях с наддувом резко уменьшается период индукции и не представ-
81
Таблица 1.24. Значения коэффициентов н kG
рй, МПа /с = 6 ‘с ~ 5 l’c = 4/
kL ftG kL kG kL 1 j kG Д
0,15 0,38 0,55 0,34 0,55 0,31 0,55
0,20 0,46 0,65 0,42 0,65 0,38 0,65
0,25 0,51 0,72 0,47 0,72 0,43 0,72
0,30 0,55 0,77 0,51 0,77 0,46 0,77
ляется возможным реализовать принятую предпосылку о том, что струи топлива должны достигать стенок камеры за период, близкий к периоду индукции. Для дизелей с наддувом целесообразно продолжительность характерных периодов rXt и тХ£, определить в виде долевой части от т0 — продолжительности периода теплоподвода, определяемого из расчета термодинамического цикла. В соответствии с этим тХ£ — + kLx0; TXG=Tt~\-k(}T0.
Согласно выполненным теоретическим исследованиям, в зависимости от давлений наддува могут быть рекомендованы следующие значения kL и kG при различном числе распиливающих отверстий (табл. 1.24).
4. На динамику струи при прочих одинаковых условиях влияют диаметр сопла и характеристика изменения давлений впрыскивания. Оба эти фактора также оказывают влияние на дисперсность распыливания топлива и количество поступающего в цилиндр дизеля топлива за характерный период и определяют динамику цикла. Поэтому сочетание этих двух характеристик выбирается исходя из обеспечения условий по оптимальному развитию струи топлива и выполнению ограничений по динамике процесса тепловыделения в период быстрого горения. У безнаддувных дизелей рост давлений за период быстрого горения будет зависеть от количества испарившегося топлива и соответственно образовавшейся горючей смеси за период индукции. У наддувных дизелей динамику цикла определяет не только топливо, поданное и испарившееся за период индукции, но и топливо, продолжающее поступать в цилиндр за период быстрого горения. Его количество оценивают как долю пт от количества топлива, поданного в цилиндр за период индукции и период быстрого горения.
Исходя из принятых допущений и предпосылок, макет характеристики впрыскивания имеет два участка (рис. 1.30): участок от начала впрыскивания до окончания характерного периода тХс, за который топливо поступает в цилиндр с непрерывно возрастающими пропорционально времени скоростями при соответствующем росте давлений до р™ах и за который ядро струй достигает стенки камеры, и участок подачи топлива при постоянном давлении до конца впрыскивания.
82
ркончание впрыскивания следует осуществлять как можно быстрее и н пределе оканчивать мгновенно. Прогнозный расчет макета характеристики впрыскивания выполняется в следующей последовательности.
1. Согласно зависимостям (1.2), при заданных ограничениях на pz и Р рассчитывают оптимальную продолжительность тепло подвода в термодинамическом цикле <р0, которую
Рис. 1.30. Макет характеристики впрыскивания
отождествляют с предельным значением продолжительности горения (при организации процесса горения
в реальном дизеле следует стремиться
к продолжительности процесса горения <рг, близкой к величине <р0), и также определяют <рг и Ф2-г-
2. Согласно зависимости (1.1), определяют продолжительность периода индукции Tf (за момент начала воспламенения принимаем точку начала теплоподвода в цикле <р2).
3. С учетом экспертных оценок пт и kL оценивают тЖ//
4. Подсчитывают ip
— 180лМд??к, c/(15f/B<pr -|~ лИд??к>(.у).
5. Определяют требуемую дальнобойность струи Lt
Lx —
1 де mL — коэффициент, характеризующий взаимосвязь ядра г общей дальнобойностью струи за время tXjj pL — коэффициент, учитывающий несимметричное расположение носика форсунки
‘р
относительно центра камеры, рь = 5 Ьс /(ip7?K. с); PL - коэф-i=i *
фициент, учитывающий увеличение расстояния от носика распылителя до стенки камеры по направлению оси струи топлива вследствие непер пендикулярности оси струи и оси камеры в вер-‘р
тикальном сечении, PL = (l/tp) S (1/cos р£).
f=i
Значения pf находят согласно процедурам, выполняемым в итерационном процессе совместно с рв = F (ср).
6. Определяют диаметр сопла dc и с из совместного решения системы уравнений (1.3)—(1.5) с учетом того, что за характерный период времени tXl струя развивается на величину LCx, а давление впрыскивания достигает значения р™ЙХ, изменяясь пропорционально т.
83
Уравнение для длины струи
L. = 3,068 [(₽,. , - p„)° “ (294/Тв)0’®, (1.3)
где рв. х — характерный за период впрыскивания уровен^ давлений,
Ръ. х = р™8572 = стХ/72.
Уравнения для количества топлива, поданного за характерный период тХ(;, имеют вид
GtxO = Р^гр/ (60] (стХ; — Рг)1'5 т-
4~ (pcipjtdc V2р. 4) (czKl — р2)0,5 (тв — тХ/.);
Тп = Л (рц/рг^-о/М; рч в Мрц/(/?Тц). (1.4)
Подсчитанное по формуле (1.4) G%xg приравнивается к количеству топлива, которое нужно подать за характерный период тХ(. с целью ограничения значениями рг и р динамики теплоподвода в цикле, и определяется из выражения
-- V«pU.J«r, (1.5)
где |2. ,.z — количество теплоты, которое может быть подведено к рабочему телу за период 2 ... z (см. рис. 1.11) при заданных ограничениях на динамику теплоподвода, определяемое из выражения [34 ]
&2...Z = [ф2...г(рус 4 <фф2 — 2рц^афг) 4-ф2 ..г(Рц£а —
— ka$q2 — сффг) 4- ф2...г (2£аф/3 4~ а₽/3)]/[(Яг — 1)д|.
Подставляем 6г (1.5) в (1.4) и совместным решением уравне-
XG
ний (1.3) и (1.4) определяем с и dc, а затем определяем рГах-
Таблица 1.25. Расчетные значения числа, размера отверстий и р"
Модель дизеля Тип камеры сгорания 4 dc, м maX urr рв , МПа
Д-144 Открытая 3 0.427 47
> 4 0,293 75
А-01М > 4 0,345 124
Д-240Л цниди 4 0,470 46
цниди 5 0,350 64
Д-240Т цниди 4 0,441 65
цниди 5 0,329 95
8ДВТ-330 цниди 5 0,461 98
СМД-62 Открытая 4 0,353 120
СМД-31 » 4 0,325 144
А-90ТК. > 5 0,401 137
84
Т а б л и ц а 1.26. Расчетные значения рв н dc
р„, МПа п 1с = 6 1с = 5 ‘о = 4
₽в dc ₽в ₽в
0,15 90 0,34 86 0,37 72 0,44
0,20 143 0,28 137 0,30 125 0,34
0,25 184 0,24 176 0,26 161 0,30
0,30 226 0,22 215 0,24 210 0,26
7. Выражение для тв согласно принятому макету характеристики впрыскивания подсчитывают из выражения, полученного из соотношения: Уц = + qms]i (тв — тх), т. е.
Тв = T„L 4- {V„ — (hipiulo V^27p/(6c>] (CT,L — Pa)1,5}: X
X Г2/Р/4) - P2)“-s]. (1.6)
Согласно принятой методике были рассчитаны прогнозные значения параметров процесса впрыскивания для ряда отечественных тракторных и комбайновых дизелей (табл. 1.25). Как видно из результатов, полученные значения соответствуют (по числу и диаметру отверстий) принятым в процессе длительной доводки для расчетных конструкций, а давления близки к рекомендованным на основании экспертно-эвристической оценки в табл. 1.23.
В качестве примера в табл. 1.26 представлены прогнозные значения давлений при впрыскивании и диаметры отверстий распылителя (dc, мм), определенные согласно предлагаемой методике при различных числах ic соПловых отверстий для перспективного тракторного дизеля (размерностью 130x140 мм) с различными давлениями наддува (pz принималось равным 15 МПа).
1.5. ПОКАЗАТЕЛИ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ
И ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЕ
Общие положения. От топливной аппаратуры зависят основные мощностные и экономические показатели дизеля, его надежность, стабильность параметров, удельные массовые и объемные характеристики, уровень создаваемого звука, а также токсичность и дымность отработавших газов. Топливная аппаратура АТД должна обеспечить подачу за короткий промежуток времени (0,001—0,01 с) точно дозированных малых порций топлива (10— 500 мм8), в заданный период рабочего цикла в цилиндры дизеля в соответствии с порядком их работы под высоким (до 100 МПа и более) давлением, изменяющимся по определенному закону.
Эксплуатация АТД осуществляется с топливами, имеющими
85
различные физико-химические свойства, при неодинаковых климатических условиях, в широком диапазоне скоростных и нагрузочных режимов.
В состав ТА входят топливный насос высокого давления; подкачивающий насос; встроенный всережимный, многорежимный, одно- или двухрежимный регулятор; положительный и отрицательный корректоры протекания внешней скоростной характеристики; пусковой обогатитель подачи топлива; корректор по давлению наддува; встроенный или навесной автомат опережения впрыскивания; плотностно-вязкостный корректор, учитывающий изменение физических свойств топлив; корректор подачи топлива в зависимости от атмосферного давления; устройство аварийной остановки двигателя.
Насосы должны смазываться маслом от смазочной системы двигателя или дизельным топливом. Топливные насосы с автоматическим смазыванием от системы дизеля должны иметь устройства для отвода от плунжерных пар дренажного топлива в систему низкого давления (перетекание топлива в картер насоса с дренажом допускается не свыше 0,05 производительности секций). В состав ТА входят также форсунки, нагнетательные трубопроводы, системы фильтрации и питания насоса топливом.
Топливная аппаратура может оснащаться устройством отключения цилиндров при работе дизеля на режиме холостого хода с целью обеспечения более низкого уровня оборотов холостого хода и уменьшения расхода топлива на этом режиме. Подкачивающий насос, автомат опережения впрыскивания и элементы системы защиты дизеля могут встраиваться в ТА или устанавливаться на дизеле. Степень оснащения ТА различными устройствами определяется функциональным назначением дизеля и оговаривается в ТУ на поставку.
Основные потребительские качества ТА оцениваются показателями технического уровня. Возможна комплексная, интегральная оценка ТА при использовании ее на данной модели дизеля по обобщенному показателю, характеризующему эффективность дизеля в эксплуатации. Таким обобщенным показателем может явиться стоимость единицы вырабатываемой дизелем энергии.
Показатели технического уровня ТА в настоящее время еще окончательно не отработаны, однако в соответствии со сложившейся практикой их можно разделить на следующие группы: показатели, определяющие условия впрыскивания топлива в цилиндр дизеля (характеристика впрыскивания и давления впрыскивания, изменение угла опережения впрыскивания);
показатели производительности ТА (Уц, 6Т. н) на номинальном режиме, режимах максимального крутящего момента и пуска и др., характеристики производительности системы при изменении частоты вращения вала насоса;
показатели стабильности параметров ТА — идентичность условий подачи топлива во все цилиндры дизеля, а также стабиль-
86
посте показателей от цикла к циклу и при изменении условий работы ТА;
показатели надежности (срок службы, отказность, включая характеристики стабильности исходных конструктивно-регулировочных параметров в процессе эксплуатации);
показатели, характеризующие стоимость обслуживания и ремонта ТА в эксплуатации, — периодичность и объемы техобслуживания, ремонтопригодность, средняя стоимость комплекта запасных частей, необходимых для эксплуатации изделия в течение срока службы;
габаритно-массовые показатели — габаритные размеры, масса изделий ТА, удельные массовые и габаритные характеристики. Показатели технологичности — трудоемкость изготовления, степень унификации между деталями и узлами.
В ряде случаев ТА должна соответствовать также дополнительным специальным требованиям (с. 195).
Показатели производительности топливной системы. ТА должна обеспечить требуемую мощность дизеля. Она определяется количеством топлива, впрыскиваемого в цилиндр дизеля в течение одного цикла работы. Обычно оценивается подача топлива за 1 ч (кг/ч):
<3т. д = адЮОО. (1.7)
Часовой расход топлива (кг/ч) определяется из выражения
GTi и = 6Уц£цИнр/10& = ц^нР* (1-8)
Из формул (1.7) и (1.8) получается следующая зависимость для цикловой подачи топлива (ммя):
Уц = 10^е^/(6нн1цр) = 105GT. н/(6пн1цр). (1.9)
Для надежного пуска дизеля при отрицательной температуре окружающего воздуха необходимо с целью улучшения распиливания топлива путем увеличения давления впрыскивания и создания благоприятных для воспламенения концентраций смеси увеличивать Уц по сравнению с ее значениями на рабочих режимах. Рекомендуется Уц. п « 1004-140 мм8 на 1 л рабочего объема ди-аеля. Степень увеличения Уц оценивается коэффициентом обогащения подачи топлива (%)
Вп^^ц/Уц^ЮО. (1.10)
На рис. 1.31, а представлены скоростные характеристики изменения Уц, определенные при различных положениях рейки насоса. На графиках также нанесены характеристики момента сопротивления Мс потребителя в зоне минимальных холостых оборотов двигателя (точка Б) и в зоне рабочих нагрузочных режимов (точка А). Из взаимного расположения кривых Уц (значениям Уц пропорционален индикаторный момент Alf) и 7ИС следует, что при отклонении от равновесного режима (точки Б)
87
Рис. 1.31. Скоростные (а) и регуляторные (б) характеристики топ-ливоподачи:
1—2 „ обычная и откорректированная скоростные характеристики; 3—6 — частичные регуляторные характеристики; 7 — корректорная ветвь внешней регуляторной характеристики; 8 — регуляторная ветвь внешней регуляторной характеристики
с увеличением пд момент двигателя Mt возрастает в большей степени, чем момент сопротивления Мс, а при уменьшении /гд момент Мс превышает момент двигателя. Это приводит к тому, что при отклонении системы двигатель—потребитель от равновесного режима система будет прогрессивно отклоняться от первоначального состояния. Система в точке Б находится в состоянии неустойчивого равновесия. Взаимное протекание характеристик двигатель — потребитель энергии оценивается фактором устойчивости, который определяется выражением
Fa = (дМс/дпа) - {dMt/dn^.
Если Гд > 0, то равновесный режим является устойчивым (точка А на рис. 1.31, а), а характеристика двигателя обладает положительным самовыравниванием. Если же Fa < 0 (точка Б), то равновесный режим неустойчив, а характеристика двигателя имеет отрицательное самовыравнивание. Вследствие того что АТД с применяемыми на них топливными насосами чаще всего обладают отрицательным или весьма небольшим положительным самовыравниванием, они снабжаются регуляторами, воздействующими на рейку топливного насоса и обеспечивающими автоматическое изменение с изменением лн с целью обеспечения устойчивости работы дизеля как на режиме холостого хода, так и при работе под нагрузкой. Регуляторы также ограничивают максимальную частоту вращения двигателя при снятии нагрузки.
88
Рис. 1.32. Характеристики топливоподачи в выполненных конструкциях насосов для тракторных дизелей (а, б, в); автомобильных и специальных дизелей (г, д, е)
На тракторных дизелях устанавливаются всережимные регуляторы, осуществляющие автоматическое регулирование цикловых подач топлива во всем скоростном диапазоне работы дизеля.
На автомобильных дизелях отдается предпочтение двухрежимным регуляторам, позволяющим поддерживать устойчивость максимальной и минимальной частот вращения коленчатого вала дизеля на режиме холостого хода. В этом случае на рабочих режимах обеспечивается меньшее время переходных режимов. Кроме того, при применении двухрежимных регуляторов вследствие уменьшения времени работы на переходных режимах, сопровождаемых колебаниями рейки насоса, уменьшается дымность отработавших газов.
В последнее время предложены и начали реализовываться многорежимные регуляторы с учетом функционального назначения дизеля и специфики его эксплуатации (рис. 1.32 и 1.33). По внешней и частичным регуляторным характеристикам топливного насоса (см. рис. 1.31,6) оцениваются цикловая подача топлива на номинальном режиме Уц. н, соответствующем режиму максимальной мощности, и на режиме пуска Уц. п; частоты вращения п„. в, и запас подачи топлива.
При массовом производстве АТД устанавливаемая на них ТА не должна подвергаться дополнительной регулировке на двигателе и в состоянии поставки должна обеспечивать необходимые мощностные показатели дизелей. В связи с этим ГОСТ 10578—86 предъявляет высокие требования к точности регулировки цикловой, а соответственно, и часовой подачи топлива. Отклонение часовой и средней цикловой подачи топлива у насоса на номинальной частоте вращения его вала при регулировке на стенде не должно быть более ±1,5%.
Частота вращения Пн. в соответствует полному выключению подачи топлива при положении управляющего подачей топлива
89
Пц TlM Tty
Рис, 1.33. Характеристики, рекомендуемые в зависимости от функциональных задач: для обеспечения высокой экономичности и динамики (а, б); для дизеля постоянной мощности (в); транспортного (г); комбайнового (б) дизеля; для дизель-электрического агрегата (е)
органа на упоре максимальной мощности и устанавливается за водом—поставщиком ТА по согласованию с потребителем. Степень неравномерности регулятора (%) подсчитывается по формуле
== [2 (лн_ в лн р)/(ли_ в "4“ ^н. р)] ЮО, (1.11,
где лн. р — частота вращения вала насоса, соответствующая началу действия регулятора, устанавливается на 5—15 мин"' больше ггн. и для более четкого фиксирования режима номинал! ной мощности. Величина лн.р регулируется с точностью 10 мин"' оборотов.
Частота вращения Лн.х соответствует минимальной частот холостого хода двигателя л™'х и устанавливается по согласовании между заводом—изготовителем топливной аппаратуры и потреби телем. В АТД Лд/х = 500--800 мин"1, а Уц на режиме минимал! ной частоты вращения находится в пределах 15—25% от homi. нальной.
Запас подачи топлива (%), определяемый по скоростной ветвр внешней характеристики,
= 1(Уц.м - Уц.н)/Уц.н1 ЮО. (1.12)
Запас подачи топлива необходим для увеличения крутящего момента двигателя с уменьшением частоты вращения по сравнению с номинальным режимом при работе по внешней скоростной характеристике. Запас подачи топлива устанавливается заводом—-изготовителем ТА по согласованию с потребителем, при этом обеспечивается запас крутящего момента фэ. м двигателя в пределах 12—25%. С целью улучшения эксплуатационной экономичности, а такде динамики МТА на тракторных дизелях начали
90
применяться дизели с постоянной мощностью, имеющие еще больший запас подачи топлива и соответственно крутящего момента:
- м«) м„] ioo. (1.13)
Для получения качественного процесса регулирования необходимо, чтобы скоростные характеристики топливоподачи удовлетворяли ряду требований: описывались плавными кривыми (см. рис. 1.31, а), а в области режимов холостого хода имели как можно меньший наклон с положительным или минимально возможным отрицательным самовыравниванием. Это облегчает обеспечение устойчивой минимальной частоты вращения холостого хода при минимальной энергии грузов регулятора.
В ряде случаев, особенно в дизелях с турбонаддувом, необходимо, чтобы после режима максимального крутящего момента снова имело место падение-Уд, что достигается установкой антикорректора в регулятор. В противном случае наблюдается сильное дымление дизеля при работе на режиме пд < пд. м. Необходимо стремиться к обеспечению «падающей» внешней характеристики насоса (см. рис. 1.31, а, кривая 1) с отрицательной гидрокоррекцией по сравнению с характеристикой 2, имеющей положительную гидрокоррекцию. Внешнюю скоростную характеристику насоса можно оценивать коэффициентом гидрокоррекции (%)
kr = l(v"as - V„. „Ж. «] 100,
где V"as — максимальная цикловая подача при работе во внеш-ней скоростной характеристике.
Показатели стабильности топливной аппаратуры. Топливная аппаратура должна создавать одинаковые условия для работы различных цилиндров дизеля и в связи с этим обеспечивать идентичность подачи топлива в каждый цилиндр дизеля по следующим показателям: Уц, 0Д и характеристике впрыскивания, а в случае применения многодырчатых распылителей — по подаче топлива через отдельные отверстия распылителя. Различие в этих показателях приводит к перегрузке некоторых цилиндров при работе на максимальных нагрузочных режимах, что сокращает срок службы дизеля, а в форсированных по коэффициенту избытка воздуха дизелях может приводить к ухудшению топливной экономичности.
При работе на режимах холостого хода отсутствие необходимой равномерности подач топлива по цилиндрам затрудняет обеспечение устойчивой работы дизеля и приводит к осмолению деталей камеры сгорания. В многоплунжерных насосах для компенсации возможных отклонений в изготовлении отдельных насосных секций предусмотрены специальные устройства для подрегулировки иодач топлива и неравномерности чередования углов начала впрыскивания. В насосах распределительного типа эти требования выполняются за счет подачи топлива в различные цилиндры дви-
91
Т а б л и ц а 1.27. Допустимая неравномерность подачи топлива 6Н, %, не более
Режим работы насоса Число насосных екций
2 3 4 5 6 8 10 12 16 и более
Номинальный: регулировка 3 3 3 3 3 3 3 4 4
проверка 6 6 6 6 6 6 6 8 8
Холостой ход: регулировка 20 25 30 32 35 40 45 55 55
проверка 25 30 35 37 40 50 60 75 75
гателя одним плунжером, а в ряде случаев — через один нагнетательный клапан. В соответствии с ГОСТ 10578—86* допустимая неравномерность подачи топлива бн после регулировки насосов на стенде, а также при проверке на контрольном стенде не должна превышать значений, приведенных в табл. 1.27. Неравномерность (%) подачи топлива по секциям
би = [2 (Уц“ - 1п)/(Уц ах + Уц‘п)] 100, (1.14)
где Уцах и Уц1П — объемная подача топлива секциями с максимальной и минимальной производительностью.
В соответствии с перспективными требованиями неравномерность подач топлива должна быть доведена до2—5% (на номинальном режиме) и до 15—20% (на режиме холостого хода). Начало подачи топлива между плунжерами насоса устанавливается с отклонением не более ±30' по углу ПВН. За нуль отсчета углов принимается начало подачи топлива первой секцией с допуском не более 1°.
Неравномерность подачи топлива в отдельные цилиндры зависит не только от качества регулировки секций насоса, но и от пропусной способности форсунок и нагнетательных трубопроводов, которыми комплектуются насосы на двигателе. Согласно требованиям ГОСТ 10579—82* (СТ СЭВ 2405—80), разница пропускной способности между отдельными форсунками комплекта двигателя при прокачке от секции топливного насоса высокого давления не должна превышать 4% (2% в соответствии с перспективными требованиями). Согласно ГОСТ 8519—81*, отклонение пропускной способности или «внутреннего объема» нагнетательного трубопровода должно устанавливаться технической документацией.
Идентичность характеристик впрыскивания в серийном производстве не контролируется, а обеспечивается технологически, что объясняется сложностью определения этих характеристик, а также малой чувствительностью йх к возможным отклонениям в изготовлении деталей ТА в процессе массового производства.
92
Повышенная неравномерность подач топлива между отдельными отверстиями многодырчатого распылителя приводит к ухудшению топливной экономичности дизеля, а также к неравномерному температурному полю в деталях камеры сгорания дизеля. Указанный параметр не регламентируется общесоюзными стандартами, а устанавливается по взаимной договоренности между заводом—изготовителем и потребителем ТА для каждого конкретного дизеля в соответствии с его чувствительностью к этому показателю. Например, для трехдырчатого распылителя дизеля Д-37 допустимая неравномерность подач топлива, подсчитанная по формуле, аналогичной (1.14), не должна превышать 20%. С целью обеспечения равномерности подач топлива между отверстиями распылителя зарубежные фирмы обеспечивают точность диаметра сопловых отверстий в пределах (± 1,5)-е-(±5) %.
В соответствии с ГОСТ 10579—82 давление начала впрыскивания форсунками должно устанавливаться с допуском не более 4% (в сторону увеличения). В соответствии с перспективными требованиями этот параметр должен быть снижен до 3—2%. С целью обеспечения идентичности показателей впрыскивания в конструкциях форсунок жестко регламентируется подъем иглы распылителя (допуск в отечественных форсунках до 0,07 мм, в форсунках зарубежных фирм—до 0,03 мм). Одновременно ужесточаются требования к эффективному проходному сечению распылителя — допустимые отклонения от номинального значения ±6% и в перспективе до ± (5—2) %.
Топливная аппаратура должна обеспечивать стабильность основных показателей процесса топливоподачи от цикла к циклу при изменении условий работы ТА, а также времени работы, что оценивается показателями надежности.
Стабильность процесса топливоподачи от цикла к циклу позволяет получить более высокие экономические показатели работы и снизить максимальные нагрузки, действующие на детали кривошипно-шатунного механизма двигателя, что увеличивает его моторесурс. Межцикловая нестабильность работы ТА может происходить из-за колебательных процессов на линии питания насоса, отсутствия остаточных давлений в нагнетательном трубопроводе и нестабильной работы подвижных деталей ТА (нагнетательных клапанов, игл распылителей) вследствие заклинивания или «прихватов» этих деталей. В нормально работающих топливных системах межцикловая нестабильность параметров процесса топливоподачи (%) не должна первышать 5% и может быть оценена по формуле
6ц = {2 [ГГХ Umax) - VTin W,n)]: [Vh ах W") + + Гцin (pBmir,)J} ЮО,
где Гцax (р™ах) и Гц,п (рГ,п) — параметры циклов с максимальными и минимальными амплитудными значениями соответственно,
93
определенными из- рассмотрения 50 следующих один за другим циклов.
Для обеспечения стабильности параметров двигателя во времени необходимо, чтобы основные показатели процесса топливо-подачи мало зависели от факторов, которые могут изменяться: в процессе эксплуатации двигателя: температуры топлива на входе в насос, давления питания вследствие засоренности фильтров, а также изменения сопротивления нагнетательного тракта из-за частичного закоксовывания распыливающих отверстий или замены трубопровода и форсунки с гидравлическими характеристиками, отличающимися от прежних. Разработка конструкции и выбор основных параметров ТА должны осуществляться с учетом обеспечения ее малой чувствительности к указанным факторам.
, Топливные насосы высокого давления, отрегулированные на заводе-изготовителе на безмоторном стенде, при установке на двигатель должны обеспечивать, как правило, его мощность без дополнительной подрегулировки, так как это снижает трудоемкость сборочных операций и позволяет производить замену насосов в эксплуатации без контрольных торможений трактора». Для этого необходимо, чтобы перепад топливоподачи (разнисп| между часовыми подачами топлива, определенными на стенде 1 на двигателе) у всех выпускаемых насосов имел одинаковые зна чения. Стабильность часовой подачи топлива на двигателе легЛ обеспечить, если величина перепада будет меньше, так как в этЛ случае одно и то же относительное изменение перепада будет прш водить к меньшему изменению часовой подачи топлива на двш гателе. Л
Показатели надежности топливной аппаратуры. Основным пО-
казателем надежности ТА является ее ресурс в часах или ср службы в годах (для комбайновых дизелей). Для автомоби; ной ТА ресурс оценивается обычно в километрах пробега ав' мобиля. В течение этих периодов нормальная эксплуатация Та должна обеспечиваться без выхода из строя ее основных деталей и изменения основных показателей процесса топливоподачи, восстановление которых невозможно осуществить подрегулировкой аппаратуры.
В соответствии с ГОСТ 10578—86*, ГОСТ 10579—82* (СТ СЭВ 2405—80), ГОСТ. 14146—88, ГОСТ 15048—76* ресурс ТА тракторных дизелей (срок службы комбайновых) должен быт» не менее ресурса (срока службы) до первого капитального j монта дизеля. Для форсунок в течение указанного срока дог скается замена распылителей. В соответствии с отраслевы перспективными требованиями для тракторных дизелей рес> насосов высокого давления должен составлять 10 000—12 000 форсунок — 12 000—18 000 ч (распылителей — 6000 ч), фи; тров грубой и тонкой очистки — 12 000—18 000 ч, фильтруют элементов для иасосов с диаметром плунжера до/12 мм — 150(
94
(при коэффициенте фильтруемости используемого топлива не более 2 и перепаде давлений топлива на фильтре не более 0,15 МПа), а для автомобильных дизелей — 500 ч.
Доверительная вероятность обеспечения показателей ресурса 7? составляет 90%. Показатели безотказности устанавливают в технических условиях. В соответствии с перспективными требованиями для тракторных и комбайновых дизелей и топливных насосов высокого давления наработка на отказ должна быть не менее ресурса дизеля, а вероятность безотказной работы форсунок и фильтров за период ресурса — не менее 0,8. Топливная аппаратура перспективных автомобильных дизелей должна обеспечивать не менее 500 тыс. км пробега автомобиля до капитального ремонта. Отдельные узлы и детали ТА, особенно прецизионные элементы, должны удовлетворять специальным требованиям, регламентированным ГОСТ 25708—83* (СТ СЭВ 2406—86).
Ресурс ТА в большой степени зависит от качества работы системы фильтрации топлива. Для топливных систем автотракторных дизелей рекомендуется применение фильтров 1-й и 2-й категории, у которых в соответствии с ГОСТ 14146—88 полнота отсева, обеспечиваемая фильтрами тонкой очистки топлива, должна быть не менее 0,95—0,9 соответственно, а размер щели — меньше 60 мкм. Согласно опыту эксплуатации дизелей, тонкость отсева должна быть не менее 3—5 мкм для насосов распределительного типа и 7—9 мкм для рядных много плунжерных насосов.
В соответствии с перспективными требованиями к ТА тракторных и комбайновых дизелей межрегулировочный период работы топливных насосов должен составлять не менее 4000 ч, а форсунок — 3000 ч. В период межрегулировочного срока изменение номинальной частоты вращения ТА не должно превышать ±3% (в перспективе до 2000 г. ± 1 %); цикловой подачи — ±4% (± 1 %), давления начала впрыскивания форсунки — не более 6% (3%), пропускной способности форсунок ±4%(±1%).
При разработке ТА тракторных и комбайновых дизелей следует руководствоваться ОСТ 23.1.127—84 и ОСТ 23.1.126—84. Снижение потребляемого количества запасных частей уменьшает затраты на эксплуатацию ТА. Проблема эта комплексная и зависит от уровня культуры эксплуатации, совершенства конструкции и качества изготовления ТА. В настоящее время еще недостаточны культура эксплуатации, а также качество изготовления ТА и в стране выпускается значительный объем запасных частей. При разработке и изготовлении ТА необходимо уделять этим вопросам всемерное внимание, а также повышать уровень эксплуатации, в частности, путем широкого внедрения диагностики (с. 334).
Специальные требования предъявляются к ТА с учетом целевого использования. В многотопливных двигателях ТА должна обеспечить устойчивую подачу и впрыскивание в цилиндр дизеля топлив различного фракционного состава, вплоть до низко-95
кипящих, маловязких топлив — бензинов. В соответствии с ГОСТ 10578—86 топливные насосы должны обеспечить работу дизеля на топливах по ГОСТ 305—82*, ГОСТ 1667—68*, ГОСТ 10585—75*. ГОСТ 10227—86, ГОСТ 2084—77* (см. табл. 1.15 и 1.16) или смесях указанных топлив. Конкретные марки топлив и смесей, на которых допустима работа насоса, оговаривают в технических условиях. При этом должны оставаться постоянными мощностные показатели дизеля и обеспечиваться надежная работа ТА. Насосы должны иметь специальное устройство для изменения подачи топлива в условиях эксплуатации при переходе с одного вида топлива на другой.
При переходе с дизельного топлива на бензин падение массы цикловой подачи на номинальном режиме после регулирования специальным устройством не должно превышать 5%. Необходимо также осуществлять конструктивные мероприятия по уменьшению проникновения вязкого топлива в картер насоса (дренаж просочившегося топлива у плунжерной пары).
При работе дизеля в составе дизель-электрического агрегата в соответствии с ГОСТ 10511—83* система автоматического регулирования частоты вращения дизеля должна обеспечивать изменение наклона регуляторной характеристики без остановки дизеля в пределах от 0 до 6%; степень непрямолинейности регуляторной характеристики не более 0,15—0,20 от степени наклона характеристики (при наклоне характеристики более 2% нестабильность частоты вращения при нагрузке 25—100% должна составлять в зависимости от класса САРЧ 0,6—2%, а при нагрузке менее 25% —0,8—3%). Максимальное отклонение частоты вра-' щения после мгновенного наброса нагрузки от 0 до 100% не должно превышать 5—15% (для классов САРЧ 1—4); длительность переходного процесса после мгновенного сброса полной нагрузки до холостого хода не должна быть более 2—10 с (для классов САРЧ 1—4); степень рассогласования нагрузки при параллельной работе электроустановок — 5—12,5% (для классов САРЧ 1—4).
Исполнение машин и приборов для различных климатических условий, требования к транспортировке и хранению регламентируются ГОСТ 15150—69*. Технические услвоия и требования к машинам и приборам для районов с тропическим климатом регламентируются ГОСТ 15151—69**, а для эксплуатации машин в условиях низких температур (до —60 °C) — ГОСТ 14892—69**. В указанных стандартах изложены требования к конструкции, материалам, покрытиям, расчету допусков и др.
Требования к установке топливной аппаратуры на дизеле. Для эффективной работы ТА необходимо выполнить ряд требований к ее монтажу и условиям работы на дизеле. Желательно применение беззазорного соединения вала насоса и приводных элементов дизеля. Необходимо обеспечить центровку насоса со смещением осей вала насоса и приводного не более 0,2 мм и изломом
96
осей не более 0,5°. Вибрации насоса не должны превышать 95 дБ, температура корпуса насоса не должна быть выше 90 °C, а температура топлива на входе в насос — более 70 °C. Монтажные и термические деформации не должны приводить к потере подвижности иглы распылителя, а температура носика распылителя с учетом применяемых в настоящее время материалов не должна превышать 230 °C.
Дизели должны комплектоваться нагнетательными трубопроводами, имеющими различия в размере внутреннего диаметра не более ±0,05 мм. При компоновке ТА на двигателе должен предусматриваться доступ к регулировочным и другим элементам для нормального технического ее обслуживания.
Требования к габаритно-массовым показателям и технологичности конструкции. Габаритно-массовые показатели ТА определяют материалоемкость изделий ТА, а также удобство компоновки ТА на дизеле. Необходимо стремиться к уменьшению габаритных размеров и массы изделий ТА, разумеется, при сохранении других показателей технического уровня.
Габаритные размеры и масса топливных насосов определяются в значительной степени размерами устанавливаемых плу1 черных пар, ход плунжера которых определяет высоту, а диаметр — длину насоса (расстояние между осями секций насоса, определяющее его размерность).
В соответствии с ГОСТ 10578—86 регламентированы для рядных насосов размеры ходов плунжера (7; 8; 10; 11; 12; 13; 14; 15; 16; 18; 20; ...; 100 мм) и диаметры плунжера (5,5; 6,0; 6,5; АО; 7,5; 8,0; 8,5; 9,0; 10,0; 11,0 12,0; 13,0; 14,0; 15,0; 16,0; 17,0; 18,0; 19,0; 20,0; ...; 60 мм). Ход и диаметр плунжера распределительных насосов устанавливаются технической документацией на насосы. В современных рцдных насосах отношение хода к диаметру плунжера обычно составляет 0,8—1,0.
Однако в связи с необходимостью форсирования процесса топливоподачи и реализации высоких скоростей плунжера возможен переход на более длинноходные конструкции с отношением sn/dn — 1,2±1,5, что может привести к росту высоты насосов. В насосах распределительного типа роторных или с приводом плунжера от торцевой кулачковой шайбы sa/du = 0,25±0,6.
Габаритные и присоединительные размеры рядных и распределительных насосов с внешним профилем кулачка и механическим регулятором частоты вращения регламентируются ГОСТ 15060—77* (СТ СЭВ 1323—78); ГОСТ 15060—77* (СТ СЭВ 1323—78) распространяется на насосы высокого давления с sn до 10 мм, с Уц до 180 мм8, с расстоянием между осями секций насосов 25; 27; 32; 40 мм и устанавливает габаритные размеры насосов без топливоподкачивающих помп, муфт опережения подачи топлива и других навесных узлов.
?\ Совершенство конструкций насосов с точки зрения их габарит-фрх размеров и массы оценивается удельными показателями, ко-
4 Файнлейб Б. Н. 97
торые определяются как отношение габаритного объема V и массы М к максимальной подаче топлива за час или к у™ах:
Аст = М/С,; kvu = ЮООМ/Уц; =
= VIG,.„; kVva = V/Va. (1.15)
В табл. 1.28 представлены основные габаритные и массовые показатели ряда конструкций отечественных и зарубежных насосов. Наименьшими удельными показателями обладают иасосы распределительного типа, и среди них роторные и насосы с торцевым кулачковым приводом.
Габаритные размеры и масса форсунок зависят во многом от диаметра иглы и принятой конструктивной схемы. В настоящее время в зарубежной практике в традиционных схемах форсунок АТД применяются иглы с диаметром 4—6 мм, в отечественной практике в основном нашли распространение форсунки с da = = 6 мм.
Габаритные и присоединительные размеры распылителей АТД регламентируются ГОСТ 24989—81 (СТ СЭВ 1322—78), а форсунок — ГОСТ 15059—88 (СТ СЭВ 1322—78). В соответствии с последним длина бесштифтовых форсунок не должна превышать 222 мм, а штифтовых — 122 мм. Установочные диаметры форсунок в головке должны быть равны 17; 22; 24; 25 мм. Масса отечественных форсунок АТД колеблется в пределах 0,4—0,75 кг. Лучшие зарубежные аналоги, так называемые малогабаритные форсунки, имеют массу 0,25—0,35 кг. Аналогичные конструкции разработаны в СССР и находятся на стадии испытаний. В последние годы начали применяться форсунки карандашного типа и микрофорсунки, имеющие еще меньшие габаритные размеры и массу. Требования к размерам фильтров тонкой очистки топлива изложены в ТУ 23.1.283—78, а к фильтрам грубой очистки топлива — в ГОСТ 15048—76*.
Учитывая большие масштабы производства ТА для АТД, существенное значение имеют технологичность их конструкций и унификация между отдельными изделиями, узлами и деталями. Разрабатываемые конструкции изделий ТА должны учитывать современную специфику технологических процессов массового производства, предусматривающую широкое применение автоматизированных линий и комплексов для механической обработки деталей, автоматизацию контрольных и сборочных операций, а также испытаний ТА.
С целью унификации в соответствии со сложившейся зарубежной и отечественной практикой реализуются типоразмерные ряды топливной аппаратуры, каждый тип которой предназначен для использования в определенном классе дизелей. Например, в СССР создается типоразмерный ряд многоплунжерных насосов высокого давления с расстояниями между осями секций 27; 32; 35; 40 мм.
98
Таблица 1.28. Габаритные к массовые показатели топливных насосов
Показатель Модель насоса
DPS •« ** • CN Д а эл/da ндспм НДМ21 •» НДМ22/23 •» НДМ24 •• НТД-27 НТД-35 (Р) (Old) О1--1Г1Ц
Тип ТОПЛИВНОГО насоса
4 4 4 4 2 6 8 6 8 4 6 8 4 6 8 4 6 8 12
Распределительный роторный Распределительный с приводом от торцевого кулачка Распределительный с внешним кулачковым приводом • Рядный миогоплунжериый
Фирма САУ «Ста на-дайн» «Р. Боли ЦНИТА ЦНИТА, БЗТА, ЧЗТА (СССР) ЦНИТА «Р. Бош» «Фридман и Майер»
Габаритные размеры, мм: длина ширина высота 206 128 „170 221 НО 178 200 НО 181 235 ПО 195 230 175 245 300 190 290 320 190 320 255 154 228 309 154 228 363 154 228 320 170 246 390 170 246 460 170 246 377 189 269 457 189 269 537 180 269 697 189 269
Масса, кг 5,4 4,5 5,5 5,5 7,5 11/12 15 11 13,5 16 14,3 17,5 20,5 24 29 34 44
Максимальная цикловая подача, мм9 100 100 100 120 170 170 250 150/200 •• 175/240 •• 350/550 •»
Продолжение табл. 1.28
Модель насоса
Показатель ♦ ел Си Q » СЧ га а EP/VE НДСПМ *1 НДМ21 ** НДМ 22/23 *« НДМ24 ** НТД-27 НТД-35 (Р) НТД-40 (РЮ)
Максимальная # частота вращения кулачкового вала, МИИ-1 3000 2500 2500 2500 1400 1400 1200 1500 1400 1200
Максимальная часовая подача топлива, кг/ч 60 50 50 60 24 48 72 95 90 120 45 60 68 90 00 120 49 67 74 100 98 134 84 132 126 197 168 263 252 395
Удельная масса: кг/(кг/ч) подачи топлива । г/мм8 0,00 54 о,ое 45 0,11 55 0,00 46 0,32 4 0,16 4 0,16 0,17 _6 7 0,12 0,13 5 1 0,17 6 0,13 0 0,24 0,18 73 55 0,20 0,15 _90_ 68 0,18 0,13 120 90 0,29 0,21 82 60 0,24 0,17 100 73 0,21 0,15 117 86 0,28 0,18 67 44 0,23 0,14 83 53 0,2 0,13 97 62 ОД 7 0,11 126 80
Удельный см*/(кг/ч) подачи топлива 80 80 80 84 416 208 232 174 217 163 200 150 155 120 142 107 275 200 223 162 107 144 228 146 184 118 162 103 140 @0
объем см’/мм* 48 40 40 42 58 97 78 60 45 71 53 85 64 1 77 56 93 68 НО 80 55 35 66 42 78 50 101 65
•* Со встроенным автоматом регулировании угла начала подачв еоплнва. •• С установочным фланцем. •• При давлениях нагнетания топлива не более 60 МПа.
За рубежом соответствующие ряды включают модели, имеющие обозначения: М (расстояние между секциями 25—27 мм), Р7, А (32 мм), Р (35 мм), Б, РЮ (40 мм), Z, Р9 (45 мм).
Интегральные показатели оценки топливной аппаратуры АТД оценивают стоимость единицы полезного эффекта, например, стоимость 1 т-км или 1 га пахоты, создаваемого машино-тракторным агрегатом при работе с данным комплектом ТА. Эффективность ТА АТД целесообразно оценивать по стоимости вырабатываемой энергии дизелем, например, мощностью 1 кВт-ч [35].
Стоимость 1 кВт-ч (с) вырабатываемой энергии зависит от стоимости дизеля А и ТА (а), экономичности, трудоемкости обслуживания, а также от долговечности дизеля и ТА и определяется по формуле
с - A/(Nит/г) 4 a/(NПтп) 4 (ge,dT 4- ёе^ы)/п 4 bk/(Nun), (1.16)
где Na, §ет, geM — приведенные средние мощности дизеля за период эксплуатации (кВт), удельный эффективный расход топлива, удельный эффективный расход масла (г/кВт-ч); dT, dM — стоимость топлива и масла; b — средняя заработная плата обслуживающего персонала; k — коэффициент, учитывающий отношение времени обслуживания к рабочему времени дизеля; п — коэффициент полезного использования мощности, п = = (1 — Л4д/Жмт. а). Здесь Жмт. а — общая масса машино-тракторного агрегата с двигателем и грузом.
Выражение (1.16) можно представить в виде
с — Сд 4* ст. а 4 cge 4" с#м 4 со,
где св, ст. а, сбе, с^м, со — отдельные статьи расходов в стоимости 1 кВт-ч энергии, определяемые стоимостью двигателя и ТА, расходами на топливо и масло, а также затратами на обслуживание ТА.
В транспортной установке дизель работает на различных частотных и нагрузочных режимах, что необходимо учитывать при расчете Ап. Ее значение можно определить из следующего выражения:
Nп — 4* ^2^2 4* ^8^8 ••)/’С»
(1.17)
где — Ws — потребляемые мощности на отдельных видах работ; Xi — т8 — соответствующая продолжительность работы на этих режимах.
Эксплуатационную экономичность дизеля ge можно оценить на основании данных, полученных из многопараметровой характеристики:
geT = 4 gejWaXa 4 ' * *)/(^Л ф ^2 Н---------), (1 -18)
101
где £в1, ge, ... — удельные расходы топлива на отдельных видах работ.
Более достоверные результаты могут быть получены при определении £ет на основании данных эксплуатации. Выполненные расчеты показывают, что стоимость вырабатываемой дизелем энергии уменьшается с возрастанием Ne, причем расходы на двигатель колеблются в пределах 8—15%, расходы на топливо составляют 85—90% и на ТА— 1,0—3,5%. Таким образом, основной статьей расходов в общих затратах на выработку энергии является стоимость потребляемого дизелем топлива и требование по улучшению топливной экономичности должно являться основным при оценке технического уровня и осуществлении мероприятий по совершенствованию ТА.
Глава 2
КОНСТРУКЦИИ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
2.1. СХЕМЫ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ И ЕЕ ЭЛЕМЕНТОВ
Схемы топливных систем. В современных АТД применяются системы с механическим способом распыливания топлив, в которых топливо дробится на капли вследствие турбулизации струи при течении ее в сопловом аппарате распылителя и при взаимодействии развивающихся струй с сжатым перемещающимся в цилиндре дизеля воздухом.
Ведутся также исследовательские работы по распиливанию, осуществляемому с помощью гидравлического удара, электро-гидравлического эффекта и ультразвука. Пневматическое распиливание с помощью сжатого воздуха, получаемого от постороннего источника или из цилиндра дизеля, использовалось в начальный период развития дизелей и на высокооборотных транспортных двигателях не нашло применения вследствие сложности конструкции (необходимо для получения сжатого воздуха вводить в систему компрессор). Кроме того, при распиливании топлива по схеме, применяемой в компрессорных дизелях, не обеспечиваются требуемые мощностные и экономические показатели современных быстроходных дизелей.
Возможны два типа механических систем: раздельные, в которых насос высокого давления и форсунка соединены нагнетательным трубопроводом (рис. 2.1), и топливные с насос-форсун-ками, в которых насос высокого давления и форсунка объединены в одном агрегате.
Системы с насос-форсунками вследствие малых объемов полостей сжатия и отсутствия колебательных процессов в нагнетательном тракте могут обеспечить практически неограниченный уровень давлений впрыскивания и высокую цикличность работы дизеля. Недостатками этих систем являются необходимость введения в конструкцию двигателя приводного кулачкового вала, а также сложность конструкции и регулировки механизма, синхронизирующего работу отдельных насос-форсунок. Эти системы пока получили ограниченное применение в АТД, хотя в связи с необходимостью повышения давлений впрыскивания топлива интерес в последние годы к ним повысился. В топливную систему входят вспомогательные узлы: подкачивающие помпы, регуляторы и различного рода корректоры топливоподачи. В системах
103
Рис. 2.1. Схема топливной системы раздельного типа: 1 — кран; 2 — приемный фильтр; 3 — сливной край; 4 — заливная горловина; б — фильтр заливной горловины; 6 — форсунка; 7 — нагнетательный трубопровод; 8 — иасос высокого давления; 9 — дополнительная подкачивающая помпа; 10 — фильтр тонкой очистки топлива; Н — фильтр грубой очистки топлива; /2 — регулятор; 13 — подкачивающая помпа; 14 — топливный бак
раздельного типа топливоподкачивающий насос устанавливается на насосе высокого давления и получает привод от кулачкового вала насоса. В некоторых системах в связи с необходимостью увеличения давления топлива, питающего насос, а также в связи с использованием подкачивающей помпы в качестве чувствительного элемента измерителя частоты вращения регулятора или автоматической муфты опережения впрыскивания применяются две помпы. Одна из них (часто с приводом от двигателя) устанавливается между фильтром грубой и тонкой очистки топлива; вторая (с приводом от вала насоса) включается после фильтра тонкой очистки топлива. Регулятор в системах раздельного типа устанавливается обычно на насосе и получает привод от его кулачкового вала.
Основным условием, обеспечивающим длительную работоспособность прецизионных элементов ТА, является исключение из топлива абразивных частиц, воды и других загрязнителей. Поэтому в топливную систему АТД входит многоступенчатая система очистки топлива. В связи с применением топлив утяжеленного фракционного состава для более надежного пуска двигателя при отрицательных температурах наружного воздуха в систему топливоподачи стали включать подогреватели топлива, в основном электрические.
В системах раздельного типа возможны два типа схем циркуляции топлива: тупиковая и проточная. При тупиковой схеме
104
топливо поступает в насос высокого давления в количестве, равном его производительности, в этом случае отвода топлива из насоса не имеется, при проточной — избыток топлива отводится от насоса на выход из подкачивающей помпы к фильтру грубой очистки или непосредственно в топливный бак. Преимуществом тупиковой схемы является малый расход топлива через фильтры, что повышает срок их службы и качество фильтрации топлива, а также возможность применения подкачивающей помпы меньшей производительности. Однако в этой схеме не происходит удаления воздуха из питающей и отсечной полостей насоса и охлаждения насоса вследствие циркуляции через него топлива. Это может приводить к нестабильности процесса топливоподачи, поэтому тупиковая схема не получила широкого распространения в АТД.
При перепуске топлива на выход из подкачивающей помпы количество протекающего через фильтр грубой очистки топлива примерно равно количеству топлива, подаваемого насосом высокого давления, а при перепуске в топливный бак через элементы системы циркулирует большее количество топлива. В отечественных системах кратность циркуляции топлива через насос и фильтры колеблется в пределах 1,0—3,0. Если в системе исключается перегрев топлива (температура на входе в насос не превышает 70 °C), то целесообразная степень циркуляции топлива через фильтр грубой очистки составляет около 1,0, а через насос и фильтры тонкой очистки — около 1,3—1,5, что обеспечивает надежное удаление воздуха из системы.
С целью сокращения трудоемкости работ по обслуживанию топливных систем осуществляется автоматическое смазывание насоса маслом или топливом. Подаваемое в корпус насоса масло или топливо отводится в баки. При смазывании маслом полость питания насоса отделена от внутренних полостей корпуса насоса, а при смазывании топливом корпус насоса отделен от картера дизеля. В системе имеются трубопроводы, отводящие топливо из дренажных полостей форсунок в топливный бак; в ряде моделей дизелей это топливо отводится во всасывающий коллектор. Отвод топлива из питающей и отсечной полостей насоса производится обычно через редукционные клапаны, обеспечивающие перед надплунжерным пространством необходимый уровень давления топлива.
Типы топливных насосов высокого давления. По количеству плунжеров различают два типа насосов: многоплунжерные, в которых на каждый цилиндр приходится один нагнетающий плунжер; распределительного типа, в которых один или несколько одновременно работающих плунжеров обслуживают все или группу цилиндров дизеля, для чего увеличивается цикличность работы плунжеров и вводится распределитель топлива.
Многоплунжерные насосы могут выполняться рядными, V-образными и барабанного типа. Преимущественное распространение нашли рядные насосы. Насосы барабанного типа, в которых
105
нагнетающие секции расположены по окружности, а привод плунжеров осуществляется от косой шайбы или торцевого кулачкового профиля, не нашли широкого распространения. Конструкция V-образных насосов несколько сложнее, а стоимость изготовления больше стоимости изготовления рядных насосов. Их основным преимуществом является меньшая длина.
В АТД применяются рядные многоплунжерные насосы, выполняемые в основном по двум конструктивным схемам. В 1930— 1950-е гг. были разработаны и применяются до сих пор насосы, в которых узлы плунжерных и клапанных пар устанавливаются в алюминиевом (чугунном) корпусе. В них равномерность чередования углов начала подачи топлива регулируется винтовыми парами, изменяющими высоту толкателей, а равномерность подач топлива — специальными втулками, связанными с рейкой насоса и разворачивающими плунжеры относительно окон втулок. Для регулировки корпуса имеется боковой люк вдоль всего корпуса, что снижает его жесткость х. В 1960-е гг. в связи с необходимостью повышения давлений нагнетания топлива вначале ведущими зарубежными фирмами, а позднее и в СССР были разработаны конструкции насосов с жестким цельным корпусом, получившие условное название «компакт». В насосах этого типа применяются вставные блочные нагнетающие секции с фланцем. Равномерность подач топлива регулируется поворотом фланца с корпусом секции, а равномерность чередования углов начала подач топлива — изменением высоты толкателя с помощью подбора толщины регулировочных шайб или других деталей секции.
Насосы распределительного типа имеют две принципиальные схемы. Согласно первой схеме плунжер совмещает в себе функции нагнетающего элемента и распределителя, периодически сообщающего надплунжерное пространство насоса с форсунками цилиндров дизеля в соответствии с порядком их работы (рис. 2.2, а). Во второй схеме (рис. 2.2, 6) распределитель выполнен в виде отдельного элемента, привод которого кинематически связан с приводным валом насоса. Распределитель чаще выполняется в виде цилиндрического вращающегося золотника.
Распределительные насосы принято делить на две основные группы: плунжерные (чаще одноплунжерные) и роторные. Плунжерные насосы реализуют первый (рис. 2.2, а) и третий (рис. 2.2, в) типы привода, а роторные — второй тип (рис. 2.2, б).
По способу создания давления различают топливные насосы непосредственного действия, в которых топливо нагнетается плунжером через нагнетательный трубопровод к форсунке, и аккумулирующего типа, в которых плунжер вначале подает топливо в аккумулятор, из которого оно затем поступает к форсунке. Возможны два варианта аккумулирующих систем: с аккумулятором большой емкости, когда топливо одним или несколь-
1 См. рис. 2.9.
106
Рис. 2.2. Схемы приводов иасосов распределительного типа: а — плунжерного с внешним цилиндрическим кулачковым профилем; б — роторного с внутренним цилиндрическим кулачковым профилем; в — плунжерного с торцевым кулачковым профилем
кими плунжерами нагнетается в резервуар, из которого поступает к управляемым закрытым форсункам, и с поршневым аккумулятором малой емкости, работающим синхронно с нагнетающим плунжером. В этом случае в начале хода нагнетающего плунжера топливо поступает в аккумулятор, затем после накопления в аккумуляторе энергии межплунжерное пространство соединяется с форсункой.
Возможны варианты систем, когда в начале подачи топливо одновременно подается в аккумулятор и к форсунке, а затем по мере падения скорости плунжера интенсивность подачи топлива поддерживается энергией аккумулятора. Преимуществом аккумулирующих систем является незначительное изменение показателей процесса топливоподачи в широком диапазоне режимов работы дизеля. Однако ввиду сложности конструкции аккумулирующих систем они не получили распространения в АТД. В этих системах трудно реализовать высокие давления нагнетания топлива.
Стабилизацию показателей процесса впрыскивания при работе в различных режимах обеспечивают также топливные насосы с гибким приводом плунжеров: пружинным, гидравлическим, газовым или пневмогидравлическим. Однако они также не имеют широкого применения в АТД: пружинный — из-за сложности конструкции и ненадежности ее при интенсивном впрыскивании, газовый и гидравлический — вследствие того, что они усложняют
107
конструкцию дизеля, хотя последний перспективен для привод* насос-форсунок.
Подавляющее распространение в топливных насосах АТД нашел жесткий механический привод в виде кулачковых механизмов. В V-образных насосах возможны два варианта привода. В первом варианте один кулачок обслуживает два плунжера (левого и правого блоков), а угол развала головок насоса должен соответствовать углу развала цилиндров, что исключает унификацию корпусов насоса для семейства дизелей с различными углами развала блоков. Согласно второй схеме, каждый плунжер обслуживается своим кулачком, и вал имеет число шайб, соответствующее числу плунжеров насоса. В этом случае несколько увеличивается длина насоса, однако создается возможность для унификации корпусов.
В насосах распределительного типа применяются механизмы кулачковых приводов трех типов (см. рис. 2.2). Во втором типе привода чаще применяется конструктивная схема, при которой шайба с кулачковым профилем неподвижна, а ротор с размещенными в нем плунжерами вращается. Наименьшую массу возвратно-поступательно движущихся частей имеет второй тип (см. рис. 2.2) кулачкового привода. Достоинством торцевого привода является простота осуществления вращательного движения плунжера-распределителя от соосного приводного вала.
Схема с внешним кулачковым профилем требует для осуществления вращательного движения плунжера специальной кинематической передачи, обычно зубчатой. Второй вариант привода предопределяет необходимость в специальном распределителе топлива между отдельными штуцерами насоса. Первый вариант позволяет просто осуществить привод нескольких плунжеров за счет установки на одном валу рядом стоящих кулачковых шайб. Легче осуществить регулирование угла опережения впрыскивания при использовании второго и третьего типов приводов, в которых угол изменяется разворотом кулачковой шайбы или траверсы с толкателями.
В первом варианте привода с внешним кулачковым профилем за счет больших радиусов дугового профиля и ролика удается добиться меньших контактных напряжений между рабочими профилями; во втором варианте напряжения, как правило, бывают более высокими. В торцевой кулачковой шайбе можно снизить действующие напряжения за счет применения в толкателе нескольких опорных роликов.
В АТД получили подавляющее распространение насосы с полным наполнением надплунжерного пространства и с регулированием подачи топлива отсечкой. В ряде моделей насосов распределительного типа (роторных) применяется регулирование подачи топлива степенью заполнения надплунжерного пространства.
Системы с полным наполнением надплунжерного пространства менее чувствительны к изменению условий на всасывании,
108
чем системы с частичным наполнением путем дросселирования топлива на впуске. В последних на цикловую подачу влияет уровень давлений перед дросселем, который может изменяться как вследствие загрязнения топливных фильтров, так и в пределах одного цикла из-за колебательных явлений, возникающих в питающем контуре системы. Поэтому системы с дросселированием топлива на впуске обеспечивают, как правило, менее стабильную часовую подачу топлива, чем схемы насосов с полным наполнением дозированием отсечкой топлива.
При изменении подачи отсечкой за счет смещения ГНН, а также в схемах с дросселированием топлива на впуске с уменьшением Уц уменьшается угол опережения впрыскивания. Такое автоматическое корректирование угла следует признать положительным, так как это приводит к уменьшению периода индукции при работе на частичных нагрузочных режимах и соответственно к уменьшению жесткости процесса сгорания без ухудшения топливной экономичности.
Малой чувствительностью к сопротивлению нагнетательного тракта обладают системы, в которых конец подачи определяется остановкой плунжера, так как практически все топливо, подаваемое плунжером, выталкивается в нагнетательный тракт независимо от его сопротивления.
С точки зрения формирования характеристики впрыскивания заслуживают предпочтение схемы дозирования с отсечкой топлива в конце подачи, так как они обеспечивают получение короткого форсированного впрыскивания с необходимыми фронтами изменения давления. В схемах с остановкой плунжера в конце подачи формирование импульса давления в насосной секции протекает при низких скоростях плунжера, вплоть до его полной остановки.
В рабочем цикле с отсечкой в начале и в конце подачи топлива закрытие наполнительных окон (ГНН) и открытие отсечных окон (ГКН) осуществляется кромками плунжера при его нагнетающем ходе. Это позволяет разогнать плунжер до требуемых высоких скоростей к началу геометрически активного хода, увеличить давление нагнетания и обеспечить быстрое падение давлений в конце подачи вследствие резкого открытия отсечных окон.
Наряду с изложенными преимуществами этому традиционному циклу присущ ряд недостатков. Перекрытие наполнительных окон плунжером при своем поступательном движении (рис. 2.3) приводит к защемлению топлива, загрязненного абразивом, в надплунжерном пространстве, которое в период перекрытия торцом плунжера 2 наполнительных окон 1 устремляется в образуемую при эгом щель и вызывает гидроэрозионный износ уплотняющих поверхностей втулки и плунжера.
Анализ изношенных в эксплуатации, а также в процессе ускоренных испытаний плунжерных пар показал, что суммарный износ поверхностей в районе наполнительных окон может состав-
109
Рис. 2.3. Схемы работы нагнетающих секций при обычном (а) и новом (б) рабочем цикле:
I — наполнительное окно втулки: 2 — плунжер; 3 — наполнительное окно плунжера; 4 — поршенек; Л — эоны нзиосов
лить 12—18 мкм, в то время как в зоне отсечных отверстий — всего 2—5 мкм. Повышенный износ поверхностей втулки и плунжера в зоне наполнительных окон приводит к уменьшению подачи топлива на режиме пуска, что ограничивает срок службы насоса. Это особенно проявляется в насосах распределительного типа, так как в них плунжер совершает несколько рабочих ходов за один оборот приводного вала. Поэтому при использовании насосов распределительного типа предъявляются повышенные требования к системе фильтрации топлива.
Активный ход плунжера составляет в топливных насосах АТД 1,0—5,0 мм (большие значения относятся к режиму пуска), а общий ход плунжера равен 6——15 мм. Таким образом, полезно используется только 15—30% хода плунжера.
При перекрытии наполнительных окон плунжер выталкивает топливо в питающую полость, в которой возникают колебательные процессы, распространяющиеся в системе низкого давления. Это приводит к снижению пропускной способности питающего тракта. Особенно эти явления проявляются в насосах с малыми объемами полости питания, например, в насосах распределительного типа. Незначительная степень использования общего хода плунжера для подачи топлива к форсунке вызывает увеличение мощности, необходимой для привода топливного насоса вследст вие дополнительных затрат энергии на дросселирование в наполнительных окнах на вспомогательных участках хода плунжера.
Изложенные особенности присущи рядным многоплунжерным насосам и большинству применяемых плунжерных насосов распределительного типа, в которых рабочий процесс полностью займ ствован от рядных многоплунжерных насосов, хотя наличие вр? 110
щающегося распределителя в них позволяет по-новому организовать рабочий цикл в насосной секции.
В ЦНИТА для насосов распределительного типа был разработан новый рабочий цикл, отличающийся следующими особенностями (рис. 2.3, б) [38]. Общий ход плунжера выбирается таким, чтобы описываемый им объем был примерно на 10—20%
больше на пуске. Процесс чтобы активный ход начинался непосредственно с НМТ плунжера 2. С этой целью наполнительные окна втулки 1 сообщаются с надплунжерным пространством соответствующими пазами плунжера 2 в начале обратного хода плунжера и закрываются на время выстоя плунжера в НМТ при вращательном движении плунжера-распределителя 2.
Такая организация рабочего процесса позволяет уменьшить общий ход плунжера, снизить неравномерность чередования углов начала подачи топлива к форсунке насоса и, самое главное, исключить перетекание топлива в наполнительные окна, а соответственно существенно повысить износостойкость плунжерной пары (рис. 2.4).
Новый рабочий цикл в насосной секции осуществляется следующим образом (рис. 2.5). В начале хода плунжера 3 от по-
организовывается таким образом,
Рис. 2.4. Графики изменения цикловых подач в процессе ускоренных (а) и в период эксплуатационных (б) испытаний:
-------- в насосах типа НД с традиционным рабочим циклом;--------в на-
сосах типа НДУ с рабочим процессом ЦНИТА
ложения ВМТ открываются наполнительные окна 5 и начинается
процесс наполнения надплунжерного пространства по мере освобождения его объема перемещающимся плунжером. В положении, соответствующем НМТ, осуществляется выстой плунжера, в период которого вследствие вращательного движения плунжера кромками окон 5 перекрывается плунжер наполнительных окон 6 втулки. Заканчивается процесс наполнения, и спустя некоторый угловой промежуток поворота плунжера начинается его нагнетающий ход.
В насосной секции расположен поршенекх, который одним торцом закрывает надплунжерное пространство, а второй торец его нагружен пружиной и полостью питания. В начале нагнетаю-
1 См. рис. 2.16 и 2.18.
Ш
Рис. 2.5. Схемы насосной секции с новым рабочим процессом: а — конец наполнения; б — начало подачи; в — конец подачи; г — начало наполнения;
1 — распределительное отверстие втулки; 2 — втулка; 3 — плунжер; 4 — отсечное отверстие плунжера; 5 — наполнительное отверстие плунжера; 6 — наполнительное отверстие втулки; 7 — распределительное отверстие плунжера; I — полости с низким давлением; II — полости с высоким давлением
щего хода плунжера поршенек перемещается до упора и лишь после этого начинается активный ход плунжера. Введение поршенька позволяет исключить влияние неточности в изготовлении профиля кулачка на стабильность установочных углов опереже ния впрыскивания и является средством управления начальные этапом нагнетания топлива (передним фронтом характеристики впрыскивания).
Описанный рабочий цикл ЦНИТА был реализован в СССР в конструкциях насосов НДК и НДУ, созданных на базе насосов семейства НД, и в новых конструкциях насосов семейства НДСП с торцевым кулачковым приводом. В последующем этот же цикл был реализован фирмой «Р. Бош» в конструкциях насосов распределительного типа EP/VE.
Главными достоинствами насосов распределительного типа по сравнению с традиционными рядными многоплунжерными насосами являются меньшее число деталей, существенно меньшие масса (в 1,5—2 раза) и габаритные размеры (в 1,5—2,5 раза). Удельная масса насосов распределительного типа составляет 45—85 г на 1 м8 Ец. н, в то время как у рядных насосов — 75— 125 г/мм3 (см. табл. 1.28). В насосах распределительного типа более просто реализуются автоматические устройства: в большинстве моделей автомат угла опережения впрыскивания органически встраивается в конструкцию насоса. Кроме того, в насо-112
сах этого типа существенно меньше требуемое перестановочное усилие органа, управляющего подачей топлива, что позволяет упростить конструкцию механического регулятора, облегчить оснащение насоса другими корректирующими устройствами (положительным и отрицательным корректорами скоростной характеристики, вязкостным и высотным корректорами и др.) и использовать для прямого управления подачей топлива электрические, исполнительные механизмы и электронные схемы регулирования. Поскольку в насосах распределительного типа один плунжер, а зачастую и один нагнетательный клапан обслуживает все или группу цилиндров дизеля, в них обеспечивается большая стабильность в эксплуатации степени неравномерности подач топлива. У этих насосов меньшая протяженность, а соответственно и большая жесткость корпуса и деталей кулачкового привода, что создает предпосылки для организации интенсивного впрыскивания в них топлива.
Одним из элементов, определяющих срок службы насоса, является сочленение ролик толкателя — кулачковый профиль. В связи с увеличением давлений нагнетания топлива в этой паре возникают повышенные, превышающие допустимый для обеспечения ресурса 10 000—12 000 ч уровень контактные напряжения (1600—1200 МПа), которые приводят к питтинговому разрушению контактируемых поверхностей и последующей потере функциональных свойств насоса. Нагрузки, возникающие в сочленении ролик — кулачковый профиль, зависят при заданных давлениях нагнетания от диаметра плунжера, схемы и конструктивных параметров кулачкового привода.
В рядных многоплунжерных насосах каждая нагнетающая линия обслуживается индивидуальными кулачком и роликом толкателя, в силу чего частоты нагружения профиля и ролика одинаковы. При применении такого же привода в насосах распределительного тиМа каждая нагнетающая линия обслуживается своим кулачком, а ролик обслуживает все нагнетающие линии одной секции поочередно и частота погружения поверхности ролика будет в iK (число кулачковых выступов на одной шайбе вала) превышать частоту вращения вала насоса пн и соответственно частоту нагружения кулачков. При этом на кулачке подвергается нагружению каждый цикл один и тот же участок профиля небольшой протяженности, а у ролика вследствие его вращения участвует в восприятии нагрузок попеременно вся наружная его поверхность.
В насосах с внутренним кулачковым профилем (см. рис. 2.2, б), хотя и применяется несколько одновременно нагнетающих топливо плунжеров, каждый из которых имеет свой толкатель и ролик, однако вследствие того, что в каждом рабочем ходе одновременно участвуют все толкатели и чаще всего все кулачки. Частота погружения как кулачков, так и роликов в ix (число рабочих ходов, совершенных плунжерами за один оборот приводного вала на-
113
. Сравнение уровней нагружен!
й
coca) будет превышать частоту вращения приводного вала насоса. При этом приводе кулачковые сочленения нагружаются всей силой от давления топлива Рп, равной произведению площади плунжера fn на давление нагнетания рп (см. рис. 2.2, б).
Существенными преимуществами обладает торцевой кулачковый привод (см. рис. 2.2, в). При использовании этого привода сила от давлений топлива одновременно воспринимается всеми кулачковыми сочленениями и на одно сочленение приходится лишь часть силы Рп, равная Рп/п/*к- Это существенно увеличивает несушую способность привода в целом, хотя частота работы профилей при применении привода данного типа больше, чем в случае использования первого типа привода, так как за один поворот вала совершается несколько рабочих ходов ix.
В табл. 2.1 приведены расчетные относительные значения Рпах. которые позволяют развивать контактируемые элементы различных типов приводов и схем насосов [40]. Значения р™а*/рп определены при op = const, а значения рп, определены при ftp ~ var (соответствовали величинам для каждой модели насоса). При определении соотношений за единицу приняты значения
114
различных типов насосов
v Дичковыми профилями
а и ний Торцевой
Кулачок, '« =1 Ролик, f*1 1 ‘к 1 Кулачок-ролик. f Кулачок, 1и = 1/2/** Ролик,
яасоса
iJI укас» НДСПМ ** НДСПА
6 В 6 В 3 4 6 8 6 8 6 В
0,6 * 1.0 •
0.7 0,6 0,66 0,6 2.16 2,66 3,6 4.3 2,15 1,65 1.66 1.6
0.46 |1<>лнк 0.4 ов 1 0,36 >авно 0.33 W2- 1,17 * 1.05 •• В вив 1,43 ** 2.4 менателе 1.01 ** 3,18 — персп 2,34 *в 3,0 ектнвная 1,17 ** 1,05 модель 1,43 ** 2,40 насоса. 0,0 •• 1.5 0,81 *» 1.36
рп У рядного многоплуюкерного насоса НТД-27 (расстояние между осями секций 27 мм).
Как следует из представленных данных, по способности выдержать давление нагнетания при одних и тех же сроках службы и диаметре плунжера привод с внешним кулачковым профилем в насосах распределительного типа близок к рядным много-плунжерным насосам. Несколько меньшая несущая способность ролика компенсируется его вращением. Существенно меньшей несущей способностью обладает привод с внутренним кулачковым профилем, применяемый в роторных насосах. Поэтому в выполненных конструкциях этих насосов применяются плунжеры диаметром не более 8—10 мм.
Более высокой несущей способностью по сравнению с приводом рядных насосов обладает торцевой кулачковый профиль, реализуемый в насосах распределительного типа (НДСП, EP/VE). Особенно эти преимущества (несущая способность выше в 1,2— 1,9 раза) проявляются в том случае, если число рабочих ходов насоса равно количеству одновременно работающих кулачковых профилей. При этом типе привода и применении цилиндрических
115
роликов, вследствие того что линейные скорости профиля м няются пропорционально радиусу кулачковой шайбы, име-место повышенное проскальзывание поверхности ролика относи тельно поверхности кулачка, что снижает износостойкость сочленения. Для уменьшения влияния этого фактора целесообразно применять разрезанные или конические ролики.
Достоинством торцевого кулачкового профиля является,, также отсутствие вращения пятки плунжера относительно толкателя, что существенно повышает срок службы этого, также определяющего работоспособность насоса сочленения.
В насосах распределительного типа с внутренним и торцевым кулачковыми приводами отсутствуют силовые нагрузки от давления топлива на подшипниковые узлы приводного вала. В первом типе привода силы от давления топлива замыкаются в кулачковой', шайбе, а во втором — передаются через роликовую шайбу на корпус насоса. Это не порождает проблемы обеспечения работоспособности подшипниковых узлов, возникающей при повышении давлений нагнетания топлива в насосах с приводом, имеющим внешний кулачковый профиль.
Представляет интерес сравнительный анализ потенциальной надежности рядных насосов и насосов распределительного типа. Надежность определяется исходя из предположения, что при одном и том же уровне технологии надежность изделия, оцениваемая доверительной вероятностью пропорциональна произведению надежности группы деталей одного класса сложности с учетом их количества в насосе (а, б, в). Принята для нормалей доверительная вероятность 7?^ — 0,99999, для
Рис. 2.6. Клапанно сопловая форсунка:
1 — корпус; 2 — та-рвковый клапан; 3 — седло клапана; 4 — пружина; S — ограничитель; 6 — упор пружины; 7 — пластинчатый клапан; 8 — распыли-, тель
Таблица 2.2. Сравнение надежности насосов
Показатель Общее число деталей, в том числе: нормалей a (R%0 ~ = 0,99999) оригинальных деталей б (/?* = 0.9995) прецизионных узлов в (Rb90 = 0,99) Надежность (доверительная вероятность обеспечения заданного ресурса /?во) О X 2й? 420 117 295 8 0.792 Распределительные насосы
О) «ч X 396 116 277 3 0,842 £ С и «Ч X 302 102 197 3 0,877
116
оригинальных деталей /?£0 = 0,9995 и для прецизионных деталей jR®0 = 0,99. Надежность работы насоса в целом подсчитывается по формуле Я90 =
Плунжерные насосы распределительного типа (табл. 2.2) обладают большей доверительной вероятностью подтверждения ресурса, чем рядные многоплунжерные.
Рядные многоплунжерные золотниковые насосы, созданные для быстроходных дизелей впервые еще в 1927 г. фирмой «Р. Бош», имели до 1960—1970-х гг. подавляющее распространение в АТД. В конце 1940-х и начале 1950-х гг. вначале в США, а затем и в Европе было организовано массовое производство насосов распределительного типа.
На основе непрерывного совершенствования их конструкции и технологии производства (некоторые элементы насосов распределительного типа требуют более высокой точности изготовления) масштабы производства насосов распределительного типа непрерывно возрастали, и в настоящее время они находят преимущественное распространение за рубежом (85%) на легковых автомобилях и легких грузовиках (до 3,5 т). В сельскохозяйственной технике применяемость насосов распределительного типа достигла 60%, а на тяжелых грузовиках, промышленных и судовых дизелях — 30——35% [631.
В СССР производство насосов распределительного типа для тракторных и комбайновых дизелей достигло 35%, в автомобилестроении насосы распределительного типа пока не применяются.
Типы форсунок. Наиболее распространены в АТД закрытые клапанно-сопловые форсунки: многодырчатые для дизелей с непосредственным впрыскиванием топлива и штифтовые для вихрекамерных н форкамерных дизелей. В этих форсунках применяются игольчатые конические запорные клапаны, хотя в последние годы снова появляется интерес к более простым шариковым запорным клапанам (рис. 2.6).
Гидрозапорные форсунки позволяют увеличить их ресурс и давление открытия иглы, что является одним из средств форсирования впрыскивания и в последние годы стало привлекать внимание специалистов.
В многодырчатых распылителях распиливающие отверстия могут выходить на запирающий конус корпуса, что уменьшает объем заигольного пространства и облегчает размещение сопловых отверстий по периферии конуса. Пока более распространены распылители, в которых под иглой имеется центральный канал, из которого начинаются сопловые отверстия. Отдельными фирмами выпускаются форсунки малогабаритных конструкций.
Типы регуляторов. Наибольшее распространение в АТД получили механические регуляторы прямого действия, в которых импульсы от чувствительного элемента передаются непосредственно регулирующему органу насоса. В ряде случаев, когда перестановочные усилия органа, управляющего подачей топлива,
117
велики, между чувствительным элементом и исполнительны»! органом включается усилитель — сервомотор. Такие регуляторJ относятся к классу регуляторов непрямого действия 113].
По зоне охвата скоростных режимов регуляторы п одр аз де-ляются на всережимные, многорежимные и двухрежимные, обеспечивающие автоматическое регулирование на режимах минимальных и максимальных чисел оборотов 1131. По назначению регуляторы можно разделить на транспортные, устанавливаемые на дизели в транспортных установках, и стационарные, чаще прецизионные, обеспечивающие высокоточное регулирование частоты вращения в дизель-электрических агрегатах. По принципу действия чувствительного элемента регуляторы подразделяются на механические с центробежным чувствительным элементом, пневматические, гидравлические и электрические. Кроме чувствительного и исполнительного элементов в регуляторы АТД входят функциональные устройства: корректор подачи топлива при работе по внешней характеристике и пусковой обогатитель подачи топлива на режиме пуска.
К регуляторам также следует отнести автоматы изменения угла опережения начала подачи топлива и устройства защиты дизеля при аварийных ситуациях. Автоматы угла начала подачи топлива (опережения впрыскивания) в рядных насосах выполняются в виде отдельного узла и навешиваются на вал насоса или устанавливаются в приводную шестерню, что усложняет конструкцию ТА или двигателя. В насосах распределительного типа применяются встроенные малогабаритные устройства автоматического регулирования угла начала подачи топлива, что является преимуществом насосов этого типа. Автоматы угла опережения начала подачи топлива могут быть механическими, гидромеханическими и электромеханическими.
Устройства защиты, включаемые в конструкцию ТА, в основном мощных АТД, автоматически выключают подачу топлива при аварийных ситуациях: падении давления масла в системе дизеля, повышении выше допустимой температуры отработавших газов и др. Предусматриваются также в конструкции устройства принудительного быстрого выключения подачи топлива водителем, например, в ТА для дизелей автомобилей.
Типы топливоподкачивающих помп. В АТД применяются механические подкачивающие насосы цикличного (диафрагменные, поршневые) и ротационного (шестеренные и роторно-лопастные) действия. В специальных системах многотопливных двигателей в качестве вспомогательных помп применяются насосы с электроприводом.
Наиболее распространенным типом насоса является поршневой подкачивающий насос двойного действия с автоматическим изменением хода поршня. Рабочий ход поршня осуществляется под воздействием пружины: возвратный ход, в течение которого рабочая полость заполняется, а часть топлива нагнетается в пита-
118
ющую магистраль, происходит под воздействием кулачка-эксцентрика. Обычно подкачивающие помпы снабжаются ручным прокачивающим насосом для удаления воздуха из системы перед пуском. Преимуществами поршневой помпы являются сохранение высоких значений коэффициента подачи на малых скоростных режимах, а также меньшее, чем в других типах помп, влияние износа деталей на производительность помпы.
В топливной аппаратуре применяется прецизионная поршневая помпа многотопливных двигателей. Диафрагменная помпа обычно создает неболь
шой перепад давлений и используется как первая ступень в системах с двумя помпами. В этих же системах в качестве второй ступени применяются ротационные насосы — шестеренные с внешним и внутренним зацеплением зубьев, а также ротор но-лопастные. Недостатком шестеренных насосов является существенное уменьшение коэффициента подачи при снижении скоростного режима в связи с увели-
Рис. 2.7. Двухступенчатая помпа;
/ — поршень; 2 — полость нагнетания первой ступени; 3 — фильтр тонкой очистки; 4 — нагнетающие клапаны; 5 — толкатель; 6 — кулачок; 7 — всасывающие клапаны; 8 — фильтр грубой очистки; 9 — топливный бак; 10 — насос высокого давления; 11 — полость нагнетания второй ступени; 12 — пружина
чением утечек топлива
через торцевые и радиальные'зазоры, особенно при износе качающих элементов насоса. У ротор но-лопастных насосов этот недостаток выражен в меньшей степени, чем у шестеренных. Возможна замена двух подкачивающих насосов одной поршневой помпой двойного действия (рис. 2.7).
Типы топливных фильтров. В топливной системе применяются четыре группы фильтров: 1) приемные и заливные фильтры, расположенные в баках, изготовляемые обычно из латунных сеток
и предохраняющие от попадания в топливную систему крупных механических частиц; 2) фильтр грубой очистки топлива; 3) фильтры тонкой очистки топлива; 4) форсуночные фильтры.
Фильтры грубой очистки топлива предназначены для улавливания крупных механических примесей размером 20—40 мкм и более и воды. Обычно они устанавливаются между баком и подкачивающей помпой, частично защищая ее от загрязнения. Эти фильтры должны обладать относительно малым гидравлическим сопротивлением и достаточным пространством для оседания частиц и отстоя воды. В настоящее время применяются в основном два типа грубых фильтров: щелевые, в котррых топливо филь-
119
труется, проходя через щели, образуемые специальными пластинами или профилированной проволокой, и инерциоино-отстойные, в которых твердые частицы и вода выделяются из топлива при изменении направления и скорости потока на входе в корпус фильтра. Фильтры второго типа являются более дешевыми, обеспечивают эффективную очистку топлива и широко используются в современных дизелях. В последние годы ведутся работы по осуществлению первоначальной грубой очистки топлива непосредственно в топливном баке.
Фильтры тонкой очистки топлива служат для окончательной очистки топлива от абразивных частиц. Выполняются они одно-и двухступенчатыми. Двухступенчатые фильтры обеспечивают более надежную фильтрацию и получают все большее распространение. В качестве фильтрующего материала в фильтрах тонкой очистки применяются силикатная и металлическая керамика, древесная масса, хлопчатобумажная нить, специальная фильтровальная бумага и др. В последние годы начали широко использовать бумажные фильтры тонкой очистки, которые обладают высокой эффективностью, длительным сроком службы и недороги в изготовлении.
Форсуночные фильтры предназначены для предохранения распылительных пар форсунок от технологической грязи, которая может попасть из корпуса насоса и нагнетательного трубопровода. В основном применяются два типа форсуночных фильтров: сетчатые и щелевые. Устанавливаются фильтры обычно в приемном штуцере форсунки. Применение фильтров повышает надежность работы распылителей, но несколько усложняет конструкцию форсунок.
2.2. ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА, ИЗГОТАВЛИВАЕМАЯ В СССР
Состояние производства топливной аппаратуры. Топливная аппаратура начала выпускаться в СССР в предвоенные годы для дизеля С-65. Массовое производство ее для тракторных дизелей было организовано в послевоенный период. В 1947 г. Ногинский завод топливной аппаратуры (НЗТА) начал выпускать разработанный HATH насос типа 4ТН для дизеля КД-35. В дальнейшем производство насосов этого типа было организовано на ХТЗ и Алтайском моторном заводе (АМЗ). Совместно с ЦНИТА в 1963 г. НЗТА разработал и начал серийное производство насосов типа УТН-5, имеющих меньшие габаритные размеры и металлоемкость, чем насосы семейства 4ТН В 1967 г. на Вильнюсском заводе топливной аппаратуры (ВЗТА) было организовано серийное производство насосов распределительного типа семейства НД21, разработанных ЦНИТА, а в 1972 г. на ВЗТА и позднее на ЧЗТА — двухплунжерных насосов распределительного типа НД22. В конце 1970-х — начале 1980-х гг. были разработаны малогабаритные конструкции рядных многоплунжерных насосов МТНМ
120
типа «компакт», модернизированные конструкции насосов УТНМ, НДК, НДУ, НДМ, НДР, НД24, а также конструкции рядных насосов типа «компакт» НТД-27, НТД-32 и НТД-40. В 1980-е гг. ЦНИТА были разработаны новые конструкции насосов распре-
делительного типа с приводом плунжера от торцевого кулачкового профиля — НДСПМ для легких автомобильных и НДСПА
для тракторных дизелей.
В связи с переходом на дизели с непосредственным впрыскиванием на тракторных и комбайновых дизелях применяются многодырчатые закрытые форсунки, оригинальные для каждого типа дизелей. Для автомобильных дизелей ТА, включающая
насос-форсунки, выпускается с 1948 г. на Ленинградском карбюраторном заводе (ЛКЗ) для двухтактных дизелей ЯАЗ. В 1962 г. на Ярославском заводе топливной аппаратуры (ЯЗТА) было организовано производство топливных насосов, разработанных ЯМЗ при участии ЦНЙТА для семейства четырехтактных автомобильных дизелей ЯМЗ.
В дальнейшем ЯЗТА совместно с ЯМЗ были разработаны новые конструкции насосов V-образного типа для дизелей КАМАЗ, типа «компакт»
Таблица 2.3.
Регулировочные параметры насосов дизелей ЧТЗ
Маска дизеля «н. н-мин-1 Уц. и-мм’
Д-108 535 180
Д-180 625 250
Д-160Б 535 245
Д-180 550 210
Д-200 625 310
с расстоянием между секциями 40 мм для мощных дизелей ЯМЗ-340, с расстоянием между секциями 32 мм для изделей ЗИЛ, ГАЗ, УралАЗ и размерности М (расстояние между секциями 24 мм) для малолитражных дизелей. На автомобильных дизелях в основном применяются многодырчатые закрытые фор
сунки с верхним и нижним расположением пружины.
Топливные насосы. Габаритно-присоединительные размеры насосов с креплением за приливы корпуса и с фланцевым креплением следует' выполнять в соответствии с ГОСТ 15060—77* (СТ СЭВ 1323—78). Все топливные насосы изготовляют в комплекте с регулятором и топливоподкачивающим насосом. Дози
рование топлива осуществляется смещением отсечки топлива в конце подачи.
Основные параметры топливных насосов дизелей ЧТЗ приведены в табл. 2.3. Расстояние между осями секций 42,4 мм, dn ~ Ю мм (у насосов дизелей Д-160, Д-180, Д-200 dn — 11 мм), sn = 9 мм. Габаритные размеры насоса: 700x250x630 мм. Кулачковые валы насосбв имеют дуговой профиль [391. Чередование работы секций насоса 1—3—4—-2. Для дизеля Д-180 выпускается щестиштуцерная модификация насоса. У всех модификаций (рн.п = __О ЦО Q9-+80
Масса насоса составляет около 30 кг (с регулятором и другими навешенными агрегатами 90 кг, в алюминиевом исполнении 70 кг).
121
В насосе применены нагнетательные клапаны грибкового типа диаметром 6 мм (Нн.р. „ = 55 мм®). Основные конструктивные особенности насоса — установка кулачкового вала в подшипниках скольжения, к которым подводится смазка от системы дизеля; отдельные чугунные головки секций высокого давления, крепящиеся к чугунному корпусу с помошыо шпилек; корректор с пластинчатой пружиной, в который упирается пята рейки. Насосы за счет пазов в двух плунжерах обеспечивают выключение подачи топлива в два цилиндра при работе дизеля на холостом ходу. Насосы выполняются в одном блоке с топливными фильтрами. регулятором и подкачивающей помпой. На насосе имеются привод для тахомотосчетчика и механический регулятор с центробежным измерителем.
Топливные насосы семейства TH (табл. 2.4) изготовляют с двумя типами профилей кулачков; тангенциальным и дуговым. Насосы, выпускаемые ХТЗ для различных модификаций дизелей семейства СМД14—СМД24, регулируются на номинальную цикловую подачу в пределах 85—160 мм® при п„. „ — 7504-1000 мин-1. Развивают давления нагнетания топлива в пределах 35—55 МПа. Различные модификации этого семейства, выпускаемые для четырех- и шестицилиндровых дизелей А-41, А-01, регулируют на номинальную цикловую подачу 85—230 мм® при пн. н = 750— 4-1000 мин-1 и развивают давление нагнетания 35—50 МПа [39]. Диаметр нагнетательных клапанов грибкового типа составляет 6 мм.
Основные конструктивные особенности насосов (рис. 2.8): установка кулачкового вала в подшипниках качения; осуществление поворота плунжера при регулировке цикловой подачи с помощью поводка с пальцем, который входит в муфту с пазом, расположенную на рейке насоса; наличие регулировки высоты толкателя болтом, вворачиваемым в корпус толкателя.
Конструкция регулятора имеет следующие особенности: соосное расположение пружины и ступицы грузов; упорный шариковый подшипник для передачи усилий от муфты к рычагу; призматический корректор, степень коррекции которого зависит от наклона призмы корректора; ручное управление обогатителем подачи топлива на пуске; наличие предохранительной пружины, исключающей возникновение в механизме регулятора повышенных усилий.
На ряде модификаций применяется малогабаритный регулятор, который обеспечивает автоматическое увеличение подачи топлива на пуске и имеет корректор, позволяющий регулировать степень увеяичения подачи топлива, а также упругий привод со спиральной пружиной.
Топливные насосы семейства УТН (табл. 2.4) изготовляются НЗТА для четырехцилиндровых дизелей семейства ВТЗ и ММ3. Различные модификации регулируются на Р’ц. н = 554-75 мм® при «н.п — 7504-1100 мин-1 и развивают давление нагнетания топлива, равное 35—40 МПа.
122
Таблица 2.4. Технические характеристики насосов
- TH (ТНМ) УТН(УТНМ) ямз НД21 НД22
Количество плунжеров
Параметр 4 4 (с малогабаритным регулятором) 4 6 ь 8 12 ) 1
Тип насоса, исполнение Расстояние между осями соседних секций, мм Габаритные размеры, мм: длина (от плоскости привал очного фланца) ширина высота Масса, кг: с чугунном корпусом » алюминиевым корпусом Диаметр и ход плунжера, мм Крепление иасоса Технический моторесурс, ч Ряди 473 (350) 179 279 29 25 9 (10)Х 9 000- ЫЙ, Б 40 425 (300) . 173 288 26 10 (12) Фланце -10 000 Рядиь 3 363 (290) 174 284 14,0 8,5 (9) вое 8 000- 4Й, А 2 426 (353) 174 284 18.0 *4Х9 -10 000 Р5 442 185 300 24 9 7 000 тдный, 40 600 185 300 29 (10)Х 1 3 *я—ю Б 800 185 300 40 ♦’ 0 а пр ил 000 Распреде; 230 (185) 175 245 6,4 (7,5) ** (8—10)) 1ВЫ в корпус 8 000- тительный 300 (265) 190 290 8,4 (11) *! <(6-10) е -10 000
Примечания: I. У всех насосов применяете» механический, всережимный регулятор. 2. Направление вращения кулачкового вала прввое. 3. Подкачивающая помпа поршневого типа,
•* Касса указала с муфтой опережения. *г Масса ука.чака с прнвалочным фланцем. •• Для тракторного дизеля. "** Для фореи-рэданяых модификаций дизелей.
Рис. 2.8. Топливный насос типа 4ТН:
1 — рейка; 2 — плунжерная пара; 3 — нагнетательный клапан: 4 — головка; 5 — корпус насоса; 6 — кулачковый вал; 7 — установочный фланец; 8 — шлицевая втулка; 9 — корпус толкателя; 10 — ось ро-лнка; II — ролнк толкателя; 12 — пружина фрикционная
Насосы имеют тангенциальный профиль кулачкового вала [39 ], нагнетательные клапаны грибкового типа диаметром 6 мм с разгрузочным пояском (Vh.p.0 = 50 мм®). Корпус насоса (рис. 2г9) изготовляется из алюминиевого сплава, имеет в верхней части два продольных канала — для подвода топлива от топливоподкачивающего насоса и для отсечного топлива — и поперечный канал, через который может быть спущен воздух из питающего тракта. На выходе из канала отсечного топлива установлен перепускной клапан, поддерживающий давление питания 0,07 МПа. На боковой стороне корпуса расположен люк, предназначенный для монтажа и регулировки толкателей и равномерности подач топлива насосными секциями. Подкачивающая помпа получает привод от эксцентрика кулачкового вала насоса.
Подача топлива изменяется поворотом плунжера с косой кромкой (угол 33° 20') с помощью зубчатого венца и втулки, имеющей паз, соединяющийся с выступами плунжера. Толкатели — роликовые с плавающей втулкой; от осевого поворота они фиксируются винтом, ввернутым в корпус насоса. Равномерность подачи регулируется поворотом втулки на гильзе с плунжером при неподвижной рейке насоса. Регулятор выполнен по схеме с последовательным включением корректора, имеет автома-
124
Рис. 2.9. Топливный насос УТН-5: а поперечный разрез:
1 — нагнетательный клапан; 2 — втулка плунжера; 3 — штифт; 4 -- поворотная гнльза;
б — регулятор:
1 — регулировочный винт корректора; 2 — рычаг пружины; 3 — пружина регулятора; 4 — пружина обогатителя; & — промежуточный рычаг; 6 — основной рычаг; 7 — болт; 8 — шток корректора; 9 — корпус корректора; 30 — пружина корректора; 11 — грузы; 1% — ролик; 33 — корпус; 14 ~ груз;
1$ _ ступица грузов; -- спиральная пружина
।'лческий обогатитель топлива на пуске. Вращение на ступицу । рузов передается через спиральную пружину.
Модернизированные насосы УТНМ имеют конические подшипники, усовершенствованную конструкцию контроля толкателей и другие модернизированные узлы, позволяющие повысить ресурс до 10 000 ч. Смазывание маслом осуществляется централизованно.
Насосы МТНМ типа «компакт» (рис. 2.10) оборудованы все-режимным регулятором и пневмокорректором. Расстояние между осями секций насосов 27 мм, дп — 9 мм, sn — 10 мм, Кц. н = - 100-М10 мм3 и пн> н= 1500 мни"1.
Топливные насосы семейства Я М3 (см. табл. 2.4) имеют тан-юнциальный профиль кулачка 139] и нагнетательные клапаны грибкового типа диаметром 6 мм с разгрузочным пояском (Кк. р. о - 80 мм3). Корпус насоса [391 отлит из алюминиевого « плава, кулачковый вал вращается на двух подшипниках качения и опирается на подшипник скольжения. Регулятор насоса выполнен по схеме с последовательным включением корректора, имеет ускоряющую передачу на валик регулятора.
125
MTHM
Насосы выпускаются для шести-, восьми- и двенадцатицилиндровых дизелей ЯМЗ-236 (ЯМЗ-238; ЯМЗ-240) и регулируются на Уц. н = 105-4-=-150мм3 при пв. „ = 850-4-1050 мин-1, развиваютр™а£ = 40-4-55 МПа.
Топливные насосы для дизелей КАМАЗ имеют У-образную конструкцию (рис. 2.11) и выпускаются в шести-, восьми- и десятиштуцерных модификациях. Диаметр плунжера составляет 9 мм, sn = 10 мм. Они регулируются на I, н 75-4-105 мм3 при пн. н= 1300 мин-1 и развивают р™ = 454-55 МПа. Основные конструктивные особенности: моноблочный корпус изалюминисвогоснлава, вставные блочные секции с фланцем (типа «компакт») с регулировкой равномерности подач поворотом секций, а равномерности чередования начала подач толщиной прокладок в толкателе.
Семсйство новых топл ивных насосов для автомобильных дизелей размерности В (40 мм) для мощных дизелей ЯМЗ-840 разработано ЯЗТА и ЯМЗ но схеме «компакт» (рис. 2.12). Некоторые модели оснащены вссрсжим-ным регулятором насоса ЯМЗ-236 [4]. В перспективе намечено применение новой конструкции регулятора (рис. 2.13). Насосы имеют восьми- и двенадцатиштуцерные модификации. Диаметр плунжера варьируется в пределах 10—-12 (14) мм, sn = 12 (13) мм. Насосы имеют кулачковый профиль переменного радиуса кривизны, регулируются на Тц. н = 1254-4-200мм3црц пн. н = 1300мин-1 и развиваю г р™а„ до65—85 МПа (с перспективным ростом до ПО МПа).
Насосы размерности А (32 мм) разработаны ЯЗТА. Они позволяют получить Уц. „ до 120 мм3 при л„. н = 1800 мин-1 и обеспечивают Р™н до 50—60 МПа (dn = 84-10 (11) мм при sn = =84-10(11) мм). Насосы малой размерности М (24 мм) имеют sn = 8,9 мм, d„ = 64-9 мм, р™Яи до 70 МПа, п„. н = 2900 мин-1.
Для тяжелых дизелей ДМ-21А автосамосвалов применяются шести-, восьми- и двенадцатиштуцерные насосы семейства TH ... ДМ21А (рис. 2.14) с расстоянием между осями секций 53 мм. 126
Рис. 2.11. Топливный насос дизеля КАМАЗ:
1 — корпус; 2 — ролик толкателя; 3 — ось ролика; 4 — кулачковый вал; 5 — пята толкателя; 6 — сухарь; 7 — тарелка пружины толкателя; 8 — поворотная втулка; 9 — пружина толкателя; 10 — шайба; 11 — плунжер; 12, 13 — уплотнительные кольца; 14 — установочный штифт; 15 — правая рейка; 16 — втулка плунжера; 17 — корпус секции; 18 — прокладка нагнетательного клапана; 19 — нагнетательный клапан; 20 — штуцер
В насосы могут устанавливаться плунжеры диаметром 16—20 мм, с sn = 124-16 мм, регулируемые на Уц. в = 7504-1200 мм3 при пн. и = 5004-900 мин-1 и развивающие = 904-120 МПа.
В рамках обновления конструкций рядных топливных насосов ЦНИТА разработаны семейства насосов НТД-27, НТД-32 (35), НТД-40 типа «компакт» для тракторных дизелей. Основные отличия — фиксация кулачкового вала в радиально-упорных подшипниках и модернизированная конструкция нагнетающей секции с клапаном двойного действия.
Топливные насосы семейства НД21 (22) (см. таб^. 2.4), комплектующие четырехцилиндровые дизели ВТЗ, регулируются на Уц.н = 504-75 мм8 при лн. н = 8004-1100 мин-1 и создают р™ = 354-40 МПа. Насосы семейства НД22 комплектуют шести-, восьмицилиндровые дизели семейства СМД, регулируются на Уц = 1054-170 мм8 при пн. н = 8504-1050 мин-1 и развивают р™* = 454-55 МПа.
127
Рис. 2.12. Топливный насос дизеля ЯМЗ-840
На насосах применяются кулачки с вогнутым и тангенциальным профилями и нагнетательные клапаны двойного действия. Насосы могут оснащаться пневмокорректором и анти корректором. Корпус насоса (рис. 2.15) выполнен из алюминиевого сплава литьем под давлением. К боковой стороне корпуса крепится топливоподкачи-ваюший насос, привод которого осуществляется от дополнительного эксцентрикового вала. Плунжер — распределитель топлива приводится во вращение через коническую передачу и цилиндрическиешестерни. В насосе применен регулятор с параллельным включением пружины корректора. Вал регулятора, приводящий через спиральную пружину ступицу грузов регулятора, имеет частоту вращения, в два раза большую, чем кулачковый вал.
Подача топлива при пуске двигателя увеличивается автоматически под действием пусковой пружины, перемещающей вильчатый рычаг, воздействующий на дозатор. Запас подачи определяется величиной выступания штока корректора.
а характер изменения цикловой подачи — жесткостью и начальной затяжкой пружины корректора. В насосе применяется цельная насосная секция. Насосы НДМ22 смазываются маслом централизованно от системы дизеля, а НД21М — топливом. Насосы модификации НДМ обеспечивают увеличение давления нагнетания топлива от 45—50 до 60—70 МПа.
Двухплунжерная модификация насоса в значительной степени унифицирована с одноплунжерной. В ней применен вал с двумя кулачковыми шайбами, а вращательное движение от одной секции к другой передается через промежуточную шестерню, установленную на кронштейне.
В модернизированном с целью повышения надежности насосе типа НДУ (рис. 2.16) с новым рабочим циклом ЦНИТАувеличена
128
Рис» 2.13» Модернизированный регулятор топливного насоса дизеля
ЯМЗ-ЫО
жесткость секций высокого давления, применен один центральный нагнетательный клапан, усилен передний подшипник, используется регулятор с последовательным включением пружины, а также реализован ряд других конструктивных мероприятий, направленных на повышение надежности насоса. Разработана модификация насоса НД24, в которой увеличено расстояние между секциями (от 53 до 61 мм). Насос имеет большие высоту и массу (см. табл. 1.28) и обеспечивает увеличение Уц. н до 250 мм8 при Пн. н = 1200 мин"1 и при росте р“ан до 90—100 МПа.
Конструкции насосов распределительного типа с приводом плунжера от торцевого кулачкового профиля, разработанные ЦНИТА (рис. 2.17 и 2.18, табл. 1.28), предназначены для легких автомобильных (включая дизели легковых автомобилей ВАЗ) и тракторных дизелей малого литража (Ув до 1,5 л). В насосе устанавливаются плунжеры диаметром 7—10 мм, а ход плунжера варьируется в пределах 3—5,5 мм, достигает 45—50 МПа при Уц. н = 35-5-40 мм3 и 75—80 МПа при Уц. н до 120 мм3. В на-
б Файнлебб Б. Н.
129
Рис. 2.14. Топливный иасос дизелей ДМ
130
Рис* 2.15. Одноплунжерный топливный насос распределительного типа НД21
сосах реализован рабочий цикл ЦНИТА, что обеспечивает высокую износостойкость нагнетающей секции, имеются встроенный ивтомат угла опережения впрыскивания топлива, пневмокорректор и другие автоматические корректирующие устройства.
Отличительной особенностью первой схемы (см. рис. 2.17) ннляется размещение грузов регулятора на приводном валу, в то время как во второй схеме (см. рис. 2.18) грузы регулятора размещаются на специальном валике, установленном параллельно приводному валу, а привод ступицы грузов осуществляется через ускоренную шестеренную передачу. Преимуществами первой схемы являются исключение шестерен и деталей, вращающихся с частотой, большей частоты вала, а также увеличение момента инерции приводного вала, что создает большие возможности для
Б* 131
Рис. 2.16. Двухплунжерный топливный насос распределительного типа НДУ22
интенсивного нарастания давления в начале впрыскивания. Вторая схема позволяет уменьшить массу грузов, регулятора.
Насос НК-Ю (12) устанавливается на дизелях В-ЗОБ и 8ДВТ-300. Основные параметры насоса: dn = 10 (12) мм, sn = = 10 мм, профиль кулачка — тангенциальный, клапан — грибкового типа (dK = 8 мм); насос многоплунжерный рядный с расстояниями между секциями 48 мм. Кулачковый вал расположен на крайних опорах с подшипниками качения и на промежуточной опоре — подшипнике скольжения. Корпус насоса отлит из алюминиевого сплава. Регулятор — центробежный, механический, всережимный с шариковыми грузами. Корректор установлен с торца рейки насоса.
Основные параметры насос-форсунок дизелей fl АЗ представлены в табл. 2.5 [39]. Частота циклов работы насос-форсунок 2000 в 1 мин, dn = 6,35+о,оа мм, sn = 8,6 мм.
Основные конструктивные особенности системы следующие: наличие двух косых кромок на плунжере, что позволяет осуще-132
Рис. 2.17. Топливный насос распределительного типа с приводом плунжера от торцевой кулачковой шайбы и соосным регулятором НДСПМТ
ствлять изменение угла опережения впрыскивания с изменением нагрузки; открытый распылитель и высокие значения давлений впрыскивания на номинальном режиме (до 200 МПа); наличие защитной вращающейся втулки, предохраняющей корпус от гидро-эрозионного износа; установка в подводящем и отводящем штуцерах металлокерамических фильтров; возможность монтажа ре-
Рис. 2. 18. Топливный насос распределительного типа с приводом плунжера от торцевой кулачковой шайбы и автономным приводом регулятора НДСПМ2
133
Таблица 2.5. Параметры васос-форсунок дизелей ЯАЗ
Модель насос-фо рсунки Модель дизеля, на который устанавливается насос-форсунка ?Ц. н< мм* Количество распыли* вающнх отверстий
Ар20АЗ ЯАЗ-М204А; ЯАЗ-М204Г; ЯАЗ-М206А; ЯАЗ-М206Н 60—67 6
Ар21АЗ ЯАЗ-М206Б 78—85 7
Ар23АЗ ЯАЗ-М204В 70—77 7
Примечание. Диаметр распиливающих отверстий 0,152 + 0,01 мм.
гулирующей шестерни непосредственно на штоке плунжера. Регулятор — механический, центробежный, двухрежимный. Равномерность подач между отдельными насос-форсунками осуществляется поворотом поводков на управляющем валу о помощью болтов.
Автоматические муфты опережения впрыскивания прим< няются на топливных насосах четырехтактных дизелей а также на дизеле СМД-60 (насос НД22/6). Схема муфты центре бежного типа аналогична схеме фирмы «Р. Бош», масса муфть 6 кг. Муфта увеличивает угол опережения впрыскивания в диапазоне пн. м — ян. и на 3—5° по углу поворота кулачкового вала насоса. Различная настройка муфты по характеристике обеспечивается за счет подбора параметров пружины. Для дизелей малого литража ЦНИТА разработана малогабаритная муфта, имеющая массу 3,5 кг, в которой грузы, связанные пружинами, перемещаются под воздействием центробежной силы по наклонным направляющим.
Подкачивающие насосы. На ТА отечественных дизелей применяются поршневые подкачивающие насосы (рис. 2.19, а, б, табл. 2.6 и 2.7). Основные требования, правила приемки и методы испытаний на подкачивающие насосы регламентируются ГОСТ 15829—77. Максимальное давление топлива, создаваемое
Таблица 2.6. Параметры подкачивающих насосов
Модель ! насоса высокого давления Диаметр поршня ап. п- мм Ход поршня «п. п- мм Усилие пружины поршня, Н Максимальный напор при перекрытом штуцере, МПа Зазор между поршнем и корпусом у новой помпы, мм
начальное максимальное
4ТН 22 10 42 82 0,24
УТН-5 24 6,5 42 68 0,17 0,010—0,038
ЯМЗ-236 22 10 155 252 0,41 0,006—0,042
НД21 22 8 174 216 0,36 0,006—0,042
134
Pi г. 2.19. Подкачивающие помпы:
а « качающий узел помпы насоса НД21/4: 1 — толкатель; S шток;
3 — поршень; 4 — пружина;
б «— качающий узел прецизионной помпы: 1 — пружина; 2 — поршень;
3 — всасывающий клапан; 4 — нагнетательный клапан;
а >—• шестеренная помпа дизеля ДАЗ: 1 — муфта; 2 — корпус; 3 — качающий элемент;
а — роторно-лопастная помпа: 1 — втулка; 2 — лопасти; 3 — корпус;
4 — ось; 5 — пружина; б — редукционный клапан; 7 — мембрана;
8 — регулировочный шток; 9 — приводной вал
Таблица 2.7. Показатели производительности * подкачивающих насосов (ГОСТ 15829—77*Е)
Частота рабочих циклов поршня. Гц (частота вращения вала, мин-1) Объемная подача *, л/мин, ие меиее, при ходе поршня, мм
6,0 8,0 10,0
10,8 (650) 0,75 1,00 1,25
14,1 (850) 1,00 1,30 1,68
16,7 (1000) 1,15 1,55 1,90
* При разрежении на всасывании не менее 0,012 МПа и противодавлении . ие меиее 0,08 МПа.
135
Рис. 2.20. Форсунки: а — ФД-22; б — дизелей КАМАЗ
насосом, должно быть не менее 0,17 МПа. На дизеле В-ЗОБ применяются роторно-лопастные помпы (рис. 2.19, г), на дизелях ЯАЗ — шестеренные (рис. 2.19, в). Насосы НДСП оборудуются двумя помпами: поршневой и роторно-лопастной (см. рис. 2.17).
Форсунки. Основные конструктивно-регулировочные параметры распылителей и форсунок (рис. 2.20) отечественных дизелей представлены в гл. 3. Отечественные многодырчатые форсунки 6Т2, 6А1, ФД-22 имеют угловую фиксацию распылителя относительно корпуса с помощью штифта и одну и ту же принципиальную схему.
Гайки распылителей имеют следующие размеры наружного диаметра:
Модель форсунки ФШ 6Т2 6AI ЯМЗ-236 ФД-22 ЧТЗ
£>г, мм....... 25 25 24 24 22 25
136
Таблица 2.8. Основные размеры фильтров грубой очистки (рис. 2.21, а)
Типоразмер фильтра Максимальная пропускная способность, кг/ч Hi Hi d
мм
ФГ-10 2ФГ-10 ФГ-25 ФГ-75 2ФГ-75 ФГ-100 2ФГ-100 ФГ-150 10 20 25 75 150 100 200 150 170 170 194 275 275 272 272 315 146 170 170 250 262 210 256 290 100 125 122 148 165 133 172 200 98 198 120 144 288 112 224 195 50 62 60 75 83 77 77 100 32 60 46 50 98 39 75 100 8,5 И 11 13 15 9 И 17
Примечание. Таблица устанавливает размеры базовых моделей фильтров и ие распространяется на.фильтры с дополнительными устройствами, устанавливаемыми на них. f “ Расстояние между отверстиями крепежного фланца. -~'-J
Габаритные и присоединительные размеры форсунок регламентируются ГОСТ 15059—77, в котором предусмотрен ряд установочных диаметров: 17, 22, 24, 25 мм. Длина бесштифтовой форсунки 222 мм, штифтовой — 122 мм. Биение носика распылителя относительно установочного диаметра не должно превышать 0,3 мм. Требования к месту установки форсунок в головках тракторных и комбайновых дизелей регламентируются ГОСТ 622—81.
На рис. 2.20, б представлена бесштанговая форсунка с нижним расположением пружины, применяемая на дизелях КАМАЗ.
Для тракторных и комбайновых дизелей разработана модификация форсунки ФДМ-22, имеющей центровку в головке по корпусу форсунки и модернизированный узел регулировки усилия затяжки иглы форсунки, а также форсунки МДФ с установочным диаметром 22 мм (предусматривается модификация с установочным диаметром 17 мм и = 4,5 мм), имеющей нижнее расположение пружины и укороченную штангу, крепление накидной скобой и уменьшенную до 0,4 кг массу (масса форсунки ФД-22 — 0,75 кг).
Топливные фильтры. На тракторных дизелях до 1968 г. применялся фильтр грубой очистки топлива щелевого типа. Такого типа фильтры сохранились на двигателях Д54А, Д-75, Д-108. С 1969 г. на дизелях начали применять фильтры отстойно-инерционного типа ФГ, разработанные ЦНИТА (табл. 2.8, 2.9 и рис. 2.21, а).
Основные параметры фильтров ФГ регламентировались ГОСТ 15048—76*. Тонкость отсева механических примесей должна быть 15—80 мкм (фильтров тракторных и комбайновых дизелей
137
Т а б л и ц а 2.9. Параметры фильтров грубой очистки ФГ
Типоразмер фильтра Объем внутренней полости стакана» л Примерный объем отстойной полости, л Пропускная способность, л/ч Перепад давлений, кПа Наружный диаметд стакана, ММ f
ФГ-10 0,30 од 10 0,68 70}
ФГ-25 0,75 0,2 25 1,36 96
ФГ-75 1,50 0,4 75 5,44 120
не более 40 мкм), а полнота отсева — не менее 30%. Полнота отсева воды — не менее 80%. Перепад давления на фильтре при максимальной пропускной способности не должен превышать 981 Па, а предельный перепад у загрязненного фильтра, не нарушающий его прочности, должен быть не менее 0,0981 МПа. Фильтр должен обеспечивать работу при разрежении до 0,0588 МПа.
Стаканы фильтров могут изготовляться из металла или прозрачной пластмассы, а детали фильтров должны изготовляться из водобензо- и маслостойких материалов или иметь защитные покрытия. В фильтрах тонкой очистки топлива на отечественных тракторных дизелях ранее применявшиеся фильтрующие элементы, изготовленные из хлопчатобумажной пряжи, заменены в фильтрах ТФ и 2ТФ элементами из специальной фильтровальной бумаги марки БФДТ, свиваемой в фильтрующую штору (рис. 2.21, б). В фильтрах дизелей ЯМЗ (рис. 2.21, в) исполь-
Рис. 2.21. Топливные фильтры:
а — грубой очистки; 1 — стакан; 2 — фланец; 3 — кронштейн; 4 — щиток; 5 — отражатель; б — успокоитель;
б — тонкой очистки 2ТФ2: 1 — фильтрующий элемент; 2 — корпус; 3 >—• крышка; 4 — край для очистки элементов противотоком;
в — тонкой очистки дизелей ЯМЗ; 1 — фильтрующий элемент; 2 — сетка; 3 — стакан;
4 •— крышка
138
повались элементы, состоящий из древесных опилок. На*.дизелях КАМАЗ применяются бумажные фильтрующие элементы (бумага свернута в форме звездочки). < На отечественных тракторных дизелях в основном применяются двухступенчатые фильтры тонкой очистки топлива.
Разработаны современные совмещенные в одном цилиндре (один внутри другого) фильтрующие элементы ЭФТ с первой и второй ступенями, работаю-* щими последовательно. Основные размеры фильтрующих элементов ЭФТ: диаметр 90 мм, длина 125 мм. На дизелях ВТЗ и РПОМ применяются фильтры ФТ-75 (цифра указывает максимальную пропускную способность, л/ч), на дизелях семейства СМД 14 (21) — ФТ75А (индекс «А» указывает тип крепления стакана к корпусу — цент-ральным болтом), на дизелях АМЗ и Д-160 (ЧТЗ) — ФТ-150А, а на дизелях 8ДВТ-300 — фильтр с четырьмя элементами
ЭФТ-75. На дизелях ММ3 применяется фильтр со специальным корпусом и элементом ЭФТ-75.
В бумажных фильтрах заслуживают предпочтения конструкции фильтрующей шторы, которые обеспечивают как можно меньшее число сгибов бумаги, в которых возможны ее прорывы и увеличение сечения проходящих путей
Таблица 2.10. Требования к основным показателям качества работы фильтров тонкой очистки (ГОСТ 14146—88)
Показатель Нормы для дизелей, имеющих топливный насос высокого давления с плунжером диаметром, мм
До 12 Св. 12
Полнота отсева фильтров, не менее: для всех дизелей, кроме автомобильных для автомобильных дизелей Тонкость отсева фильтров, мкм, не более: для всех дизелей, кроме автомобильных для автомобильных дизелей Ресурс фильтрующих элементов до их замены при использовании дизельных топлив с коэффициентом фильтруемости К < 2 (ГОСТ 19006—73), ч, ие менее: для всех дизелей, кроме автомобильных для автомобильных дизелей Перепад давления на фильтре, не вызывающий разрушения фильтрующего элемента, МПа Условная пропускная способность фильтров 0,9 0,85 3 5 1500 500 0 По дар' техш усл( на ф] кои кого 0,85 0,80 5 7 1000 700 ,22 стан-гам и щеским эвиям ильтры крет- типа
Примечание. Гидравлическое сопротивление чистого бумажного элемента ие превышает 0,01 МПа.
139
для загрязненного топлива. Поэтому более эффективно работают элементы, сформированные в виде звездочки или спирали (фильтры фирм САУ и «Р. Бош»). /
Основные требования к фильтрам тонкой очистки топлива регламентируются ГОСТ 14146—88. Детали фильтров и фильтрующих элементов должны иметь защитные покрытия дали изготовляться из материалов, не теряющих механических свойств от воздействия дизельного топлива и воды. Этим же стандартом регламентируются правила приемки и методы испытаний фильтров. Ориентировочные требования представлены в табл. 2.10.
Нагнетательные трубопроводы. Изготовляются из бесшовных стальных труб высокого давления, соответствующих требованиям ГОСТ 11017—80. На отечественных дизелях применяются трубки с наружным диаметром 7±0,2 мм и внутренним диаметром 2,0 ± ± 0,05 мм. В соответствии с ГОСТ 8519—81 в трубопроводах АТД в основном используются соединения типа СВН. На ряде дизелей (ЯМЗ) применяются соединения нагнетательных трубопроводов со штуцерами насоса с помощью поворотных угольников.
Трубопроводы, применяемые на отечественных дизелях, имеют следующую длину (мм):
Марка дизеля ........ Д-144 СМД-14 ЯМЗ-236 Д-240
Длина трубопровода .... 570; 725; 890; 1050 630 400 575
Марка дизеля.............AM-41 АМ-01 Д-108 (160) ЯМЗ-238 ДМЗ-238НВ
Длина трубопровода .... 750 880 1200 400 400
Марка дизеля........... СМД-60 СМД-80 СМД-31 Д-108 Д-130 Д-160
Длина трубопровода .... 1380 1530 916 1450 1450 1450
2.3. КОНСТРУКЦИЯ ПРЕЦИЗИОННЫХ УЗЛОВ
Требования к материалам. Основным видом износа прецизионных элементов ТА является абразивный износ, который преобладает в области наполнительных окон втулки и торца плунжера, перекрывающего кромки окон втулки. Износ прецизионных поверхностей также наблюдается в районе любого назначения перепускных отверстий и перекрываемых ими кромок. Наряду с конструктивными мероприятиями с целью уменьшения износа детали прецизионных узлов изготовляются из специальных сталей и проходят термообработку с целью получения высокой твердости сопрягаемых поверхностей (HRC > 60). Изготовление плунжерных пар из азотируемых сталей позволяет повысить их износостойкость на 40—50% по сравнению с цементируемыми (табл. 2.11). Эти стали обладают высокой антикоррозионной стойкостью. Азотируемая сталь 38ХМЮА обладает повышенной поверхностной хрупкостью, что может приводить к сколам металла.
Иглы распылителей изготовляют обычно из стали Р18, клапанные пары — из стали ШХ15. Для иглы распылителя отработана сталь Р6М5, не содержащая вольфрама. Ведутся работы по повышению твердости поверхности прецизионных деталей путем 140
Таблица 2.11.
Термостойкость сталей
Марка стали Температура, при которой сохраняется твердость, °C Твердость
ШХ15 200—220 58
хнг 220 58
25Х5М 400 64
18Х2НЧМА 160 58
Р18 560 60
нанесения нитридов титана на основе кс пользой ан ия в акуумно-пл азменной технологии.
Плунжерные пары. Длина прецизионной части плунжерной пары должна быть не менее 3,5—-4,5 диаметров, в конструкциях отечественных \ насосов она составляет 5—6,5 диаметров. В рядных насосах возможны Дра варианта проточной части втулки плунжерной пары: первый—-когда наполнение надплунжерного пространства топливом и отсечка осуществляются через одни и те же
отверстия, второй — когда одно из отверстий втулки (верхнее) будет наполнительным, а в второе (нижнее) — отсечным. Достоинством первой схемы является простота конструкции. Однако такая
конструкция исключает разделение потоков топлива в полостях питания и отсечки топлива и несколько уменьшает износостойкость плунжерной пары. Наличие двух симметрично расположенных отсечных кромок разгружает плунжер от боковых усилий.
Плунжерная пара с двумя отверстиями может быть конструктивно оформлена с расположением вертикального паза на наружной поверхности плунжера, а также с отсечным карманом, который будет сообщаться с надплунжерным пространством через центральное отверстие в плунжере. Этот вариант является предпочтительным, так как при существующем технологическом процессе изготовления плунжерных пар, предусматривающем их обкатку между параллельными дисками, наличие бокового паза
приводит к нарушению геометрии поверхности плунжера.
В плунжерных парах с центральным каналом отсечные кромки могут выполняться по прямой линии дисковой фрезой и по винтовой линии пальцевой фрезой. Первый вариант плунжера технологически более прост, однако в этом случае имеет место нелинейная зависимость между поворотом плунжера и величиной его активного хода.
Вследствие большого времени открытия наполнительных окон в рядных нефорсированных насосах удается обеспечить устойчивое наполнение при одном наполнительном отверстии во втулке, в то время как в форсированных рядных насосах, а также в насосах распределительного типа (например, насосах семейства НД) с целью обеспечения полного заполнения надплунжерного пространства делают несколько наполнительных отверстий и соответственно увеличивают пути утечки топлива (рис. 2.22, п, 6).
Отличительной особенностью рядных насосов является также то, что на рабочих режимах изнашивается один участок плунжера (повернутые на 90° эпюры изношенных участков плунжера на развертке изображены заштрихованными треугольниками, а за-
141
Рис. 2.22. Развертки прецизионных поверхностей втулки и плунжера (/) и схемы (поперечных сечений) расположения плунжера относительно отверстия втулки (2): а— в рядном насосе с неуравновешенным плунжером; б — в иасосе распределительного типа НД с двумя наполнительными окнами (серийном); в — в рядном иасосе с уравновешенным от боковых усилий плунжером; г — в насосе распределительного типа НД с одним наполнительным окном при организованном прижиме плунжера; V®, V” — положения окон при номинальной и пусковой подачах
черненные треугольники — эпюры давлений топлива у отверстий). На пусковом режиме, лимитирующем работоспособность плунжерной пары, эти участки вследствие поворота плунжера при регулировании подачи удаляются от наполнительного окна, что способствует повышению герметичности плунжерной пары на режиме пуска и увеличивает срок ее службы.
Важным фактором, определяющим плотность плунжерной пары при прочих равных условиях, является положение плунжера во втулке в момент активного хода. В первоначальных конструкциях рядных насосов с пазом на поверхности плунжера, например в насосах типа ЛСТН (рис. 2.22, а), топливо, находящееся под давлением, заполняет паз и отжимает плунжер ко втулке таким образом, что у наполнительного и отсечного отверстий образуется большая щель А для перетекания топлива из серповидного объема в наполнительные окна (рис. 2.22, а, г).
142
В более современных конструкциях рядных насосов ма-рдк УТН-5, ЯМЗ-236 и др. с целью устранения одностороннего прижима плунжера осуществляется симметричная форма отсечных пазов (рис. 2.22, б) и обеспечивается центральная установка плунжера во втулке, что соответственно уменьшает величину щели А, по которой топливо перетекает в наполнительные окна (рик 2.22, б, а).
В насосе распределительного типа НД21 также имеет место неуравновешенность плунжера (рис. 2.22, в, г), прижим которого ко втулке происходит под воздействием давления топлива, находящегося в распределительном пазе плунжера. Вследствие вращения плунжера место прижима непрерывно перемещается по поверхности втулки.
Возможными путями повышения срока службы плунжерных пар в\ насосах распределительного типа при обычном рабочем цикле!| являются уменьшение количества наполнительных отверстий др одного (при осуществлении мероприятий, обеспечивающих надежное наполнение надплунжерного пространства) и уравновешивание плунжера от боковых сил давления топлива (рис. 2.22, а). В этом случае также обеспечивается постоянный в течение рабочего цикла прижим плунжера к наполнительному окну (топливом, заполняющим лунки от износа поверхностей плунжера в период перекрытия торцом наполнительного окна), что будет способствовать существенному уменьшению проходных сечений путей утечек топлива и увеличению срока службы плунжерной пары.
В плунжерных парах диаметром до 10 мм зазор обычно выполняется не менее 0,6 мкм, а в парах диаметром 10—20 мм — не менее 1,0 мкм. Зазор ограничивается с целью исключения «зависания» плунжера. Величина зазоров в плунжерных парах отечественных рядных насосов находится в пределах 0,8—1,6 мкм, а в плунжерной паре насоса распределительного типа НД21/4 — в пределах 0,6—1,6 мкм. При одном и том же зазоре в насосах распределительного типа при рабочем процессе ЦНИТА износостойкость плунжерных пар существенно выше (см. рис. 2.4). Изготовление плунжерных пар с такими малыми зазорами определяется следующими соображениями.
1. Если при высокой частоте вращения вследствие высокой скорости плунжера и малой продолжительности процесса впрыскивания изменение величины зазора в плунжерной паре в широком диапазоне (0,5—14 мкм) практически не влияет на основные показатели процесса (рис. 2.23, а), то при работе на пусковом режиме увеличение зазоров приводит к существенному ухудшению всех показателей (рис. 2.23, б).
2. При комплектовании топливного насоса плунжерными парами, имеющими различные зазоры на номинальном режиме работы, за счет подрегулировки секций может быть получена малая степень неравномерности подач топлива. Однако на других
143
Время опрессовки, с
0,50.81,2 2 3 4 7
Зазор, мкм
Рис. 2.23. Зависимость параметров процесса топливоподачи от величины зазоров в плунжерной паре:
а — номинальный режим дизеля Д-37М (пн, н = 800 мин-1, п = = 56 мм3);
б — скоростные характеристики насоса УТН-5 (средний зазор в парах, мкм:
/—0,5; 2 — 0,8; 3 — 1,2; 4 — 3,0; 3—7,0; 3 — 14,0);
в — пусковой режим (пн. п = 75 мин-1; Уц. п = П5 мм3)
скоростных режимах и при частичных подачах топлива будет наблюдаться повышенная степень неравномерности подач (рис. 2.23, в). Чем меньше зазоры, тем легче обеспечить насос идентичными парами.
Несмотря на небольшие зазоры в плунжерных парах, плунжер должен свободно (без прихватываний) перемещаться во втулке, поэтому к геометрической форме прецизионных деталей и чистоте сопрягаемых поверхностей предъявляются высокие требования. Параметры шероховатостей цилиндрических поверхностей Ra
0,04 мкм (ГОСТ 2789—73*). Допускаемые отклонения от цилиндрической формы должны составлять не более 0,001 мм; некруглость не должна превышать 0,0005 мм, а конусность — 0,0006 мм на длине 20 мм рабочей поверхности плунжера (наибольший диаметр плунжера и наименьший диаметр втулки должны располагаться со стороны пространства сжатия).
Наряду с герметичностью плунжерных пар по цилиндрической поверхности необходимо также обеспечить плотность торцевых стыков между втулкой и седлом клапана и между втулкой и головкой насоса. Согласно ГОСТ 25708—83 (СТ СЭВ 2406—80), 144
Рис. 2.24. Деформации втулки плунжера: а — наполнительное отверстие отсутствует; б — одно отверстие; в — два отверстия, диаметрально расположенных на различной высоте; г — два отверстия, расположенные с одной стороны втулки
параметр шероховатости уплотняющих торцов должен быть
0,125 мкм (ГОСТ 2789—73*), а допуск плоскостности уплотняющих торцов втулки плунжера должен соответствовать 2-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (0,5—0,8 мкм для диаметров уплотняющих торцов 10—40 мм соответственно).
При монтаже втулки плунжера в корпусе она деформируется. Поэтому размеры и форма втулки должны выбираться такими, чтобы деформации были меньше зазоров и обеспечивалось сохранение свободного перемещения плунжера после ее монтажа. Этому способствует ряд мероприятий. На деформацию втулки существенно влияет расположение перепускных отверстий (рис. 2.24) [581. В соответствии с требованиями ГОСТ 25708—83* допуск параллельности опорных и уплотнительных торцов должен соответствовать 2-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (0,8—1,2 мкм для диаметров уплотняемых торцов 10—40 мм соответственно), а допуск биения опорного бурта втулки относительно ее направляющей поверхности — 8-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (10—20 мкм для диаметров 10—40 мм соответственно). Величина биения наружной направляющей поверхности втулки относительно ее рабочей поверхности должна составлять не более 0,02 мм (0,05 мм для насосов с поворотом плунжера поводком).
145
Жесткие требования предъявляются также и к геометрическим параметрам посадочных мест в корпусе насоса. Неперпендикуляр-ность оси резьбы к опорному торцу в гнезде корпуса не должна превышать 0,03—0,1 мм. Если имеет место контакт боковых поверхностей втулок плунжера с поверхностью расточки в корпусе, как в насосе НД21/4, то неперпендикулярность опорного торца к оси отверстия, где располагается втулка с уплотняющими резинками, строго регламентируется (не более 0,05 мм). Регламентируется также момент затяжки элементов, уплотняющих втулку. Надежное уплотнение обеспечивается при давлениях 2000 МПа между стыкуемыми плоскостями. /
Плунжерные пары отечественных рядных насосов имеют конструктивное оформление, нашедшее распространение в многоплунжерных насосах. В распределительных насосах плунжер размещается в массивной цельной головке насоса. В роторных насосах длина нагнетательных плунжеров небольшая, а/в головке насоса, куда вворачиваются штуцеры высокого давления, размещается на прессовой посадке тонкая втулка — узел распределения. Такое конструктивное исполнение позволяет экономить высоколегированную сталь.
Запрессовка прецизионных втулок в головки насосов возможна и при других типах насосов, вплоть до рядных многоплунжерных, что позволяет уменьшить деформации втулок, однако такое конструктивное решение требует более высокого уровня точности изготовления и специальной технологии и менее ремонтопригодно.
Зазоры между плунжером и ротором обычно составляют 1— 2 мкм, а между ротором и втулкой — 3—4 мкм. Проходные сечения мест утечек топлива в роторных насосах больше, чем в других насосах, и поэтому требования к соблюдению геометрических параметров ротора и втулки весьма высоки.
Распылительные пары. В отечественных и большинстве зарубежных АТД в настоящее время применяются распылительные пары с диаметром иглы 6 мм. Ведущими зарубежными фирмами выпускаются распылители с иглами, имеющими диаметры 4,0; 4,5 и 5 мм. В аналогичном направлении ведутся работы в СССР. Длина цилиндрической направляющей части распылителя составляет 3—3,5 диаметра иглы. В соответствии с ГОСТ 24989—81 (СТ СЭВ 1322—78) для опорных диаметров распылителя устанавливается размер 17—11 мм, а для диаметра носика распылителя: длинного бесштифтового — 8 и 9 мм, бесштифгового короткого и штифтового— 14 и 11 мм. К прецизионным элементам распылителя предъявляются следующие требования:
1. Параметр шероховатости сопрягающихся цилиндрических поверхностей корпуса и иглы распылителя должен быть не ниже Ra — 0,04 мкм (ГОСТ 2789—73), коническая уплотняющая поверхность корпуса по уплотняющему пояску должна иметь параметр шероховатости Ra 0,32 мкм, иглы — Ra •< 0,08 мкм, 146
параметр шероховатости уплотнительного торца корпуса Ra 4 0,125 мкм (ГОСТ 25708—83*).
2. Непараллельность опорного и уплотнительного торцов корпуса распылителя или уплотнительных торцов направляющих иглы должна соответствовать 9-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (16—25 мкм для диаметров 10—25 мм соответственно).
а. Допуск биения уплотняющего или опорного торца корпуса распылителя относительно внутренней или наружной направляющей поверхности согласно ГОСТ 25708—83 должен соответствовать^ 9-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (16—25 мкм для диаметров 10—25 мм соответственно).
4. (Допуск плоскостности уплотнительного торца корпуса распылителя согласно ГОСТ 25708—83 должен соответствовать 2-й степени точности по ГОСТ 24643—81 (0,4—0,6 мкм для диаметров до 25 мм).
5. Некруглость и огранка рабочих цилиндрических поверхностей корпуса распылителя и иглы не должны превышать 0,0005 мм.
6. Отклонения профиля в продольном сечении сопрягающихся поверхностей корпуса распылителя и иглы не должны превышать: 0,001 мм — конусообразность внутренней цилиндрической рабочей поверхности корпуса распылителя; 0,005 мм — конусообразность и непрямолинейность образующих цилиндрической рабочей поверхности иглы; 0,001 мм — бочкообразность или седлообраз-ность внутренней цилиндрической поверхности корпуса распылителя.
7. Биение запирающего конуса относительно рабочей цилиндрической поверхности корпуса распылителя не должно превышать 0,003 мм, а иглы-— 0,002 мм в зоне запирающей части конуса.
Перемещение иглы распылителя в корпусе должно быть плавным, без прихватывания. Ввиду большей длины уплотняющей поверхности в распылителе, чем в плунжерной паре, увеличение зазора в сопряжении меньше влияет на параметры процесса топливоподачи (рис. 2.25) даже на пусковых режимах. Поэтому величина зазоров в распылителях устанавливается большей, чем в плунжерных парах (не менее 0,0025 мм).
В распылителях отечественного производства зазор обычно составляет 0,0025—0,0060 мм. При монтаже распылителя в форсунке вследствие деформации корпуса распылителя могут иметь место негерметичность распылителя по конусу, а также потеря подвижности иглы, которая способствует преждевременному выходу распылителя из строя из-за зависания иглы или закоксовывания распылителя по причине прорыва газа в полость распылителя. Некоторое увеличение зазоров уменьшает чувствительность распылителя к возникающим деформациям, однако дальнейшее их увеличение при обычной схеме форсунок может приводить
147
Рис. 2.25. Зависимость параметров процесса топливоподачи от зазора в сопряжении игла—корпус распылителя при пн. н = = 800 мин-1 (а), пн. н = мин"1 (6)j
х Д-37; О — Д-50
к нарушению центровки иглы и к преждевременному выходу из строя конуса распылителя. В конструкциях гидрозапорных форсунок возможно увеличение зазоров до 0,006—0,008 мм.
Деформация корпуса распылителя может возникнуть при креплении распылителя гайкой к корпусу форсунки, при закреплении форсунки на головке двигателя, а также вследствие температурных деформаций головки двигателя во время его работы. Деформация направляющей распылителя вследствие указанных факторов может достигнуть 3—5 мкм, а искривление оси корпуса распылителя — 5—25 мкм. Основными мероприятиями, уменьшающими деформацию корпуса распылителя, являются уменьшение жесткости гайки с целью компенсации неточностей изготовления; ужесточение допуска на неперпендикулярность опорного торца гайки к оси резьбы (не более 0,04 мм) и исключение контакта гайки с корпусом распылителя по галтели в месте перехода носика корпуса в утолщенную часть корпуса распылителя и перекосов форсунки при креплении в канале головки двигателя.
Для уменьшения деформаций корпуса распылителя регламентируется момент затяжки гайки распылителя:
Модель форсунки.......6Т2 6А1 ФД-22 ЯМЗ-236
Момент затяжки, Н-м. . . 90 90—100 60±10 70—80
148
Из применяемых в настоящее время способов крепления форсунки наилучшую центровку обеспечивает вариант крепления центральной нажимной гайкой, хуже — крепление накидной скобой, а наихудшую — вариант крепления фланцем с помощью шпилек, так как в эксплуатации трудно обеспечить одинаковую затяжку гаек шпилек и исключить перекос форсунки.
Для уменьшения требуемых усилий, уплотняющих газовый стык между форсункой и головкой, необходимо применять для уплотнения мягкую прокладку из отожженной меди. В последнее время находят применение каркасные фторопластовые прокладки, одновременно являющиеся тепловым экраном. Следует также обеспечить необходимый зазор между носиком распылителя и каналом в головке с тем, чтобы исключить при возможных перекашиваниях форсунки контакт носика распылителя с поверхностью канала головки. Однако при увеличении зазора между носиком и поверхностью канала увеличивается температура распылителя.
Многодырчатый распылитель с вынесенной направляющей позволяет удалить прецизионную часть распылителя из горячей зоны. Для надежной работы распылителя необходимо свести к минимуму боковые силы, воздействующие на иглу, что в существенной степени зависит от сочленения иглы со штангой форсунки, через которую передается усилие игле от пружины. Заслуживает предпочтения сопряжение штанги и иглы по двум сферам: с вогнутостью у штанги и выпуклостью у хвостовика иглы. В гидрозатворных форсунках боковые усилия на иглу отсутствуют.
Клапанные пары. Зазор между направляющими цилиндрическими поверхностями седла и клапана выбирается в пределах 0,002—0,006 мм. В некоторых конструкциях насосов допускают зазор до 0,012 мм. К деталям клапана двойного действия предъявляются менее жесткие требования, чем к деталям грибкового. Необходимо обеспечить отсутствие или минимальный уровень деформации седла, чтобы сохранить подвижность клапана и не нарушить его герметичность. Для уплотнения седел клапанов следует применять мягкие прокладки из текстолита или из отожженной меди; момент затяжки штуцеров регламентируется.
2.4. ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА ЗАРУБЕЖНЫХ ФИРМ
Состояние производства топливной аппаратуры за рубежом. За рубежом ТА выпускается специализированными и лишь в ряде случаев — моторостроительными фирмами. Обычно фирмы производят все элементы топливной системы. В настоящее время преобладает выпуск ТА раздельного типа. Наряду с выпуском многоплунжерных насосов непрерывно растет производство насосов распределительного типа. Массовый выпуск их был организован в США в начале 1950-х гг. фирмой «Америкен Бош» (American
149
Bosh], впоследствии фирма называлась «Юнайтед Технолоджис Дизел Системз» — ЮТДС (United Technologies Diesel Systems — UTDS), а в настоящее время она называется «Амбак Интер-нейшнл» (AMBAC International), и фирмой «Хартфорд Мащин Скрю Компани» (Hartford Mashine Screw Company), в настоящее время называемой «Стейнадайн Дизел Системз» — СДС (Sterna* dyin Diesel Systems — SDS); Первая из указанных фирм освоила производство одноплунжерных насосов, а вторая — роторных.
В дальнейшем организовала широкое производство этих насосов фирма «Лукас» — КАВ (Lucas — СА V, Великобритания) вначале по лицензии, а затем на основании собственных разработок. Несколько позднее было начато производство одноплунжерных насосов фирмой «Р. Бош». Производство насосов по лицензиям этих фирм организовано во Франции, Японии, Бразилии и других странах. Начатое в 1960-х гг. производство насосов распределительного типа рядом фирм СИГМА (Франция), «Ку-гель — Фишер» (ФРГ), «Аллис — Чалмерс» (США) — на основании собственных разработок не получило развития.
Ведущими фирмами, на которые приходится до 90% выпускаемой капиталистическими странами топливной аппаратуры для дизелей, являются в Европе «Р. Бош» и «Лукас», в США — ЮТДС и СДС, в Азии — «Дизель Кики»-(£)ге$е/ Kiki, Япония), «Янгмар Дизель Енджин» (Jangmar Diesel Engine, Япония).
Топливная аппаратура с насос-форсунками для автомобильных тракторных дизелей традиционно выпускается фирмами ЖМС (США) и «Камминс» (Cummins, США). В последние годы в связи с необходимостью повышения давления при впрыскивании топлива снова повышается интерес к насос-форсункам, что нашло отражение в работах фирм «Фридман и Майер» (Friedmann und Maier, Австрия) и «Фест Алпинэ» (EoesZ Alpine, Италия), разработавших семейство насос-форсунок РД и др. (с. 194).
Основной тенденцией в развитии конструкций топливной аппаратуры является повышение давлений при нагнетании топлива. Реализуется это путем применения рядных многоплунжерных насосов типа «компакт», уменьшения объемов полостей сжатия и повышения скоростей движения плунжера. Кроме того, осуществляются миниатюризация изделий топливной аппаратуры, всемерная автоматизация управления и регулирования, в частности на основе применения микропроцессорной техники, уменьшения затрат на обслуживание в эксплуатации при дальнейшем росте надежности работы и стабильности показателей. Расширяется область применения насосов распределительного типа, осуществляется переход на малогабаритные (с dtt до 4 мм) бесштанговые форсунки, выполненные по традиционным схемам, начинают применяться микрофорсунки, а также форсунки карандашного типа.
Топливная аппаратура фирмы «Р. Бош». Фирма, первая в мире освоившая массовое производство плунжерно-золотнико-150
пых насосов и форсунок для АТД, и в настоящее время сохранила лидерство в этой области. Фирма (совместно с фирмами-лицензиатами) производит более 3 млн многоплунжерных рядных и распределительных насосов в год, более 1,1 млн односекционных
Рис. 2.26. Топливный насос размерности Р фирмы «Р. Бош»
насосов и более 19 млн форсунок. Выпускаются два ряда многоплунжерных насосов с собствен-
Рис. 2.27. Секция высокого давления топливного насоса размерности Р фирмы «Р. Бош»:
1 — плунжер; 2 — втулка плунжера; 3 отсечная канавка плунжера; 4 — клапан;
б — штуцер
ным кулачковым валом: серии
РЕ — с креплением за приливы на корпусе насоса и серии PES — с креплением за фланец (табл. 2.12 и 2.13). Модели А, В, Z и ZW являются классическими.
В 1960-х гг. фирма начала выпуск малогабаритного насоса размерности М и насоса типа «компакт» Р и MW (рис. 2.26 и 2.27). Кулачковые валы насосов имеют конические (с конусностью 1 : 5) окончания для крепления муфты и ступицы регулятора (размерности А и М с максимальным диаметром конуса 17 мм; размерности В, Р, Z, ZW — соответственно 20; 20 (25); 25; 30 мм для
151
SSI
Р7 £ размерность насоса
с: м О. К к 1 ю 4* Расстояние между осями секций, мм
и • КО; РЕ *3; PES КЗ *а; PES КО ♦*; PES *4 Характеристика конструкции
7—1 т С£ 7—1( т Параметр плунжера, мм
ъ 1
Т V з О 3 ' т Число секций /п
Ос to о э ст )
170 со сл сл сэ сл ,,тах 'ц. и ПРН пн. н> мм®
1600 1400 к 4 С С 2500 птах г н » MHH~S
СП Оз ьо Оо СО Оо Оо Ne. ц> кВт> ПРН «и. и
150 150 139 285 *е 120 Длина Габ! разм (без р с /
IW-r 104 5 162 119 Ширина зритны еры, к 1егулят п = 4.
ь с с э ь э с э о э 220 189 Высота е IM ора 1
Оо СТ) о сл сл ю СП Оо СО 4* Масса без регулятора яг
(Л) SH io а i(A) ди (Л) SM !ди !(л)да RQ (V); RSV; RSF; RS (V) ASH idSH Тип устанавливаемого регулятора
№ »—• ю »—• ю ю »—* Перемещение рейки, мм
3,0 2,0 1,5 0,5 я_ = 0 И в 3 а да<?я>
4=*-О 3,0 С < э л 0,24 я_ = 1000 МИН“1 а
& & & &
X н—। № X »—« X X »—« .2X1, Размер резьбы штуцера высокого давления
Q1 л сл СЛ
1500 0,45 1400 0,2 1400 0,4 2500 *8 61‘О Потребляемая мощность одной секции, кВт, при я_, мин-i И
Таблица 2.12. Параметры насосов фирмы «Р. Бош»
£51
1 П » 1 й 'Тд ж р , 13 сс N т* 43 Размерность насоса
О * 4^ 4^ СО ЕЙ о ’ 4^ СП сл СП ЕЙ Расстояние между осями секций, мм
в of 3 & § Д □ S? - О £ W о> Д'*! *r-j W *r-t ° ° S U сд 2 ям m га м га лао lJ га Характеристика конструкции
15—20 гкрытый. яй насос. !ОСЗ. Т 0( 7—13 14—17 Параметр плунжера, мм
я • т ° ’— ° II5 о ‘ г г э >—» >—* ьо го Число секций /п
У00 iyc за 600 м > с с с 5 >₽ > с* > с 270 „таХ а Уц. и пРи пи. н- м“в
®| Е со О N •“Е В О С »И" 1400 t ПЛА max - ПИ. И’ МИИ 1
ю « Оо ад 1— оо Д _ ООО to я . we. ц’ кВт’ прн "н. а
Г> 43 й 2 4*- to to •— а 9 4^ to to --j й Й ООО to й я # го д ! ® , __ Длина Габаритные размеры, мм (без регулятора с in = 4)
й - »л Я * *”* я» ел 4^ >— ’•g to СЛ СП о Ширина
4*- ад ад to “» Оо rfb. <о от Высота
я - 8и о Я Я Z21 Д5 tat z—ч g я _ ° 1 ' ст >— to о >я- 1 о о е о со сл| Масса без регулятора ♦•, кг
зы. •* Kpei гнателе для я Я сл<О сл<О сл^<О eg се ss'Osj << << — ”i? Тип устанавливаемого регулятора
*-ил ад ад ад to Я О> rfb 4Ь. ,— 11 « Перемещение рейки, мм
°\д. ЬЗ t ° 1 -?3 1 о 7,0 5,0 *• W ел о Гг п_ « 0 н Усилие перемещения рейки, Н, при !п=4/6
Я 00 (Я™ й * » 2 N Д Г 1 “ ! с О» to о о »—• От * * °°1 ад ад в 1000 мни-1
£ « 2 я j s° » Ь4Э ' Л> ГО » 12 ' 5 S S 5 О ОО оо rfi < X X X * »— >— и— Л Q1 СП СП Размер резьбы штуцера высокого давления
А « S3 443 -<1 о о от 3F о 1UUU 2,0 Г* ь: ю с " 4*. to ® о 0,85 Потребляемая мощность одной секции, кВт, прн п_, мни-1
Продолжение табл. 2.12
Таблица 2.13. Параметры насосов фирмы «Р. Бош»
Размерность насоса' Параметры кулачкового профиля, мм Ход плунжера, мм о/к * хеш ШИ * и хеш Максимальное перемещение плунжера за 1°, мм Максимальная подача топлива за 1°, г ** сп. п » мм* Уц*в *г. н. н при <Рп. а йк. р, мм ^кр. О' мм*
ав Р гг Полный До Г КН
б 7,6
м MW А Р7 Р ZW Р9 CW варв! 22 24 29 32; (34) *6 40 50 60 я Переме ютах кул 15 17 22 24 28 32 40 виый ачков 3 2 7 10 8 10 10—12 12—13 15 15 Для хода я. »• У м< 3,2 1,6 40 75 60 70 120 85 75 100 м Для 34 мм. 0,27 10,4 24 37 1,7 1.7 2,0 2,0—2,8 2,0 3,0 3,5 енн при р 35 2,3 20—100 50—70 90 20—100 300—400 аалнчяях
4,1 4,2 1,3 1,9 0,22 0,32 8,5 22,6 2,2—3,0 90 1,8—2,5 130
* со J Ю (О СО К чИ 3,7 5,1 1,85 2,1 0,31 0,35 22,0 23,2 2,8—2,7 150 2,2—2,1 220
1,9 5,2 1,65 2,4 0,27 0,40 25,6 53,0 3,7—5,2 225 3,0—4,6 325 2,9—2,8 600
6,2 *2 5,6 1,9 2,75 , 0,32 0,46 42,4 104,3 3,5—3,9 420
7 п. p.*s п. p.*s радиус. ’ ого профвл 8,7 7,8 III s И СО СО СЯ О СЯ СО g я —- со ся ся со со _ та 1 1 1 о 0,30 0,60 68,1 152,6 3,6—5,2 550 3,0—4,0 850
10,8 10,8 0,36 0,33 91,5 103,6 5,2—9,0 750 4,5—8,0 1150
9,2 0,53 166,4
9,0—5,0 I. ** Значе 8,0—4,0 ввя прнвед
7,7 плувжера щели Р710( 0,60 хода плуи *’ При 188,4 жера 12 ш пах
крепления муфты и 17; 17; 20; 25 мм для крепления ступицы регулятора). Смазывание насосов осуществляется маслом, заливаемым в корпус насоса. В последних моделях насосов производится централизованное смазывание от системы дизеля.
Основными конструктивными особенностями модели М являются поворот плунжера с помощью цапфы; отсутствие винта для регулятора высоты толкателя (регулировка равномерности чередования углов начала подачи осуществляется шайбами, устанавливаемыми под плунжер); изготовление корпуса из алюминиевого сплава.
Конструктивные особенности насоса размерностей М, W, Р следующие: применение подвешенной за тонкий бурт втулки, исключающей деформации и позволяющей при меньшем межосевом расстоянии применять увеличенные диаметры плунжеров, моноблочный корпус типа «компакт»; исключение винтовой пары в толкателе; регулировка равномерности углов чередования впрыскивания прокладками, устанавливаемыми под фланец гильзы втулки плунжера; исключение торцевого уплотнения втулки плунжера и применение уплотнения с помощью резинового кольца по цилиндрической наружной поверхности втулки; регулировка равномерности подачи топлива поворотом втулки вместе с гильзой и фланцем в корпусе насоса.
Конструкции насосов MW (пя. я = 1400 мин-1) и Р (п®.ан = = 2400 мин-1) являются наиболее прогрессивными. В модернизированных модификациях Р ... 3000 и Р ... 7100 обеспечиваются давления нагнетания топлива до 80 МПа (dB = 12 мм) и до 110 МПа. (Ме. ц до 50 кВт). У модели Р ... 7100 ширина ролика толкателя увеличена от 16 до 18 мм. Указанные уровни давлений модель Р ... 3000 обеспечивает при сп. п = 14 мм3 на 1° (Уц, н до 70— 100 мм3), а Р ... 7100 при сп. п = 17 мм3 на Г (Уц. н = 85-г-— 120 мм3). В перспективной модели RP 21 достигается давление при нагнетании топлива 115 МПа (dH = 40 мм, sn = 15 мм). Модель MW обеспечивает н — 85 МПа при сп, п = 11 мм3 на Г (Уц. я = 55-4-80 мм3). При больших значениях сп. п и соответственно больших Уц. н уровень допустимых максимальных давлений при нагнетании, что связано с использованием плунжеров с большими dnt уменьшается.
В насосах применяются нагнетательные клапаны грибкового типа (рис. 2.27, 2.28), а в форсированных модификациях — клапан с дросселем или клапаны двойного действия с шариковым обратным клапаном (рис. 2.28, б) с целью гашения отраженных волн и исключения дополнительных впрыскиваний.
В марке насоса фирмы «Р. Бош» PE4B100R(L)E100S769 используются следующие обозначения: Р — насос; Е — тип привода плунжера; 4 — количество секций; В — размерность насоса; 100 — диаметр плунжера в десятых долях миллиметра; R — правое или L — левое направление вращения; Е — модификация
155
Рис. 2.28. Нагнетательные клапаны топливных насосов с высокими давлениями нагнетания с демпфирующим жиклером (а) и шариковых двойного действия (б):
1 — штуцер; 2 — демпфирующий жиклер; 3 — пружина: 4 — разгружающий поясок;
5 — клапан; 6 — штуцер; 7 — клапан;
8 *— канал-жиклер; 9 — обратный клапан
базовой модели! 100 -— сборочный индекс; S769 — осо-1 бенности конструкции.
Наряду с блочными много-плунжерными насосами фирма выпускает односекционные насосы серии PF, получающие привод от кулачкового вала двигателя (табл. 2.14).
На блочных насосах с собственным кулачковым валом применяются регуляторы (табл. 2.15,2.16): RQ — однорежимный или двухрежимный (рис. 2.29, a); RQU — то же, что RQ, но с ускоряющей передачей; RQV — многорежимный с неполной областью регулирования (рис. 2.28, в); RQUV — все-режимный с ускоряющей передачей (рис. 2.29, 5); RS — двухрежимный (рис. 2.29, б); RSV — всережимный с переменной приведенной жестко-RSUV — всережимный, о пере-
стью пружины (рис. 2.29, е);
менной приведенной жесткостью пружины, с ускоряющей передачей.
Регуляторы выполняются по двум принципиальным схемам. В моделях RQ, RSF, RSV, RSUV пружины встроены непосредственно в грузы центробежного измерителя, а в моделях RS, RSF, RSV, RSUV усилие от двух грузов передается к пружине через систему рычагов. Регуляторы RQU, RQUV, RSUV применяются для двигателей с пониженной частотой вращения, RQUV и RSUV — при особо низкой частоте вращения холостого хода: fl™* = 704-175 мин-1.
Таблица 2.14. Ходы и диаметры плунжеров семейства насосов PF
Параметр, мм Размерность насоса
А в Z С CV W D Е
Ход плунжера Диаметр плунжера 8 5—10 10 5—10 12 10—16 15 10—18 15—18 15—22 20—24 15—24 30 14—28 35 20—36
156
Таблица 2.15. Параметры двухрежимиых регуляторов фирмы «Р. Бош»
Модель регулятора Модель иасоса, на который устанавливается регулятор nmin н. X nmax н. X Масса, KF Габаритные размеры, мм
ми Н“> Длина Ширина
RQV.../AB РЕ...А 200 1350 (1500) 4,85 150 149
RQ.../PA РЕ...Р 200 1500 6,50 150 149
RQ.../B РЕ...В 200 1325 5,30 150,5 167
RQU.../ZA PE...Z 340 (325) 600 (560) 7,30 206 166
В регуляторе RQUV вал регулятора вращается с большей (в 2,2 или 3,79 раза) частотой, чем кулачковый вал. Регуляторы RQ и RQU являются двухрежимными и применяются для автомобилей. Регуляторы RQV, RQUV, RSV, RSUV являются все-режимными. Регуляторы RQV и RQUV могут обеспечивать ступенчатое многорежимное регулирование (в одной из областей частот вращения работать как всережимные, а в другой — как предельные). Модели регуляторов RQV ... К, которые могут применяться на насосах размерностей А и Р, обеспечивают увеличение степени неравномерности со снижением частоты вращения дизеля.
На насосах размерностей М, А и Р применяются также пневматические регуляторы (рис. 2.29, е) моделей ЕР/MN и EP/MZ (модель ЕР/MW имеет рычаг принудительного выключения подачи топлива). В рядных насосах применяются поршневые подкачивающие насосы простого (рйс. 2.30, с) и двойного (рис. 2.30, б) действия. Для многотопливных дизелей фирма выпускает пре*
Таблица 2.16. Параметры регуляторов RSV фирмы «Р. Бош»
min «н. X max «и. X Минимально допустимая 0 О СО Жесткость пру-МПа жины, мм к ч >> Длина от приваленной плоскости, мм
Модель регулятора MHH-S степень равномерности в зоне ео, % Р Масса и кг Масса р< тора, кг
EP/RSV...M...B ' EP/RSV...A...B EP/RSV...P... EP/RSV...B...B 200 250 500 1350—1100 1750—1500 3400—2900 3,0 4,5 6,0 1,0 1,0 2,5 0,320 0,255 0,138 0,6 0,6 0,4 0,4 2,7 3,1 3,1 3,1 89,5 138 146 146
Примечание. Все регуляторы имеют ширину 109 мм.
157
Рис. 2.29. Регуляторы фирмы «Р. Бош»:
а — RQ; б — RS; в — RQV; г — RSV: 1 — рычаг управления; 2 — тяга рейки; 8 — рейка; 4 — плунжер; 5 — рычаг регулятора; 6 — кулисный механизм; 7 — пружина регулятора; 8 — кулачковый вал; 9 — грузы; 10 — направляющая грузов; 11 — рычаги грузов; 12 — шток; 13 — опора; 14 —скользящая опора; 15 — ступица регулятора; 16— пружина корректора; 17 — угловой рычаг; 18 — устройство выключения подачи топлива; 19 — рычаг упора номинальной частоты вращения; 20 — рычаг упора максимальной подачи; 21 — упор максимальной подачи;
д — RQUV1 1 — ступица грузов; 2 — ускоряющая передача; 3 — опора; 4 — кулачковый вал; 5 — шток рейки; 6 — опора штока;
е — пневматический: 1 — фильтр; 2 — диффузор; 3 — заслонка; 4 — всасывающий коллектор; 5 — рычаг заслонки; 6 — соединительная трубка; 7 — пружина; 8 — дроссельная камера; 9 — мембрана; 10 — отверстие; // — атмосферная камера; 12 — рейка топливного насоса
158
Рис. 2.30. Схемы подкачивающих помп однократного (а), двойного (б) действия и прецизионной (в)
цизионные поршневые насосы (рис. 2.30, в) моделей К, А, Р. Насосы имеют несколько размерностей, а также обычные и малогабаритные модификации (табл. 2.17).
После относительно кратковременного периода производства Моделей насосов распределительного типа ЕР/VA, и EP/VH EP/VE фирма «Р. Бош» приступила с 1976 г. к широкомасштабному производству насосов модели EP/VE (в настоящее время выпущено более 15 млн насосов). Насосы (рис. 2.31) выпускаются для двух — шестицилиндровых дизелей мощностью до 16 кВт для грузовых и 24 кВт для легковых автомобилей. Максимальная Частота вращения вала насоса до 2500 мин-1, Рц. н = 80ч-4-100 мм3. Диапазон диаметров устанавливаемых плунжеров 8—12 мм, ход плунжера может варьироваться в пределах 1,5— 4 мм, а объем, разгружаемый клапаном грибкового типа, — в пределах 20—50 мм3. Масса насоса 5,2 кЬ, резьба штуцеров высокого давления М12х1,5 (М14х1,5). Насос может оборудоваться все-режимным, двухрежимным и многорежимным регуляторами, а также модулями регулировки угла начала подач топлива от частоты вращения и нагрузки автоматом наддува, корректором подачи от величины барометрического давления и температурным корректором. Разработан вариант насоса с электронным регулятором. Насос имеет электрическое устройство отключения подачи топлива.
Фирмой «Р. Бош» выпускаются штифтовые (рис. 2.32) и многодырчатые форсунки (рис. 2.33) с установочными диаметрами 17; 21; 25 (26) мм (табл 2.18). Корпусы форсунок могут иметь цен-
159
о _ Таблица 2.17. Параметры подкачивающих насосов фирмы «Р, Бош»
Размерность max пн • мни-* Ход всасыва- Размер О а с >> р. Производитель" ность, см*, иа 1 ход при пн, иин~а Габаритные размера, мм Масса, кг
подкачивающего насоса поршня, мм Высота иия, м резьбы штуцеров Диаметр ч вадов, мм 500 1000 1600 Длина Ширина Высо" та ПОМ4 пы насоса ручной прокачки ОТСТОЙ" ника
м 3000 4,8 1 М14Х1,5 10 1.7 1.2 1,7 65 79,3 160 0,60 0,2 —
А 3000 8,0 1 МИХ 1,5 10 2,7 2,0 2,0 68 •» 86,0 *я 156 *я 1,00 1,0 *» 0,15 *я
87,5 117,5 199 1,00 0,15 0,10
р *4 3000 8,0 1 Ml 4X1,5 10 2,7 2,5 2,2 91 « 144,6 199 1,15
3000 4X2 1 М14Х1.5 10 6,1 5,0 2,5 79 130,5 •• 144,6 89,1 *а 199 135 *я 2,25 1,0 •»
Z *4 1500 12 2 M18XI.5 15 8,0 7,0 3,5 135 •’ 108,5 207 1,80 0,30 0,15
ZW *4 1500 12 2 Ml 8X1,5 15 8,0 7,0 3,5 120 106,0 207 1,85 0,25 0,15
К, А, Р« 4000 4,8 4X2 *“ 4 — — 3,5 3,3 2,7 48 95 70 1,00 — —
*t Габаритный размер вдоль осн поршня. ’* б учетом перемещения поршня ручной прокачки.
* Помпа двойного действия. *s Помпа для многотопливных дизелей. “* Помпа для насоса модели Р.
“ Малогабаритная модель.
Рис. 2.31. Топливный насос распределительного типа EP/VE фирмы «Р. Бош»: I — грузы регулятора; 2 — опора штока грузов регулятора; 3 — рычаг управления подачей топлива; 4 — автомат ограничения подачи топлива по наддуву; Б — пружина регулятора; 6 — жиклер слива топлива из корпуса; 7 — рычаг регулятора; 8 — устройство отключения подачи топлива; 9 — нагнетательный клапан; 10 — плунжер; 11 —• дозатор; 12 — кулачковая шайба; 13— привод автомата угла опережения впрыскивания: 14 « шестеренная передача; Л 5 — подкачивающая помпа
тральный и боковой подвод топлива. Основными конструктивными особенностями форсунок являются нижнее расположение пружины с короткой проставкой между пружиной и хвостовиком иглы (бесштанговая конструкция), наличие проставки с преци-иионными плоскостями между корпусом и распылителем, регулировка давления начала подъема иглы шайбами, подкладываемыми под торец пружины. В форсунках могут устанавливаться щелевые фильтры. Схемы четырех применяемых способов крепления форсунок представлены на рис. 2.34.
Момент затяжки (Н-м) резьбовых соединений форсунок фирмы «Р. Бош» имеет следующие значения:
6 Файнлейб Б. Н. 161
Гайка распылителя — корпус..........................50—90
Накидная гайка штуцера — нагнетательного трубопровода ............................................... 15—25
Штуцер высокого давления — корпус...................30—45
» сливной — корпус...............................20—80
Болты крепления фланца ............................. 10—20
Корпус — головка двигателя..........................60—80
Гайка крепления форсунки — головка двигателя .... 60—80
корпуса момент
Рис. 2.32. Форсунка штифтовая фирмы «Р. Бош»
Основные размеры многодырчатых распылителей фирмы представлены на рис. 2.35, а основные параметры распылителей — в табл. 2.19. Для распылителя типа Р (dH = 4 мм) давление открытия иглы может варьироваться в пределах 20,5—30 МПа, а жесткость пружины — в пределах 130—193 Н/мм, для типа S (d„ = 5 мм) — соответственно в пределах 21—26,5 МПа и 190— 240 Н/мм, а при da = 6 мм давление регулируется в пределах 18—27,5 МПа.
Основные размеры штифтовых распылителей представлены в табл. 2.20, а их конструктивные схемы — на рис. 2.36.
Фирма «Р. Бош» выпускает штифтовые распылители двух типов с различным входом цилиндрической части штифта в корпус (величина йп различна). При увеличенном значении Лп имеет место ступенчатое впрыскивание топлива. В зависимости от типа затяжки гайки, крепящей распылитель к корпусу, варьируется в пределах 40—80 Н-м, а момент затяжки гайки нагнетательного трубопровода составляет 15—25 Н-м. Давление открытия иглы штифтовых форсунок составляет 13—18 МПа (в зависимости от соотношения da/da. о). Жесткость пружины варьируется в пределах 241—302 Н/мм.
Фирмой «Р. Бош» выпускаются топливные фильтры с бумажными фильтрующими элементами в цилиндрических корпусах-модулях, которые могут компоноваться в блоки. Имеются три типа фильтров: фильтр без отстойника воды, фильтр с отстойником воды и отделитель воды. Максимальное давление топлива не более 0,5 МПа, максимальный перепад давления на фильтре 0,2 МПа, а рабочий диапазон температур топлива (—40)^-(+90) °C. Фильтрующая поверхность фильтроэлемента, предназначенного для насосов распределительного типа, со ставляет 5300 сма, а величина пор — 4—5 мкм
Для рядных насосов применяются элементы с параметрами 4200 см2 и 8—10 мкм соответ ственно. В зависимости от типа крышки вы сота фильтра для распределительных насосов колеблется в пределах 192—225 мм, а ши рина — 97—126 мм, у фильтра с отстойни-
162
Таблица 2.18. Основные размеры параметры форсунок фирмы <Р. Бопг»
Тип форсунок Тип корпуса Тип распылителя Способ крепления форсунки Установочный диаметр, мм Длина форсунки с распылителем **, мм Максимальное давление, МПа Размер резьбы штуцера подвода топлива Размер резьбы сливного штуцера
с центральным подводом топлива с боковым ПОДВОДОМ топлива
Штифтовые КСА *1 DN .. S DN .. SD Резьба М24Х2 95,5 "Т 60 М12Х1.5 Отвод гибким шлангом
КВЕ *1 DN .. S DN .. SD Скоба 21 105,5 80 Мб
КВЕ .. S dn .: S DN .. SD Фланец 110,5—150,5 122,5—162,5 М12Х1.5; М14Х1.5 Мб; М8Х1
DN .. S DN .. SD Скоба 90,5—150,5 102,5—162,5
DN .. S DN .. SD Фланец илн скоба, гайка М28Х 1,5 115,5—155,5 113—151 123—163
KED .. S DN .. S DN .. SD 127,5—167,5
Много-дырчатые KBAL •« DLL .. S Фланец или скоба 25 151,4 — М14Х15 М8Х1
KDAL ♦’ DLLA .. S Гайка 26 155,4 — М14Х1.5 Отвод гибким шлангом
KBEL ♦’ DLLA .. S Скоба 21 160 — М12Х1.5 Мб
KDEL ♦> DLLA .. S Резьба М28Х1.5 25 133 — М12Х1,5; М14Х1.5 М8Х1
2
Продолжение табл.2.18
Тип форсунок Тип корпуса Тип распылителя Способ крепления форсунки Установочный диаметр, мм Длина форсунки с распылителем *•, мм Максимальное давление, МПа Размер резьбы штуцера подвода топлива Размер резьбы сливного штуцера
с центральным подводом топлива с боковым подводом топлива
Много-дырчатые KDA .. S DN .. S DD .. SD Резьба М32Х1.5 25 118—153 130—165 114—169 126—181 80 М12Х1.5; МИХ 1,5 М8Х1
КВА .. S DN .. S DN .. SD Фланец 116—156 128—163 —
DN .. S DN .. SD Скоба 96—151 113—163 —
DN .. S DN .. SD Фланец илн скоба — Ш—156 123—168
KDA .. S DN .. S DN .. SD Резьба М32Х 1,5 118-153 130—165 114—169 126—181
KBAL .. Р DLLA .. Р Скоба 17 166,7—171,7 — 90 Мб или отвод гибким шлангом
KDAL .. Р DLLA .. Р Резьба М24Х1.5 116,7—161,7 М6
KBEL .. Р DLLA .. Р Фланец 122,9—162,9 Мб М8Х1
Скоба 21 102,9—162,9
Фланец или скоба — 123,4—163,4
Проюлжеаже ts6j. t:«
Тип форсунок Тип корпуса Тип распылителя Способ крепления форсунки Установочный диаметр, мм Длина форсунки с распылителем **, мм Максимальное давление, МПа Размер резьбы штуцера подвода топлива Размер резьбы сливного штуцера
с центральным подводом топлива с боковым подводом топлива
Много-дырчатые •1 лей о г KBEL ..Р DLLA..P Резьба 28X1,5 21 132,8—162,8 129,4Х 159,4 80 рвалон Б н М12Х1.5 М14Х1.5 к (для головок Мб М8Х1
KDEL .. S DLLA .. Р Фланец 134,9—174,9 —
Скоба 114,9—174.9 —
Фланец или скоба — 135,4-179,9
KDEL .. S DLLA .. S Резьба М28Х1.5 144,8—174,8 141,9—171,9
KBAL .. S DLLA .. S Фланец 25 энном днап 140,4Х 175,4 — М8Х1 Двнгате-
Скоба 120,4—175,4 —
Фланец или скоба — 135,4—185,4
KDAL .. S Модели массо азлнчной высо DLLA .. S вого произволе той). Резьба тва. •’ В указ 150,4—175,5 аэоке форсунки hi 146,4—176,4 <еют длину а ките
Рис. 2.33. Форсунка многодырчатая фирмы кР. Бош»
Рис. 2.34. Способы креплений форсунок фирмы «Р. Бош»! а — прижимным фланцем; б — нажимной скобой; в — центральной гайкой; г — резьбой;
1 форсунка; 2 — штуцер; 3 — болт скобы; 4 — штуцер для слива топлива; 5 — прижимной фланец; б — нажимная скоба;
7 — гайка; 8 — резьба; 9 — штифт; 10 — головка
ком — соответственно 192—210 и 97—115 мм, а у фильтров рядных насосов — 158—172 мм и 97—115 мм. Диаметр сменных бумажных элементов равен 80,5 мм, а высота — 155 мм (для насосов распределительного типа) и 123 мм (для рядных многоплунжерных насосов).
Фирма «Фридман и Майер» (Австрия), которая в настоящее время слилась с фирмой «Р. Бош», разработала семейство рядных многоплунжерных насосов типа «компакт» модели Р (табл. 2.21 и рис. 2.37). Основные конструктивные отличия насосов следующие: регулирование равномерности чередования углов начала впрыскивания прокладками, установленными под бурт гильзы; установка оси толкателя на игольчатом подшипнике; смазывание толкателей маслом, подводимым под давлением из смазочной системы двигателей.
В насосах применены золотниковые клапаны с коническим запорным элементом (рис. 2.38, а). На форсированных модифика-
166
пнях применены клапаны с дросселями (рис. 2.38, в) с целью гашения отраженных волн у насоса и исключения дополнительных впрыскиваний. Кулачковый вал устанавливается и конических роликовых подшипниках. Модели с числом плунжеров 6 и более имеют промежуточную опору в виде подшипника скольжения. На восьми-нлунжерную модель при необходимости могут устанавливаться две подкачивающие помпы. В корпусе иасоса имеются два продольных топливных канала, с двух сторон обтекающих гильзы. Предусматривается два типа крепления насосов: с помощью четырех приливов в корпусе и смешанное — фланцем и двумя приливами в задней части насоса со стороны регулятора. Согласно данным фирмы, насосы рассчитаны на работу с давлением нагнетания до 100 МПа.
Фирма также разработала семейства насос-фор-сунок с механическим приводом плунжера и электронным регулятором семейства РД (РДО—РД5) с цикловыми подачами до 800 мм3. Ход плунжера у различных моделей составляет 6—16 мм, da = 5ч-
16 мм. Продолжительность впрыскивания в зависимости от Кц изменяется в пределах 4—8° ПВН. Электронный регулятор регулирует Уц в зависи-
Таблица 2.19. Основные параметры многодырчатых распылителей фирмы «Р. Бош» Длина соплового отверстия 1с, мм со со о oj о'о—f—Г г— о > со ю о
.шах «о со из
Диаметр соплового отверстия d&, мм 0,32 0,33—0,45 0,32 1 0,33—0,45
я S1 з 5 » СS й ° £ и Ш ОС1 —< СО LO ООО! ООО О О! ОО U3 СТ) со оо —
к • С й м „ а д о х о . Д-СХ СХК л О д Ч В X к — О о о’ —- —- of о -в* оо
Гу с_( । efl efl за S . л о ч И S * К R С. « и ' 5 «;« Ое и -5 ст аа « о «в ц- С- X КТЗ о О1
Ход ИГЛЫ Пя, мм Ю ojoi со ООО 0,35 о
DLLA .. S (см. рис. 2.35, б) 6 9; 9 UO О in сч СО СО Olof XXX X со со со со
5 9; 9 о сою оу со of of of хххх ю ю ю ю
(в и о ‘fig'Z ‘эий -из) d " ma о -в* ьГ 4X2,5 4X2,2 4X2,0
Параметр Диаметр иглы 4» мм Наружный диаметр носика, мм ^и. о
167
Рис. 2.35. Многодырчатые удлиненные распылители фирмы sP. Бош»! а малогабаритный типа DLL..P..; б — нормальный типа DLL..S..; в — малогабаритный типа DLLA..P,,
мости от пн, температур двигателя, воздуха на входе, топлива, давления наддува и окружающей среды. Основные параметры модели РД1, предназначенной для легких автомобильных дизелей с V8 = 0,54-0,6 л, ах = 3000-4-5000 мин-1, dn = 6-4-8 мм, sn = 8 мм, Уцтах « 90 мм3, р™* = 130-4-170 МПа, масса 0,67 кг, регулировка угла опережения впрыскивания в пределах 15° ПВН, установочный диаметр форсунки 35 мм, диаметр носика распылителя 7,2 мм, длина 175,7 мм.
Рис. 2,36. Штифтовые распылители фирмы «Р. Бош»: а — нормальный; б — с удлиненным штифтом
168
Т а б л и ц а 2.20. Основные параметры штифтовых распылителей фирмы «Р. Бош»
Тип распылителя max *Ц • ММ* ^Р^С’ мм* dc> мм Йн, мм Угол конуса струи, ° Дросселирующий ход иглы, мм
DN225 150 1,20 1,5 1,10 0 0,10
DN4S1 60 0,36 1,0 0,70 4 0,10
DN8S2 60 0,33 2,0 0,70 8 0,10
DN30S2 60 0,55 2,0 0,40 30 0,10
DNOSD189 60 0,46 1,0 0,95 0 0,70
DNOSD193 60 0,47 1,0 0,70 0 0,50
DNOSD203 60 0,47 1,0 0,70 0 0,43
DNOSD220 60 0,46 1,0 0,85 0 0,70
DNOSD230 60 0,46 1,0 0,90 0 0,63
DNOSD21 60 0,45 1,0 0,70 0 0,43
DNOSD126 60 0,38 0,8 1,00 0 0,50
DNOSD24 60 0,42 1,0 0,60 4 0,50
DN12SD12 60 0,33 1,0 0,80 12 0,43
Топливная аппаратура фирмы «Лукас». Фирма выпускает насосы с регуляторами, корректоры, муфты опережения начала подачи топлива, форсунки, фильтры для дизелей с Ne. ц =* « 44-75 кВт; имеет филиалы во Франции, Испании, Бразилии, Японии, США и Корее. Производственные мощности фирмы совместно с филиалами обеспечивают выпуск более 1 млн насосов и 6,5 млн форсунок в год. Фирмой производятся роторные топливные Насосы распределительного типа, в которых дозирование топлива осуществляется дросселированием на Впуске. Насосы имеют встроенное устройство изменения угла начала подачи топлива.
Основная модель DPA (рис. 2.39) выпускается для двух-, трех-, четырех- и шестицилиндровых дизелей е V8 До 1,6 л и может применяться для четырех- и шестицилиндровых дизелей с небольшим уровнем давления наддува. Модель DPC имеет уменьшенные по длине габаритные размеры (206 мм) за счет изменения размещения штуцеров, предназначена для автомобильных дизелей с разделенными камерами сгорания и оснащается двухрежимным механическим регулятором. Дальнейшим развитием конструкций насосов распределительного типа является модель DPS (см. табл. 1.28), в которой осуществлена новая, усложненная гидрав-
Рнс. 2.37. Топливный насос РЮ фирмы «Фрвдман и Майер»
169
0ZI
1 Среднее значение при тангенциальном профиле за 7е ПВН. *3 Прн рт> н и 75 МПа. •• «н = 1S00 мнн~>. * пн = 1000 мнн_1.
Диаметр плунжера, мм.
'Р'О 5° о о *—ч' Old Р8 Р7 Модель
£> СП с со to со to Расстояние между осями секций, мм
14—18 (16—18) 12—16 11-12 6-11 Диаметр плунжера, мм
15(18) со со 10—11 Ход плунжера, мм
1350 с с 1 > > 315 190— 220 Максимальная тео-ретическая подача топлива, мм®
950 1200 1500 с с с и э > Максимальная частота вращения вала насоса, мии “4
сл** со"""" рося 6; 8; 12 ^2 оо ф. ьэ"* "' 10; 12 р со со Число секций
со 4^ ЬЭ to 1—» to 1—• Максимальный ход рейки, мм
XX сл сл М14Х1,5; М18Х1.5 МИХ 1,5 М12Х1,5; М14Х 1,5 Размер резьбы в штуцерах высокого давления
25; 30; 35; 40 25; 30 со о 20; 25 Диаметр иосика кулачкового вала, мм
1,6; 4,5 ф. W сл5? 2,5; 7,5 1,6; 4,9 ГНН, мм
0,51— 0,58 0,41— 0,58 0,39 0,31; 0,35 Максимальное перемещение плунжера за 1°, мм Ф1
8 Z— »—* 4* 00 СР ел сл to 32; 35 Максимальная объемная подача топлива за 1°, мм®
18 *Б 700 16 *Б 390 12 *Б 230 С »—1 ♦ сл 170 Максимальный момент приводной секции, Н-м ••
18 *Б 1,7 *« 16 *Б г* 6'0 12 *Б 0,75 *а 9* П 0,55 *3 Максимальная мощность на привод одной секции, кВт
Таблица 2.21. Основные параметры насосов фирмы «Фридман и Майер»
Рис. 2.38. Нагнетательные клапаны топливных насосов (фирма ’«Фридман и Мнйер»): а — золотниковый без .вытеснителя; б — золотниковый с вытеснителем-упором; в — золотниковый с жиклером-демпфером
лнческая схема для повышения стабильности подачи топлива в зависимости от изменения давления и температуры топлива. Насос DPS выпускается с четырьмя плунжерами для двух-, трех-, четырех- и шестицилиндровых дизелей с V, до 1,6 л и непосредственным впрыскиванием топлива. Насосы моделей DPC и DPS имеют электромагнитный клапан выключения подачи топлива, приводной вал зафиксирован в подшипниках, что позволяет осуществить привод насоса от ременной передачи. В насосе модели DPS величина V™ax регулируется величиной расхождения плунжеров. Он имеет корректор по наддуву, барометрическому давлению и обогатитель подачи топлива на пуске. Разработана
Рис, 2.39. Роторный насос DPA фирмы CAV
171
Таблица 2,22. Основные параметры рядных многоплунжерных насосов фирмы «Лукас КАВ»
Параметр Модель насоса
«Мннимек» «Маджормекя «Максимекж
Расстояние между осями сек- 25 32 40
цнй, мм
Габаритные размеры *, мм 278,5Х Х233.5Х Х130 434X 208X145 503Х 265Х Х159
Диаметр плунжера, мм 5—9,0 9—12 11—13
Ход плунжера, мм 7(9) 10 10—12
Масса, кг 11,0 * 20,0* 18—45
Количество секций 3; 4; 5; 6; 8 4; 6; 8 4; 6; 8; 12
Максимальная мощность об- 16 (26) 53 75
служнваемого цилиндра дизеля, кВт
Максимальное давление нагие- 70 70 100
тания топлива, МПа
* Для шести штуцерной модификации.
модель насоса на базе насоса DPS с электрическим приводом дозирующего золотника и электронным регулированием.
Филиалом фирмы во Франции разработана специальная конструкция насоса EPIC с электронным управлением. Насос вы-
Рис. 2.40. Рядный многоплунжерный насос фирмы CAV
.полнен на базе насоса DPC. Цикловая подача регулируется осевым перемещением ротора, которое вызывает изменение хода плунжеров. Перемещение ротора и поворот кулачковой шайбы с целью регулирования угла начала подачи топлива осуществляются электро-гидравлическим механизмом.
Фирма выпускает три модели рядных многоплунжерных насосов (табл. 2.22). Основными конструктивными отличиями иасосов (рис. 2.40) являются съемная стальная головка на все секции насосов, в которой монтируются плунжерные и клапанные пары; поводки для регулировки подачи топлива разворотом плунжеров с помощью поводков, связанных с рейкой насоса; боковая крышка на корпусе для регулировки рав-
172
Рис. 2.41. Диафрагменная помпа фирмы CAV:
1 — коромысло; 2 — тарелка пружины; 3 — пружина; 4 — мембрана; 5 — впускной клапан; 6 — выпускной клапан; 7 <=- штуцер; 8 — шток
номерности подачи топлива. Насосы централизованно смазываются маслом и оборудуются сапунами. Они оснащены механическими все-рсжимными регуляторами, модель «Минимек» имеет диафрагменный подкачивающий насос (рис. 2.41), а две другие—поршневые помпы.
Изготовляемые фирмой форсунки имеют и основном традиционные схемные и конструктивные решения и диаметр иглы 6 мм. Выпускаются малогабаритные форсунки с установочным диаметром 17 и диаметром иглы
4,5 мм, а также оригинальная по схеме штифтовая форсунка «Микрожектор» с установочным диаметром резьбы 12,7 мм и диаметром штифта 3,75 мм, масса форсунки 50 г.
Фирма выпускает фильтры тонкой очистки топлива с бумажными фильтрующими элементами: сдвоенные фильтры, фильтры с прозрачными стаканами, фильтры с отстойниками топлива, л также малогабаритные подогреватели топлива.
Фирма «Альтекна» является отделением по производству ТА концерна «Фиат», который начал изготовлять ее для дизелей с 1930 г. Фирма изготовляет рядные многоплунжерные насосы моделей А, В, BV, Р, автоматические муфты регулирования угла опережения начала подачи топлива (модели AR, CS и ВР) и форсунки с установочными диаметрами 21 и 17 мм. Конструктивные схемы ТА традиционные. Корпусы моделей насосов А, В, ВУ имеют боковые крышки, насосы типа Р выполнены по схеме «компакт». Насосы оснащаются механическим центробежным регулятором типа RQ (V) (см. рис. 2.29). Насосы размерности А изготовляются для трех-, четырех-, пяти- и шестицилиндровых дизелей, имеют dn до 9 мм и sn = 8,5 мм; у насосов размерности В dn = 10-4-11 мм, 5ц = 10 мм, число секций 4 и 6. Насосы размерности Р имеют расстояние между осями секций 40 мм, dn до 13 мм, «п = 10-4-11 мм, число секций 6 и 8.
Насосы фирмы «Альтекна» устанавливают на дизеле с Ne, ц = *= 10-4-60 кВт, они развивают давления нагнетания топлива до 60 МПа (размерности А) и до 90 МПа (размерности Р). Автоматические муфты опережения начала подачи выпускаются по двум
173
Таблица 2.23. Основные параметры насосов фирмы АМВАС
Параметр Рядные насосы моделей Насосы распределительного типа моделей
АРЕ 8 и 300 200 100 Б0 PSB
Ход плунжера, мм 10—12 10—12 3—4 3—5 6
Диаметр плунжера, мм 9—13 9—11 9—11 7—9 7—11
Максимальная цикловая подача, мм9 200—550 215 75—130 100 70—200
Максимальная частота вращения кулачкового вала (вала дизеля), мии-1 1250 1400 3200 (3200) 3000 (3000) 3200 (3200)
Число обслуживаемых цилиндров 6; 8 4; 6; 8 4; 6; 8 2; 3; 4; 6 4; 6; 8
схемам: автономные, навешиваемые на приводной вал насоса и встроенные в приводную шестерню дизеля. Схема муфт оригинальная — грузы имеют ползун, который входит в наклонный паз крестовины, поворачивающий вал насоса.
Топливная аппаратура фирмы ЮТДС (США). Фирма выпускает топливную аппаратуру с 1933 г. Одной из первых моделей являлся рядный многоплунжерный насос APE 6ВВ (табл. 2.23). Дальнейшим развитием этой конструкции является модель 300, предназначенная для дизелей мощностью от 170 до 331 кВт и развивающая до ПО МПа. Фирмой также выпускается унифицированный с рядным насосом V-образный насос для восьмицилиндровых дизелей мощностью до 368 кВт. Разработана также модель 200 (табл. 2.23). Насосы оборудуются всережимными (двухрежимными) регуляторами, встроенными в кулачковый вал гидромеханическим автоматом регулирования угла опережения начала подачи топлива и другими автоматическими корректирующими устройствами. В последнее время фирмой разработана модернизированная модель насоса М300Е с электронным регулятором (рейка управляется шаговым электродвигателем, а угол опережения впрыскивания — муфтой с электромагнитным приводом). Ход плунжера увеличен до 14 мм, а радиус начальной окружности профиля кулачка от 20 до 21 мм, что позволило повысить р™ах до 120—127 МПа при объемной подаче до 20 мм3 на 1°.
Одной из первых в мировой практике фирма освоила массовый выпуск плунжерных насосов распределительного типа (выпущены модели PSA, PSB, PSH, PSV, PSM, PSJ), с 1970 г. начато производство модели 100. В насосе PSA дозирование подачи топлива производилось дросселированием на впуске; в последующих моделях — дозированием отсечкой топлива. В насосах PSB (табл. 2.23) топливо из надплунжерного пространства попадаем 174
Рис. 2.42. Схема работы одноплунжерных насосов фирмы «Америкен Бош»: а — наполнение надплунжерного пространства] б — перекрытие впускных отверстий; в — нагнетание топлива] г — отсечка
к распределительному пазу через центральный нагнетательный клапан (рис. 2.42). Насос имеет массу 7,8 кг и габаритные размеры: 227x150x258 мм.
Для мощных двенадцатицилиндровых дизелей «Континенталь» разработана двухплунжерная модель насоса распределительного типа PSB—ВТ, обеспечивающего Уц = 140-5-400 мм3 при dn = 10-5-15 мм, sn = 6 мм и Пн.ан = 3000 мин-1.
В насосе PSU (современное обозначение — модель 50, табл. 2.23) привод плунжеров осуществляется от распределительного вала двигателя. Насос изготовляется для четырех- и двухтактных дизелей с частотой вращения до 3500 мин-1.
Основные конструктивные особенности насосов распределительного типа данной фирмы следующие: привод плунжеров от кулачкового вала с внешним дуговым профилем; плунжер-распределитель, приводимый во вращение через зубчатую передачу, механический центробежный регулятор, грузы которого размещаются на кулачковом или на специальном валу, расположенном параллельно кулачковому валу насоса и имеющем частоту вращения большую, чем частота вращения вала насоса. Дозирование подачи топлива производится отсечкой в конце подачи с помощью втулки, перемещающейся вдоль плунжера; смазка маслом — под давлением от системы двигателя. Насосы имеют один нагнетательный клапан. Максимальное давление впрыскивания в насосах модели 100 достигает 65 МПа. Насос содержит уравновешенный от боковых усилий плунжер, приводимый во вращение с помощью муфты Ольдгейма; встроенное автоматическое устройство опережения впрыскивания с гидравлическим усилителем; устройство для увеличения подачи топлива при пуске; электрическое или тросиковое устройство для выключения подачи и устройство для ограничения дымления и привода тахометра. В насосе имеются также корректор по давлению наддува и температурный корректор, подкачивающий насос шестеренного типа.
Фирмой разработана модель насоса М300Е с давлением впрыскивания до 120 МПа, dn = 12 мм, sn — 14 мм, кулачковый йрофиль с га = 21 мм. Насос имеет электронный регулятор (рейка управляется шаговым двигателем, угол опережения впры-
175
Таблица 2.24. Основные параметры роторных насосов распределительною тина фирмы «Стейнадайн»
! ЧйСЛО обслуж 1-в*емы* = ^Линдро» ГчетырехтпЕТный дизель) ! X я к о 8f Ь i ст* s- S * о га Й ИИ « ч ч МГКСИЫРЛЬ^Я -Й-стста а 8=я вала днзе^ я, >свЕ"*< X ст” о о Я S Д)х?^&тр, мс чи^с плуяжерс* ; Максиму ,ное *о 1 пустив® да в л-т ! нагиеаН'йия | -1, М крутящий Момент на -ривсд ваесса, Н-=1 •’ линдровая ZG111-» >сть. ж В?
ДВ2 2,3; 4,6; 8 80; 70 5000 4.54 8,9X2; 46; 69 62,0 19; 16
6,9X2
ДМ4 2,3; 4; 6; X 97; 82 3500 6,35 7,4X4 •« 69 124,3 25; 20
Прн пн прквода, который обеспечивает трамп срок службы 3000 мото-ч. шее। н цилиндровых V-обрезных
2Б00 мин~з ли ми тируете я контактной прочностью кулачкового при непрерывной работе о указанными параме-** Пиковые значения крутяшего момента. * Для и 1 зелен имеется модель о тремя плунжерами.
скивания регулируется разворотом кулачкового вала с помощью линейного соленоида). Фирма также выпускает многодырчатые и штифтовые форсунки для АТД, имеющие традиционные схемные решения с установочными диаметрами 17 и 21 мм.
Топливная аппаратура фирмы «Стейнадайн» (США). Фирма впервые в мировой практике организовала выпуск в 1950 г. насосов распределительного типа с приводом плунжеров от внутреннего кулачкового профиля (роторных насосов). Вначале выпускались топливные насосы «Руи Мастер» моделей СВ и ДВ, затем было создано семейство насосов ДВ2 (см. табл. 1.21), а в 1970 г. — семейство насосов ДМ4. В начале 1980-х гг. разработаны и продолжают совершенствоваться две модели насосов распределительного типа: PCF (для ограниченного электронного управления) и PCL (для полного электронного управления). К настоящему времени фирмой выиущего более 25 млн насосов, которые устанавливаются на автомобильных тизелях. а также на дизелях сельскохозяйственного и промышленного назначения в США, европейских странах и Японии.
Основные конструктивные особенности насосов семейств ДВ2 и ДМ4 (табл. 2,24) следующие: алюминиевый корпус; механический центробежный регулятор (всережимный и двухрежимный) с расположением грузов на приводном валу: роторная подкачивающая помпа, расположенная соосно с приводным валом; гидромеханический автомат изменения угла опережения начала подачи топлива (величина изменения угла до 12° ПВН и 10° у восьми-штуцерной модификации). Регулирование цикловой подачи в насосах осуществляется дросселированием на впуске с постоянным концом отсечкой топлива, в роторе установлен общий для всех штуцеров нагнетательный клапан (возможна установка в шту-176
церах^ подпорных поршеньков для исключения ререразгрузки полостей штуцеров или дроссельных шайб для гашения отраженных волн, а также подпитка нагнетательного трубопровода между впрыскиваниями для повышения стабильности работы, особенно на режимах малых подач и частот вращения).
Насосы ДМ комплектуются корректорами подач топлива при работе по внешней характеристике, давлению наддува, атмосферному давлению, температуре топлива, а также механическим устройством изменения угла опережения начала подачи от нагрузки. Минимальная степень неравномерности обеспечивается регуляторами насосов ДВ2 и ДМ4 до 3 %. В насосах ДВ2 Уц изменяется на 0,9% на каждые 10 °C изменения тем
пературы топлива.
В 1963 г. фирмой также впервые в мировой практике были разработаны форсунки карандашного типа (рис. 2.43) с установочным диаметром корпуса 9,5 мм и начато их серийное производство (выпущено более 30 млн форсунок). Малый диаметр корпуса форсунки позволяет увеличить проходные сечения клапанов, приблизить форсунку к центру камеры сгорания и улучшить протекание процессов смесеобразования. Форсунка может иметь слив топлива из надыгольного пространства. Длинная игла имеет уплотнение в верхней части форсунки, масса форсунки 0,14 кг. Благодаря малому объему топлива (0,24 мм8) в канале под конусом распылителя обеспечивается уменьшение токсичности. Фирмой разработан новый вариант карандашной форсунки «Slim Tip» с диаметром носика распылителя 5,4 мм, рассчитанной на давление впрыскивания до 83 МПа (давление открытия 25 МПа). Фирма производит традиционные штифтовые и многодырчатые распылители с установочными диаметрами 21 и 17 мм, а также двухступенчатые фильтры с водоотделителем
Рис. 2.43. Малогабаритная форсунка карандашного типа фирмы «Стейн ад айн» (Sta-nadairi)
и подогревом.
Топливная аппаратура фирмы «Катерпиллар» (Caterpillar Tractor, США). Фирма реализовала в своих конструкциях ряд оригинальных решений. В одной из моделей рядных многоплунжерных насосов дозирование топлива осуществляется не поворо-
177
Рис. 2.44. Нагнетающий элемент с дозатором насоса фирмы «Катерпиллар»:
1 — поводок; 2 — дозатор; 3 и плунжер
том плунжера, а перемещением ци
линдрического дозатора вдоль плунжера (рис. 2.44). В одной /из последних разработанных топливных систем за счет повышения скорости плунжера (увеличения начальной окружности профиля) было 1достиг
нуто давление нагнетания топлива 100—105 МПа (Уц == 350 мЛ При этом были повышены жесткости втул
ки плунжера и кулачкового вала, применен стальной толкател^. Одновременно фирма применил^ новую форсунку с удлиненной иглой и гид-
розапиранием надыгольного пространства (рис. 2.45).
Топливная аппаратура, изготовляемая в Японии. В Японии ТА для
АТД выпускается в основном тремя фирмами: «Дизель Кики», «Янгмар Дизель Эйнджин» и «Ниппон Денсо» (Nippon Denso). Фирма «Дизель Кики» выпускает многоплунжерные блочные
Таблица 2.25. Параметры блочных насосов (РЕ) фирмы «Дизель Кики»
Параметр Модель насоса
РЕ (S)—К РЕ (S)—А РЕ (S)—AD S. d—(S) 3V ad— (s) Hd РЕ—Z РЕ—ZW
Количество цилиндров 2—4 3—8 4—10 4—12 4—6 4—8 4—8
Диаметр плунжера, мм 5—7,5 5—9,5 5—10,5 7—13 7—14 10—15 10—16
Ход плунжера, мм 7 8 *а (9) Ю *а (11) 10 *а (11) 10 12 *а (13) 12 *а (13)
Максимальная цикловая подача, мм3 65 150 170 400 450 600 700
Максимальное давление топлива, МПа 30 60 69 80 75 60 84
Максимальная частота вращения кулачкового ' вала, мин-1 1800 2600 1900 1800 1500 1100 1100
J *8 Модели типа «Компакт». ** Предпочтительное применение.
178
насосы (табл. 2.25), одноплунжерные насосы для легких и тяжелых дизелей с приводом от вада двигателя (табл. 2.26) и одноплунжерный насос распределительного типа, а также (форсунки с многодырчатым и штифтовым распылителями. По основным схемным решениям ТА подобна изделиям фирмы «Р. Бош» (многие изделия выпускаются на лицензионной основе).
Фирина «Янгмар» изготавливает рядные многопЛунжерные насосы (двух-, трех-, че-тырехпггуцерные) малой размерности (модель YPES—CL) с диаметром плунжера 5—8 мм и ходом плунжера 7 мм (пн = - 2200 мин"1), одноплунжерные насосные секции с приводом от вала дизеля (dn = 5-~8 мм, sn — 6 мм, * пн — 2000 мин"1), и также форсунки со штифтовыми и многодырчатыми распылителями.
Фирмой «Ниппон Денсо» выпускаются рядные много плунжерные насосы (табл. 2.27) с всережимными и двухрежимными регуляторами (степень неравномерности 2—12%). Фирмой разработаны регуляторы с различной степенью автоматизации корректирующих функций (положительный, отрицательный корректор), включая электронный регулятор модели R801. С 1976 г. фирмой выпускается насос распределительного типа VE (по лицензии фирмы «Р. Бош»), а с 1982 г. фирма разработала микропроцессорную систему управления для этого насоса с большим объемом корректирующих функций Уц и 6.
В последние годы фирмой разработаны насосы моделей NB и NE, а также новая электронная система управления ECD—Р, позволяющая регулировать Уц и 0. Насосы МВ имеют 4п = 11 мм и развивают р™ах до 90 МПа при объемной подаче q до 12,5 мм3 на 1°, модель NBS с da = 12 мм развивает р™ахдо 105 МПа при q = 16 мм3 на 1°, а с 4П — 13 мм — до 95 МПа при q — 24 мм3 иа 1°. Модели серии NES (с“ах = 2,7 м/с) при dn — 12 мм развивают ах = 125 МПа при q = 19 мм3 на 1° и при dn = 13 мм р™ах = Ц5 МПа при q = 24 мм3 на 1°.
Рис. 2.45. Форсунка фирмы «Катерпиллар»
179
Таблица 2.26. Параметры встроенных в дизель насосных секций, имеющих привод от вала дизеля (типа PFR) фирмы «Дизель Кнкн»
Модель насоса
О Q 1 о
Параметр PFR—М PFR —К я-«ада PFR—К PFR—А!
Количество цилиндров 1—4 (5, 6) 1-5 (6) 1, 2 I . 1 1
Диаметр плунжера, мм 4—6 5—7,5 7,5—9,5 9,5—10,5
Ход плунжера, мм 6 * (6) 7 * (7) 7* (7) 7 * (7) 8* (9)
Максимальная цикловая подача, мм8 30 75 75 150 230
Максимальное давление нагнетания топлива, МПа 50 55 40 55 55
Максимальная частота вращения приводного вала, мин"1 Масса насоса, кг * Предпочтительное пр 2750 2200 2000 2000 2000
0,5—1,3 нмененне. 0,8—2,0 0,95—2,0 0,88 1,3
Фирма изготовляет рядные топливные насосы (моделей М, А К) с приводом от вала дизеля; модели форсунок, аналогичны моделям фирмы «Р. Бош»; топливные фильтры с отстойникам! для воды.
Топливная аппаратура, выпускаемая в ЧССР и ПНР. Фирм! «Моторпал» (ЧССР) выпускает насосы высокого давления, под начинающие помпы, форсунки, муфты опережения впрыскивания Для малолитражных дизелей выпускаются рядные малогабарит ные насосы с цельным блочным корпусом и вставными секциям! серий РР.М и PV (с боковым люком), для дизелей среднего ли тража — серии PW ... В, для дизелей большого литража -серии PW ... Z. Производятся насосы V-образного исполнения
Таблица 2.27. Основные параметры рядных многоплунжерных насосов фирмы «Ниппон Денсо»
Модель насоса Максимальная цилиндровая мощность дизеля, кВт max Ц в • мма dn, мм Sn, мм j Максимальное , давление нагнетания» МПа
А 30 120 5—9 8 60 J
ЕР-9 45 230 9—12 10; 11 80 |
Р 60 350 9—13. 10; 11 90 !
180
Таблица 2.28. Основные параметры блочных насосов фирмы «Моторная»
Размерность насоса Ход плунжера, мм Диаметр плунжера, мм Число секций
РР.М •> 8 6—8,5 1—6
PV.A 8 5—9 1—8
РР.А *» 8 5—9 | - ...0
PV.*3 8 5—9 1—12
рр.*х 8 5—9 1—6
PV.B 10 6—10 1—8
PV.Z 12 10—14 1—8
•Я фланцевое крепление,
Корпус с наполнительным е сечным клапанами. от-
Таблица 2.29. Основные параметры одноплунжерных насосов фирмы «Моторпал»
Размерность насоса Ход плунжера, мм Диаметр плунжера, мм
РС.А 7,8 4—6
PR .А 8,0 4—6
РС.В 10,0 5—10
PC.Z 12,0 10—14
С 15,0 10—14
X 20,0 14; 16; 18
V 27,0 16; 18; 20; 25; 28
Е 35,0 20; 22
(табл. 2.28), а также одноплунжерные насосы с приводом от вала дизеля типа PR, А (раз-
мерностей М, А, Р, В, Z) и типа РС.С — размерностей — С, X, V, Е, (табл. 2.29).
Основные параметры насоса РР.М: расстояние между осями секций 26 мм, У“ан = 120 мм3, Vs = 1,5 л, с™ах — 1,8 м/с, ап = 19,4 мм3, рт. н — 60 МПа, Пн.ан = 2200 мин-1, масса 7,3 кг, габаритные размеры (с пневмокорректором): 301X Х300, 5x152 мм (для четырехсекционной модификации).
На базе насоса PV.B фирма разработала модификацию с ходом плунжера 12 мм и диаметром плунжера 11 мм с до 200 мм3 (устанавливается на отечественные дизели ДВТ-300).
В ПНР выпускаются насосы с приводом от вала дизеля (типа РО1С, POW1K, POW2K) и с собственными приводами PW6B н PW12B (типа НК, СССР), а также семейство блочных со вставными секциями рядных насосов типа РМ для малолитражных дизелей с объемом цилиндра До 1,5 л. Основные технические характеристики насоса: число секций 2—6, расстояние между секциями 25 мм, dn = 54-8,5 мм (через 0,5 мм), sn = 74-8 мм, Н|7.ан = 2500 мин-1, = 40 МПа; Ец. н = 80 мм3, потребляемая мощность 0,8 кВт (четырехсекционный), н. н == 2 мм, масса 5,5 кг (четырехсекционный), габаритные размеры: 285 х X 100x183 мм. Крепление насоса фланцевое, насос оборудован
нсережимным регулятором, включающим корректор, антикорректор, пусковой обогатитель, рычаг «Стоп».
Насосы, изготовляемые в ГДР. Предприятие «Баркас» осуществляет серийный выпуск рядных насосов ЕР, размерностей А и В. Конструктивное оформление насосной секции подобно секции насосов соответствующих размерностей фирмы «Р. Бош». Насосы выполняются с числом секций от 1 до 8 (размерности А—DEP8A)
181
и от 1 до 6 (размерности В—DEP6B). У насосов DEP ... А ход плунжера sn = 8 мм, а диапазон диаметров устанавливаемых плунжеров 5—9 мм. У насосов DEP ... В ход плунжера sn — = 10 мм, а 4 = 54-10 мм. На насосы устанавливаются двух-или всережимные регуляторы. Отличительной конструктивной особенностью насосов является деление корпуса на две половины: в верхней монтируется секция с толкателями, а в нижней — кулачковый вал. Это позволяет при подрегулировке секций насоса на равномерность подач снимать с двигателя только верхнюю головку насоса. Равномерность подачи топлива регулируется перемещением вдоль рейки муфт, находящихся в зубчатом зацеплении с поворотными втулками плунжера.
Фирма разработала модернизированную модель насоса типа «Компакт» A/N для дизелей с цилиндровой мощностью до 32 кВт и числом цилиндров 4—6. Ход плунжера 10 мм, диаметр 6—11 мм, максимальная цикловая подача до 250 мм8, максимальное давление впрыскивания до 60 МПа.
Автоматическое изменение угла опережения впрыскивания. В большинстве конструкций рядных насосов применяются центробежные муфты угла опережения впрыскивания. Типовой конструкцией является муфта фирмы «Р. Бош» (рис. 2.46, в). При увеличении частоты вращения грузы расходятся и угловое положение ступицы с «сухариками» относительно грузов изменяется. Возможен вариант с двуплечим рычагом (рис. 2.46, а), как это выполнено в муфте фирмы «Баркас» (ГДР), а также со шлицевым винтовым соединением, на которое воздействуют грузы, например в муфте фирмы «Фридман и Майер» (рис. 2.46, д).
В одноплунжерных и рядных насосах применяются гидромеханические муфты. На рис. 2.46, б представлена муфта такого типа, примененная в конструкции одноплунжерного насоса модели 100 фирмы ЮТДС. Муфта позволяет изменять угол опережения впрыскивания до 20°. Величина угла определяется положением втулки 3, имеющей на наружной и внутренней поверхностях косые шлицы. Они находятся в зацеплении со шлицами, имеющимися на приводном валу 2 и кулачковом валу 1. Положение втулки определяется сервоклапаном 5, находящимся под воздействием грузов 6. Масло, которое подводится по каналу левого подшипника скольжения, подается в рабочую полость и перемещает втулку 3 вправо. Вправо же смещается при этом и шток 4, что приводит к увеличению затяжки пружины. Перемещение скользящей втулки и штока продолжается до тех пор, пока усилие пружины 7 не уравновесит центробежную силу грузов. Особенностью муфты является прекращение подачи масла к втулке во время впрыскивания топлива, что устраняет обратный угловой сдвиг кулачкового валика, который может иметь место под действием увеличивающихся при впрыскивании нагрузок. В насосах с торцевой кулачковой шайбой поршень 1 гидроустройства (рис. 2.46, г), нагруженный давлением от подкачиваю-182
/W^WW/77777^.
1
е)
Автоматические муфты опережения впрыскивания:
Рис. 2.46
а *=> центробежная фирмы «Баркас» (Barkas, ГДР): 1 — палец; 2 — ро« лик; 3 « направляющая; 4 — неподвижная опора пружины; 6 н- воз* вратиые пружины; б — груз;
б •— гидромеханическая фирмы «Америкен Бош»;
в центробежная фирмы «Р. Бош»: 1 — груз; 2 — рабочий профиль груза; <3 — ось;
г — насосов с торцевой кулачковой шайбой;
0 « шлицевая с центробежным измерителем фирмы «Фридман и Майер»;
1 « грузы; 2 — ведущая полумуфта; 3 — шлицевая втулка; 4 — ку« лачковый вал; 5 — ведомая полу муфта;
е « гидромеханическая фирмы КА В: 1 — штырь; 2 — упор; 3 — шайба;
4 — плунжеры:
(ВО “= по нагрузке и частоте вращения фирмы КАВ; 1 — кулачковая шайба; 2 — корпус; 3 — штырь; 4 — поршень; 5 — поршень ско« ростиого устройства; 6 — пружина нагрузочного устройства
Рис. 2.47. Эмульсионная насос-форсунка типа PTD фирмы
*Камминс>
184
щей помпы, связан кинематически через коромысло 2 с траверсой 3, ни которой размещены ролики 4 кулачкового механизма. При н (менении давления в зависимости от скоростного режима поршень перемещается и поворачивает толкатель 5 относительно кулачков шайбы, сдвигая момент начала активного хода плунжера.
В роторных насосах находят также широкое применение гидромеханические устройства, в которых поршень, перемещаясь под Воздействием изменяющегося в соответствии со скоростным режимом давления топлива, поворачивает за поводок кулачковую шайбу (рис. 2.46, е, ж).
Топливные системы с насос-форсунками. Эти системы изготовляются в массовом производстве за рубежом для АТД американскими фирмами GMC (аналогично системе Я АЗ) и «Камминс» (США). Оригинальная система фирмы «Камминс» состоит из на-сос-форсунок (рис. 2.47), плунжер которых имеет привод от кулачка распределительного вала дизеля и узла дозирования. Первоначально фирма выпускала узел дозирования в виде плунжерного насоса с переменным ходом и торцевого распределителя, В с 1952 г. перешла на выпуск системы РТ, в которой дозирование Топлива осуществляется изменением давления на впуске топлива В форсунки. С 1987 г. ТА оборудуется электронной системой РАСЕ.
Характерной особенностью системы является посадка плунжера на конический упор в распылителе, что позволяет свести к минимуму объем пространства у распыливающих отверстий, а также осуществить впрыскивание в цилиндр дизеля топливо-воздушной смеси, образуемой в надсопловом пространстве путем смешения топлива и воздуха, поступающего туда через сопловые отверстия из цилиндра дизеля. Это улучшает распыливание топлива. Несмотря на значительную продолжительность периода впрыскивания (60—70°) дизели «Камминс» имеют высокие экономические показатели. Система РТ обеспечивает работу четырехтактных дизелей с частотой вращения до 4000 мин-1.
8.В. ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА
С ЭЛЕКТРИЧЕСКИМИ УСТРОЙСТВАМИ УПРАВЛЕНИЯ И ЭЛЕКТРОННЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ
В последнее десятилетие в связи с бурным развитием электроники за рубежом, а также в СССР интенсивно проводятся работы по внедрению микропроцессорной техники в системы управления двигателями и топливоподачей. Наибольшего развития в настоящее время достигли электронные регуляторы скорости, задачами которых являются автоматическое поддержание частоты вращения вала двигателя при изменении нагрузки и формирование виданного протекания скоростных характеристик топливоподачи, Включая внешнюю характеристику. Такие регуляторы воздействуют на один параметр процесса топливоподачи — цикловую Подачу, изменяя ее в зависимости от скорости и нагрузки.
185
Основными достоинствами электронных регуляторов скорости топливной аппаратуры, в которых дозирующие органы управ ляются электрическими или электрогидромеханическими при водами, регулируемыми микропроцессорами, являются быстро действие и улучшение других показателей переходных процессов; облегчение автоматизации управления агрегатом, включая реализацию дистанционного управления. Поэтому такие системы в’ первую очередь находят применение на дизель-генераторных установках и при разработке систем автоматического дистанционного управления машинотракторным агрегатом.
Дальнейшим шагом в развитии электронных регуляторов скорости ТА является наращивание функциональных возможностей базовой микропроцессорной системы управления путем подключения к ней информации не только о скорости и нагрузке дизеля, но и о других параметрах, характеризующих условия работы дизеля, с изменением которых также имеет смысл осуществлять регулирование Уц (условия окружающей среды — температура и барометрическое давление воздуха; физико-химические свойства топлива; давление наддува; температурные режимы в системах охлаждения и смазывания и отдельных деталях; температура, токсичность и дымность отработавших газов и др.). Возможно возложение на эти системы функций аварийной защиты, диагностики, управления перепуском отработавших газов > и др. Такие системы требуют более сложных микропроцессорных схем с жесткими программами, осуществляющих регулирование Уц с учетом множества накладываемых ограничений. Указанные системы позволяют частично (поскольку регулируется только один параметр — Уц) адаптировать дизель к условиям работы.
Разработка системы с реализацией в той или иной степени многопараметрических ограничений, накладываемых на Уц, закончена ведущими зарубежными фирмами Японии, ФРГ, США, и начато их внедрение в первую очередь на автомобильных дизелях. При этом функции управляющего процессора еще более расширяются и в него вводится дополнительная информация, связанная с оптимальным управлением движением автомобиля в целом.
В качестве исполнительных механизмов, воздействующих на органы, управляющие подачей топлива в насосах высокого дав?л ления, применяются пропорциональные электромагниты, м ментные, линейные или шаговые электродвигатели, котор! обычно служат в качестве непосредственного привода дозато] топлива в насосах с небольшими перестановочными усилиям например в малоразмерных рядных насосах MW и в насосг распределительного типа фирмы «Р. Бош» (рис. 2.48).
Исполнительные механизмы прямого действия разработай также для насосов распределительного типа в рамках создани системы EPIC фирмой «Лукас КАВ». В роторных насосах PCS и PCF (фирмы CDC, США) применен специальный механия
186
Рис. 2.48. Электромагнитный исполнительный механизм прямого действия (привод дозатора) насоса распределительного типа фирмы «Р. Бош»:
I датчик хода дозатора; 2 — исполнительное устройство; 3 дозатор; 4 — клапан изменения угла начала впрыскивания с* электромагнитным приводом
о электрическим приводом для регулирования цикловой подачи и угла опережения впрыскивания, а цикловая подача регулируется также изменением хода нагнетающих плунжеров. Последние имеют косые скосы, упирающиеся в скобу. Скоба перемещается с помощью механизма шаговым электродвигателем через сервосистему, состоящую из клапана и сервопоршня. Аналогичный механизм используется для поворота кулачковой шайбы с целью регулирования угла начала подачи топлива.
Электронная система топливоподачи с насосом PCF включает микрокомпьютер и систему датчиков, которые измеряют частоту вращения дизеля, фиксируют момент ВМТ, температуру воды, давление воздуха в коллекторе и др. Система обеспечивает уменьшение токсичности, улучшение топливной экономичности за счет регулирования Уц и 0 с учетом изменения режимов работы, параметров топлива и воздуха, степени износа привода и др.
При повышенных перестановочных усилиях дозирующего органа в рядных много плунжерных насосах больших размеров
187
1
2
3
Рис. 2.49. Электромагнитный исполнительный механизм непрямого действия с гидроприводом рейки топливного иасоса фирмы «Р. Бош»:
I — датчик положения рейки; 2 — поршень; 3 — управляющий золотник; 4 штепсельный разъем; б Датчик частоты циклов
применяются гидромеханические исполнительные механизмы, управляемые золотником, имеющим привод от электрических устройств (рис. 2.49). В ЦНИТА разработан электромеханический дифференциальный механизм привода рейки, в котором задатчиком скорости дизеля служит электродвигатель постоянного тока одностороннего направления вращения. Такая схема исполнительно-чувствительного механизма позволяет снизить энергозатраты на питание электронных регуляторов скорости и обеспечить высокие показатели регулятора по быстродействию переходных режимов и точности позиционирования органа, дозирующего топливо.
Регуляторы скорости, как правило, не требуют принципиальной реконструкции традиционных систем топливоподачи. Чувствительные и исполнительные механизмы встраиваются или навешиваются на существующие насосы высокого давления. Для реализации регуляторов скорости требуется лишь создание исполнительных приводов и микроппоцессорных схем управления.
188
Ббльшими возможностями для оптимального управления работой АТД обладают системы, в которых дополнительно к Уц воздействуют на такие важные параметры процесса топливоподачи, как характеристика и угол опережения впрыскивания топлива (рв, фв, 6). Достоинством таких систем является осуществление многопараметрической оптимизации работы дизеля. В них обычно происходит цикличное воздействие на дозатор топлива, и поэтому они обладают большей разрешающей способностью по быстродействию переходных процессов.
Реализация управления параметрами характеристики и углом опережения впрыскивания требует создания новых конструкций ТА. Известны два класса систем, в которых регулируются рв» фв, 6 наряду с регулированием Уц. Общими в этих системах нвляются агрегат, сообщающий топливу энергию; управляющие золотниковые устройства, имеющие, как правило, электромагнитный, циклически действующий с частотой работы каждого цилиндра привод, микропроцессорная схема управления и параметрические датчики. Различаются системы по принципу сообщения топливу энергии и транспортированию его к сопловым отверстиям распылителя.
К первому классу следует отнести аккумулирующие системы, в которых в аккумулятор большой емкости плунжерным или другого типа насосом подается топливо, в котором с помощью регулирующего устройства создается и поддерживается требуемый уровень давлений при впрыскивании. С помощью электромагнитноуправляемых золотниковых устройств осуществляется управление открытием и закрытием форсунок. Уровень давления регулируется воздействием на баланс подаваемого в аккумулятор и сливаемого из него топлива, а начало и конец впрыскивания, а соответственно 6, <рв и Уц—моментом срабатывания управляющих золотниковых устройств. В этих системах золотниковые устройства могут размещаться в различных местах — у аккумулятора в нагнетательном трубопроводе, в форсунке. Предпочтительнее последний вариант системы. /
Получили распространение две схемы управления форсунками: с непосредственным управлением подъемом иглы с помощью электромагнита и с управлением уровнем давления в гидрозапор-ном и нагнетающем трактах форсунки с помощью электромагнитно-управляемого золотника. Достоинством первой схемы является исключение потерь энергии на перепуске на слив топлива с высоким давлением, недостатком — трудность создания быстродействующего силового магнита для привода иглы и устройства его питания.
Во второй схеме имеют место значительные потери энергии с перепускаемым на слив топливом. Достоинством этой схемы являются малые усилия, требуемые от электромагнитных приводов, управляющих разгруженными от усилий золотниками (рис. 2.50).
189
Недостатками систем аккумулирующего типа являются их сложность (наличие нагнетающего насоса, создающего в аккумуляторе повышенное давление топлива; дополнительное введение в систему аккумулятора большой емкости, имеющего большую массу и систему демпфирующих и регулирующих элементов; усложнение конструкции форсунок); недостаточная надежность (увеличение трасс и количества стыков и уплотнений высокого давления; общее увеличение узлов и элементов в системе); нагрев топлива, низкий КПД. Эти недостатки особенно проявляются при создании систем для перспективных дизелей с давлением при впрыскивании до 150—200 МПа. В этом случае проблема уплотнения многочисленных стыков становится весьма сложной, а сжатие в аккумуляторе и транспортирование топлива при таких давлениях приводят к его значительному нагреву, требуют введения охладителей топлива и соз-дакуг сложности при разработке надежно работающего кулачкового привода насоса высокого давления, заряжающего аккумулятор.
Рис, 2.50. Гидрозапорная электромагнитно-управляемая форсунка:
1 ₽= подводящий штуцер; 2 = штуцер для отвода топлива; 3 — электромагнит; 4 — канал для отвода топлива; б — клапан; б — корпус форсунки; 7 — штаига; 8 — распылитель; 9 чя игла распылителя
Рис.. 2.51. Насос-форсунка с гидроприводам и электромагнитным золотником (ЦНИТА):
1 — распылитель; 2 — плунжер; 3 — корпус; — пружина возвратная; 5 — корпус золотинка; 6 <•=> золотник; 7 электромагнит
190
Ко второму классу относятся системы с насос-форсунками, имеющими мультипликаторный гидросервопривод, управляемый золотниковыми устройствами с электромагнитным приводом и микропроцессорными схемами регулирования. Принципиальными достоинствами угих систем являются существенное уменьшение, локализация и приближение к сопловому аппарату объема сжатого до высокого давления топлива и наличие в контурах управления топлива с существенно меньшими давлени-нми, чем давления впрыскивания, в степени, равной отношению площадей сервопоршня и нагнетающего плунжера (например, при давлениях впрыскивания 150—200 МПа, диаметре плунжера 8—10 мм и диаметре сервопоршня 25—30 мм давление в контурах управления будет составлять всего 15— 20 МПа). Такие системы разработаны в СССР, а также за рубежом всеми
Рис. 2.52. Насос-форсунка системы UFIS (фирма ЮТДС): а — наполнение; б — впрыскивание; в — конец впрыскивания;
1 нагнетающий поршень; 2 — сервопоршень;
3, 4 — управляющие золотники > d3yt S, 7 — пазы, соединяющие пространство над серво-поршием со сливом или с подводом топлива; 6 — электромагнитный клапан; 8 — канал, соединяющий пространство под золотниками 3 и 4\ 9, 10 — канавка и канал, соединяющие надпоршневое пространство с надыгольиой полостью; 11 — канал; А — канал подвода топлива; Б — канал слива топлива
ведущими фирмами. В насос-форсунке, созданной в ЦНИТА (рис. 2.51), топливо дозируется изменением давления на впуске. Насос-форсунка рассчитана на работу при 100 мм3 и ид = -- 2500 мин-1.
В системе UFIS (фирма ЮТДС, США) с гидропроводными пасос-форсунками (рис. 2.52) имеется две раздельных линии питания насос-форсунок: для питания привода сервопоршня (давление 10—20 МПа) и надплунжерного пространства (давление 1,4 МПа), что является некоторым недостатком системы. Впрыскивание начинается при закрытии клапана 6, который имеет электромагнитный привод, запускаемый от электронной схемы. Поршни 1 и 2 различного диаметра нагнетают топливо; золотники 3 и 4 управляют наполнением пространства под поршнем /,
191
Рис. 2.53. Насос-форсунка с гидроприводом и электромагннтно-упр ав-лнемым клапаном фирмы
В км (США)
Рис. 2.54. Насос-форсунка с гидроусилителем: а — такт наполнения; б — такт нагнетания; в — конец подачи;
1 «“ нагнетающий поршень; 2 — сервопоршень; 3 сливной канал; 4 — отсечной канал; б *=> надыгольная полость
а также рабочим и возвратным ходом нагнетающих плунжеров. Система универсальна и разработана для четырехтактных дизелей при Пд 3000 мин"1 с объемами цилиндров, равными 300; 500 и 2400 мм3.
Отличительной особенностью системы фирмы «Р. Бош» является то, что для гидропривода и питания насос-форсунки применяется одно и то же топливо под давлением 15—20 МПа. Система рассчитана на цикловую подачу топлива до ПО мм3 при частоте вращения двигателя 2500 мин-1. В системе были достигнуты давления впрыскивания 100—200 МПа.
192
Фирма ВКМ (США) разработала и начала выпускать топливную систему с насос-форсунками и микропроцессорной схемой рггулирования (рис. 2.53). Отличительной особенностью конструкции является применение аккумулятора в форсунке, в полость которого до начала впрыскивания топливо нагнетается плунжером, имеющим привод от гидропоршня. Это снижает требования к электромагнитному приводу управляющего клапанного устройства, которое выполнено в виде двух шариковых запирающих элементов. Семейство насос-форсунок включает пять типоразмеров и предназначено для дизелей с диапазоном от н =
30 мм8 при Ид = 2250 мин-1 до н = 100 см8 при пя = * 90 мин-1. Максимальное давление впрыскивания 135 Mila. Недостатками системы являются нечеткая отсечка топлива в конце подачи и падение давлений при впрыскивании с уменьшением цикловой подачи топлива.
Фирма «Рикардо» (Ricardo, Великобритания) разработала Насос-форсунку с дифференциальным поршнем (рис. 2.54), в ко-wpoft топливо дозируется так же, как и в системе РТ фирмы «Камминс» (США). В форсунке обеспечиваются близкое к постоянному давление впрыскивания топлива (за счет воздействия пн систему дифференциальных поршней 1 и 2 топлива с постоянным давлением), быстрое прекращение подачи топлива за счет слива его через канал 3, управляющего движением поршня топлива (рис. 2.54, в), и сообщение канала 4 малого поршня с запирающей иглу полостью 5. Форсунка рассчитана на работу при чистоте работы дизеля до 4200 мин-1
Аналогичную по схеме питания форсунке фирмы «Камминс» разработала форсунку также фирма «Лукас САУ». Давление при нагнетании ее достигает 160 МПа. Форсунка имеет электромагнитное управление и электронную схему регулирования, которая обеспечивает двухразовое впрыскивание топлива (первая доза чя 10—15° ПВД до основного впрыскивания). Насос-форсунка предназначена для маломощных дизелей (объем первой дозы соплива составляет 3 мм8, основной дозы — 38 мм3).
В СССР (НПО ЦНИТА) также ведется разработка системы топливоподачи с электронным (микропроцессорным) управлением на основе гидроприводных насос-форсунок, имеющих электромагнитный привод распределительных золотников. Система обеспечивает многопараметрическую оптимизацию процесса топливоподачи и позволяет достигнуть максимальных давлений впрыскивания — до 150 МПа. Проведенный вычислительный эксперимент, а также эксперимент на натурных образцах показали возможность регулирования в широком диапазоне во всем поле рабочих режимов цикловых подач топлива, максимальных давлений и углов опережения впрыскивания.
Системы с иасос-форсунками позволяют осуществить регулирование параметров рв, срв, 0, и для управления форсунками могут использоваться принципиально такие же микропроцессор-
7 Файнлейб Б. И. 193
пые схемы, как и для аккумулирующих систем топливоподачи. Реализация систем с насос-форсунками требует для их установки адаптации конструкций головок дизелей.
Возможны и гибридные системы. В некоторых из них используются традиционные насосы высокого давления, а конец и начало подачи топлива регулируются электромагнитно-управляемыми золотниками. Ведется разработка механических и гидромеханических с электрическим управлением устройств автоматического изменения утла опережения впрыскивания топлива.
Рядом зарубежных фирм («Р. Бош», «Митсубиси Моторе», «Дизель Кики», «Ниппон Денсо») разработаны конструкции рядных многоплунжерных насосов, в которых имеется встроенный механизм изменения хода плунжера до геометрического начала подачи, что позволяет наряду с регулированием цикловой подачи топлива управлять утлом опережения впрыскивания. Это достигается с помощью плунжера, снабженного золотниковым дозатором с электрическим приводом (от соленоида или от шагового электродвигателя), и электронного блока управления с микропроцессором. Недостатком такого способа регулирования является уменьшение давлений впрыскивания с ростом угла опережения, что приводит к некоторому деформированию впрыскивания на номинальном и близких к нему режимах, хотя и повышаются давления при впрыскивании в области низких частот вращения.
В последнее время получила распространение насос-форсунка с механическим приводом плунжера от кулачка с циклически действующим дозатором, имеющим электромагнитный привод и позволяющим регулировать цикловую подачу и угол опережения впрыскивания. В дополнение к упомянутым выше следует отметить систему DDEC фирмы DDA (США), фирм «Катерпиллар» и «Камминс», в которой подача топлива управляется циклически действующим золотником с приводом от соленоида. Обе системы предназначены для грузовых автомобилей мощностью до 300 кВт при частоте вращения коленчатого вала 1700— 2100 мин-1 и обеспечивают давление при нагнетаний топлива до 140 МПа. Топливоподача управляется электронной системой с микропроцессором, обеспечивающим регулирование цикловой подачи и утла опережения впрыскивания во всем поле рабочих режимов по заданной программе, а также реализует другие сервисные операции по управлению двигателем и его защите. В системе фирмы «Катерпиллар» используется модернизированный электронный модуль РЕЕС, используемый также для управления подачей топлива в системах с многоплунжерными насосами.
Дальнейшее развитие и совершенствование систем, оптимизирующих процесс топливоподачи по жестким программам, могут привести к созданию адаптивных систем, которые осуществляют оптимальное управление работой дизеля по заданной целевой функции (минимальному эксплуатационному расходу топлива,
194
максимальной производительности и др.) при задаваемых многообразных ограничениях и условиях. Реализация таких систем 1ргбует разработки специальных программных средств совершен-мкования применяемых микропроцессоров с повышенными быстродействием и объемом оперативной памяти и создания системы надежных функциональных датчиков.
1.0. СПЕЦИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ И
КОНСТРУКЦИИ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
Аппаратура для многотопливных дизелей. Указанная аппаратура должна обеспечивать работу дизелей на легких топливах нефтяного происхождения. При этом в соответствии I ГОСТ 17794—74 изменение мощности многотопливных дизелей должно быть незначительным и должны сохраняться высокий ресурс и пусковые свойства. Согласно ГОСТ 21633—76, специальные устройства должны «обеспечивать сохранение массовой подачи топлива в условиях эксплуатации с допуском до 5%. Насосы должны сохранять неравномерность подачи топлива согласно ГОСТ 10578—74, иметь проточную систему подвода топлива. Конструкция насосов должна быть пожаро- и взрывобезопасной.
Температура топлива на входе в насос в летнее время при tB - 30-4-40 °C может достигать 70—100 °C. Вследствие этого при работе дизеля на бензине в питающем топливопроводе возникают паровые пробки, которые могут приводить к нестабильной рнботе топливной аппаратуры и затруднять запуск двигателя после остановки. Чтобы избежать этого, в систему вводится специальный электроподкачивающий агрегат, который обычно уста-иивливают в баке, и перед пуском дизеля давление топлива на всасывании основной помпы повышают до 0,01—0,05 МПа. Предусматривается также ряд дренажных отводов топлива в бак из верхних точек элементов системы для удаления образующегося паря. На линии питания насоса давление топлива увеличивается до 0,2—0,3 МПа.
Для уменьшения утечек бензина в корпус насоса применяется помпа с прецизионным поршнем. Исключение утечек через плунжерную лару достигается двумя способами: сбором просачивающегося топлива в канавке втулки и дренажированием его в наполнительные отверстия втулки (рис. 2.55, а); подводом масла к цилиндрической направляющей плунжерной пары.
Для сохранения массовой подачи применяются регулируемые упоры (рис. 2.55, б и в), а также автоматические корректоры подачи топлива, которые могут реагировать на изменение вязкости н плотности топлива (рис. 2.55, г). Последние имеют более сложную конструкцию, включающую в себя поплавковый механизм.
В вязкостных автоматах поршень, управляющий положением упора, находится под воздействием перепада давления, изменяющегося при протекании топлива различной вязкости через не-
7*
195
Рис. 2.55. Элементы систем многотоплнвных дизелей:
а •— плунжерная пара в дренажированием топлива: А — топливо; Б — масляниЙ затвор; 1 — питающая полость; 2 — канавка;
б — передвижной упор хода рейкн; 1 — прн работе на бензние; 2 — при работе на дизельном топливе;
а — упор положения осн регулятора дизеля ЯМЗ-238М: 1 — рычаг; 2, 3 — упоры; 4 — болт с гайкой: 1 — положение прн работе на дизельном топливе; II — положение при работе на бензине;
в — корректор вязиозти топлива; 1 — щель; 2 — золотник; 3 — игла;
4 — ограничитель рейкн; 6 — тяга н рейке
большой зазор, где течение жидкости ламинарное. В зависимости от типа камеры сгорания и степени сжатия дизеля при переходе на бензин приходится с целью уменьшения жесткости процесса сгорания либо уменьшать угол опережения впрыскивания (например, у дизеля ЯМЗ-236), либо увеличивать его при больших периодах индукции. Поэтому муфта, соединяющая приводной вал двигателя с кулачковым валом насоса, должна быстро изменять угол опережения при переходе на другое топливо. Для снижения жесткости процесса сгорания используется аппаратура, позволяющая управлять начальным периодом процесса сгорания.
196
Наряду с топливами облегченного фракционного состава в дизелях начали применяться топлива расширенного утяжеленного фракционного состава (см. табл. 1.17). Основная проблема, возникающая при их использовании, - это повышенная вязкость, ухудшающая распиливание топлива и вызывающая выпадение парафина при положительных температурах окружающей среды. Парафин закупоривает питающий тракт и топливные фильтры, в связи с чем требуется подогрев всего питающего гракта путем включения в систему специальных подогревателей.
С целью улучшения распыливания увеличивают давление нагнетания топлива до 100—120 МПа и выше. С этой же целью возможно растворение в топливах газов или воздуха, что достигается смешением топлива с воздухом на линии питания насоса и последующим сжатием топливовоздушной смеси или растворением воздуха в топливе в сосуде при повышенном давлении х.
Аппаратура для альтернативных топлив. Из известншх альтернативных топлив наиболее близки к промышленному применению спирты (метанол) и сжатые газы. В связи с плохой воспламеняемостью спиртов аппаратура, в которой они используются, обеспечивает подачу в цилиндр спирта в качестве основного топлива и запальной дозы дизельного топлива. Спирт может впрыскиваться непосредственно в цилиндр дизеля на такте сжатия или подаваться с воздушным зарядом, с которым предварительно он смешивается во всасывающем коллекторе. Возможно использование для этого пленочно-испарительных систем питания. В системах двойного питания необходимо применять сложные регуляторы подачи топлива, обеспечивающие необходимые соотношения между подачами топлив при работе дизеля на различных режимах. Учитывая повышенную химическую активность спиртов, следует подбирать для деталей топливной аппаратуры специальные материалы и покрытия.
В газовом дизеле питание двигателя осуществляется готовой газовоздушной смесью, а для ее воспламенения в цилиндр впрыскивается небольшая (15—20% от общей подачи) доза жидкого дизельного топлива. Для осуществления работы дизеля по газожидкостному циклу необходимо оборудовать его смесителем газа с воздухом. Впрыскивающий насос должен работать на малых подачах с допустимой (3—6%) степенью неравномерности. Регулятор насоса кинематически связывают с воздушной заслонкой смесителя. При употреблении сжиженных газов перед газовым смесителем устанавливается испаритель, подогреваемый охлаждающей водой.
Аппаратура, позволяющая управлять начальным периодом процесса сгорания., Способы управления начальным периодом топливоподачи с целью снижения жесткости горения весьма многообразны. В СССР эта идея была апробирована впервые еще
Л. с. 286404 и 289215 (СССР).
197
в 1930-е годы [56]. В последние годы были проведены значительные исследования отечественными и зарубежными авторами и предложено большое количество конструктивных решений. Их можно разделить на три группы [56]:
1) управление передним фронтом характеристики впрыскивания при едином непрерывном процессе подачи топлива — ступенчатое впрыскивание; возможна ступенька в изменении давлений впрыскивания (рис. 2.56, а, кривая /) или пологое протекание фронта давлений за счет специальных конструктивных мероприятий (рис. 2.56, а, кривая 2);
2) разделение впрыскивания топлива на вспомогательное, предшествующее основному, и основное (рис. 2.56, а, кривая 3);
3) подача первой дозы в цилиндр через всасывающий тракт в распыленном виде или паровой фазе и впрыскивание основной дозы топлива в цилиндр через форсунки (двухстадийная или двухфазная подача топлива); при этом возможна подача в период первой и второй фазы одного и того же топлива и вариант, когда в коллектор подаются другие виды топлива, например бензин или спирт.
В первом случае ограничивается количество топлива, подаваемого в цилиндр за период индукции; во втором и третьем — уменьшается период индукции при горении основной дозы топлива.
Многолетние усилия в области создания ТА для управления впрыскиванием с целью воздействия на горение до настоящего времени не привели к применению такой аппаратуры на АТД. Это объясняется тем, что не была создана система, удовлетворяющая совокупности следующих требований при ее использовании: сохранения высоких экономических показателей дизеля, оптимизации впрыскивания в широком диапазоне частотных и нагрузочных режимов работы, возможности воздействия на горение при работе на одном типе топлива, высокой надежности и долговечности, небольшого увеличения трудоемкости изготовления, обеспечения идентичности впрыскиваний в различные цилиндры дизеля.
В системах двухфазного питания подача части топлива в питающий трубопровод может приводить к потерям топлива в пе-рид продувки, что снижает экономичность дизеля. Особенно этот недостаток проявляется в дизелях с наддувом.
С внедрением дизелей с повышенным наддувом и созданием адиабатных дизелей период индукции существенно уменьшается и актуальность реализации управляемого впрыскивания сни-г жается при работе на дизельном топливе (ступенчатое впрыскиы вание может оказаться полезным). Для безнаддувных дизеле! (особенно для малотоксичных модификаций), а также для многом топливных дизелей при работе на альтернативных топливах управ* ление впрыскиванием эффективно. g
Наиболее характерными способами получения ступенчаты! характеристик впрыскивания являются подбор гидравлической
198
<8
Рнс. 2.56. Параметры н элементы ТА, управляющей процессом сгорания:
а — типы характеристик впрыскивания;
б — гидравлические характеристики штифтового распылителя da = 2,0 мм, обеспечивающего ступенчатую характеристику впрыскивания; / _ д ,= 2,06 мм, F = 1,3 мм, Л1 = 0,149 мм; 2 — А = 2,26 мм, F = 1,5 мм, Л4 = 0,349 мм; 3 — А = 2,56 мм, F =» 1,8 мм, Л! = = 0,649 мм;
в — упругий толкатель; 1 — плунжер; 2 — шток; 3 — шайба; 4 — тарельчатая пружина;
а — плунжерная пара с промежуточной отсечкой топлива; д — ступенчатые характеристики впрыскивания, полученные при работе с упругим толкателем
Рис. 2.57. Зависимость удельного расхода топлива от показателей, характеризующих жесткость процесса сгорания при ступенчатом впрыскивании (дизель ЯМЗ-236, пд = = 2100 мии-1, pt — 0,9 МПа)
характеристики штифтового распылителя (рис. 2.56, 6); уменьшение скорости плунжера в первоначальном этапе подачи топлива вследствие применения упругого пакета толкателя (рис. 2.56, в, д) [56]. Характеристика, представленная на рис. 2.56, а (участок 2), может быть получена выбором закона изменения скорости плунжера.
На рис. 2.56, г изображена конструкция элемента ТА, позволяющая осуществить двухразовое впрыскивание топлива. В плунжерной паре предусматривается промежуточная отсечка топлива, которая производится при совпадении канавки на плун-
жере с отверстием во втулке.Может использоваться двухвыступный кулачковый профиль. Ступенчатое впрыскивание с оптимизированными параметрами позволяет существенно снизить жесткость (рис. 2.57). Чем меньшее gt и меньшую жесткость горения мы стремимся обеспечить, тем больший эффект дает система. При работе на бензине эффект применения ТА с упругими толкателями уменьшается. Эффек-
тивно применение ступенчатого впрыскивания на дизелях с наддувом (рис. 2.58).
Рис. 2.58. Показатели рабочего процесса дизеля ЯМЗ-238 с наддувом при обычном (—) и ступенчатом (----) впры-
скивании
200
Рис. 2 59. Зона воспламенения юрючеи смеси в зависимое!!! oi и 6Д (дизель ЯМ 3-236)
При двухразовом впрыскивании в период, предшествующий подаче основной дозы топлива, первоначально поданная запальная доза проходит в цилиндре несколько стадий предпламенных процессов, в результате которых к моменту впрыскивания основной дозы образуются промоторы — активные продукты, инициирующие се воспламенение с малыми периодами индукции. В качестве промежуточных активных продуктов могут образоваться карбоксильные соединения, органические перекиси, формальдегид, активные радикалы и др. Способность промоторов инициировать процесс воспламенения зависит от их концентрации, концентрации самой горючей смеси и от температуры в зоне воспламенения.
Инициирующая роль предварительно поданной порции топлива подтверждается экспериментальными исследованиями (рис. 2.59) |56|. При Уц = 15-4-25 мм8, соответствующем предварительной дозе топлива при двухразовом впрыскивании, воспламенения при пд = 2100 мин-1 и углах опережения 60—80° вообще не наступает. При уменьшении пя величина 6Д, выше которой воспламенение топлива отсутствует, имеет еще меньшие значения и при пд = 1200 мин-1 снижается до 30—50°. Это объясняется тем, что в связи с увеличением времени, отводимого на смесеобразование* (с уменьшением rej, топливо успевает испариться и образовать гомогенную и достаточно однородную по составу горючую смесь, по своим концентрационным характеристикам находящуюся за пределами границ воспламенения. При одноразовом впрыскивании бензина в связи с лучшей его
201
Рис. 2.60. Зависимость параметров рабочего процесса дизеля ЯМЗ-236 (мд — 2100 мин"4) от угла 01 впрыскивания первой дозы при двухразовом впрыскивании топлива
Ц
оптималь-
испаряемостью и большей склонностью к образованию гомогенных однородных смесей границы самовоспламенения перемещаются в область больших и меньших 0.
Имеется ная область значений 0! = 304-80° (рис. 2.60), в которой наблюдается полезное воздействие вспомогательной дозы топлива на рабочий процесс дизеля. В этой зоне уменьшаются значения gt с одновременным снижением жесткости. При дальнейшем увеличении 01, вплоть до подачи топлива на такте впуска, основные показатели рабочего процесса существенно ухудшаются, и только при подаче первой дозы в начале впуска — в конце выпуска они несколько улучшаются .
Путем варьирования параметрами топливной аппаратуры (рис. 2.61) можно управлять приведенным коэффициентом динамичности впрыскивания а0. и. С уменьшением угла опережения подачи первой дозы 0Т (рис. 2.61, а) увеличивается период индукции и ап. и растет за счет увеличения объема испарившегося топлива, поданного за основной период впрыскивания оп> И1, хотя количество испарившегося топлива аЦИ1 (от поданной пер вой дозы топлива) несколько уменьшается. Со снижением вели чины УЦТ1 (рис. 2.61, б) падает до определенного значения Уцт (18—15%), а затем растет вследствие увеличения (pt и соответственно оп. и,.
С ростом интенсивности впрыскивания основной дозы топлива наряду со снижением жесткости горения уменьшаются удельные расходы топлива. Это объясняется более глубоким проникновением струи топлива в пространство камеры сгорания, вплоть до достижения стенок камеры за период При оптимизированном двухразовом впрыскивании необходимо стремиться к увеличению 202
скивания оц> и от параметров впрыскивания: а — от 6г; б — от
• норости нарастания давлений в переднем фронте характер ис- ики впрыскивания основной дозы топлива, что позволяет сни-шть жесткость горения при сохранении высокой топливной экономичности, присущей дизелям с неразделенными камерами сгорания.
На рис. 2.62—2.64 представлены индикаторные диаграммы при обычном и оптимизированном двухразовом впрыскивании »।(ответственно для дизелей Д-144, Д-240 и ЯМЗ-236, а на риг. 2.65 — характеристики рабочего процесса дизеля ЯМЗ-236 при работе с обычным и оптимизированным двухразовым впры-। пинанием. При обычном впрыскивании наблюдается отчетливый переход от сжатия к горению, а при оптимизированном двухра-юном впрыскивании — плавное изменение давлений. При обоих i пособах подачи топлива и положении поршня, соответствую-|цяго положению коленчатого вала — ±3° от ВМТ, выделяется примерно равное количество теплоты « 40%), что характеризует равенство эксергий тепла и равноценную топливную эко-
16° 20° 22°
ААЛА
8° 10° 12° /4°
Риг 2.62. Индикаторные диаграммы дизеля Д-144 (ВТЗ) прк работе со штатной ТА (а, в) и с ТА, осуществляющей двухразовое впрыскивание (б, г); n„ =
1600 мин-1; Ne = 37,9 кВт (а, б); Ne = 43 кВт; пд = 2000 мки-1 (в, г)
203
комичность. При двухразовом впрыскивании несколько больше потери от несвоевременности выделения тепла (% = 0,79; 0,88), но меньше потери на теплопередачу (%4 = 0,92; 0,88). При двух-разовом впрыскивании = 2ч-4°, а при обычном — 12—14° соответственно, <рн. в — 124-18° до ВМТ и 2—5°, D снижается при управляемом впрыскивании до 6—13 (15—25 при обычном), (dp/d<p)max уменьшается с 0,8—1 МПа на 1° до 0,4 МПа на 1°, выброс NOX уменьшается от 16 до 8 г/(кВт-ч), а уровень звука — на 6—10 дБ (в области частот 600—6000 Гц). Эффективность оптимизированного по параметрам двухразового впрыскивания сохраняется при работе на бензине.
При двухфазовой подаче с увеличением дозы топлива GTl, подаваемой в питающий трубопровод, уменьшается период индукции при воспламенении основной дозы топлива, что приводит к снижению жесткости горения (рис. 2.66). Увеличение первой дозы эффективно до определенной величины, после чего жесткость горения снова увеличивается. Эта величина уменьшается со снижением частоты вращения и увеличением степени подогрева топлива.
По мере увеличения GT1 наблюдается рост Ухудшение топливной экономичности при подаче части топлива в питающий трубопровод вызвано уменьшением дальнобойности струй при впрыскивании уменьшаю
Рис. 2.63. Индикаторные диаграммы дизеля Д-240 (лд = 2200 мни"1); а, б — насос УТН-5; д,е — насос НД21/4; а, б, д, е — одноразовое впрыскивание; в, г, ж, в — двухразовое впрыскивание; а, в, д, ж — Ne~ 62,5 кВт;
б, г, е, з — Ne = 16,2 кВт
щихся основных доз топлива, потерями смеси в период продувки, а также стеканием сконденсировавшегося
Рис. 2.64. Индикаторные диаграммы дизеля ЯМЗ-236 при обычном (а) и двухразовом (б) впрыскивании
204
€
T^0,6 220C0.5
р.МПо
f&x< №06 0,3 Ш), SOO.
20
0,4
Ю О Ю
ZSS)?A;
0,2
0.1
Q04 0,03
0,02
OOf
1600
120003
BOO
400 67l?or
0.S
0,4
М&'ЯООО
0.07 •O.OS '005 10,04 W.03
0.20,02
Рис. 2.65. Характеристики рабочею процесса дюзеля ЯМЗ-236: a — при обычном впрыскивании; б — при он шмизироваииом двухразовом впрыскивании; в — кривые тепловыделения при серийной ТА и при двухразовом впрыскивании
20 Ю
Р,МПа
20 ‘Ki О 10 20 SO
топлива в виде пленки по гильзам цилиндра в картер дизеля. В связи со значительным подогревом воздушного потока (до 100 °C) уменьшается коэффициент наполнения дизеля. При легких топливах в меньшей степени растут значения gt с увеличением бГ1. Это объясняется уменьшением конденсации паров топлива, оседающих на холодных стенках цилиндра и стекающих в картер дизеля.
Форсунки с гидравлическим запиранием иглы. Вследствие гидравлической центровки иглы форсунка может работать в увеличенными зазорами в паре игла — корпус распылителя. Возможно запирание иглы и пружиной и топливом. Управляя уровнем давления топлива в полости над иглой форсунки, можно создавать оптимальное давление открытия иглы распылителя при работе системы в широком диапазоне режимов. Повышение давления запирания иглы является одним из эффективных средств увеличения давления впрыскивания топлива и одним из путей реализации ТА с предварительным, перед нагнетающим ходом плунжера, созданием давлений в нагнетательном тракте системы.
Недостатком системы является ее повышенная сложность, связанная с необходимостью подпитки форсунок и нагнетатель-205
Рис. 2.66. Зависимость параметров рабочего процесса дизеля ЯМЗ-236 при двухстадийной подаче топлива от первой дозы топлива, подаваемого в коллектор дизеля
ного трубопровода с помощью Автономного источника давления топлива для обеспечения нормальных условий подачи топлива, особенно на пусковых режимах.* Облегчения решения этой задачи можно достигнуть используя часть нагнетающего хода плунжера, для чего в нагнетающую секцию вводятся дополнительные каналы, а в узел плунжера — распределительные кромки.
Аппаратура с беспрецизиониыми элементами. Наличие прецизионных элементов повышает стоимость ТА и предъявляет высокие требования к очистке топлива. Поэтому непрерывно ведутся поисковые работы по созданию таких конструкций и способов распыливания, в которых можно' исключить прецизионные элементы. Рассмотрим некоторые из них.
1. Для уплотнения полостей высокого давления в насосных эле
ментах применяются мембраны (рис. 2.67, а) или армированные резиновые манжеты (рис. 2.67, б). В первом случае дозирование топлива осуществляется отсечкой его плунжером, во втором — с помощью клапана, управляющего отсечкой топлива в начале подачи. Момент начала активного хода устанавливают с помощью рейки, имеющей наклонный скос. Конец активного хода в этой системе определяют остановкой плунжера. Подобные элементы могут быть использованы для уплотнения полостей форсунок.
2. Для распыливания топлива может быть применена энергия перетекания воздушного заряда в камере сгорания цилиндра дизеля (рис. 2.67, виг). Исследования подтвердили возможность работы дизеля с такой системой в диапазоне частот вращения вала дизеля 1600—8000 мин"1.
3. На рис. 2.67, д представлена схема топливной системы для впрыскивания топлива за счет энергии, выделяющейся при гидравлическом ударе жидкости. Поток жидкости в трубопроводах 5 и 12 прекращается с закрытием клапана б. Образующаяся при этом в камере волна давления перемещается по трубопроводу 8 к распылителю 9.
4. Для распыливания топлива может быть использован элек-трогидравлический эффект (рис. 2.67, е). Искровой разряд от высоковольтного источника порождает в жидкости волну повышенного давления, энергию которой можно использовать для впры-206
Рис. 2.67. Схема бесиреиизионных юиливных систем:
а — насос с мембранным уплотнением: / — плунжер; 2 — мембрана; А — полость высокою давления рабонем жидкости; В — полость вспомогательной жидкости;
б — насос с манжетным уплотнением: 1 — плунжер; 2 — рейка; 3 — нижняя манжета;
4 — толкатель; 5 — верхняя манжета;
в — схема беэнасосного впрыскивания о боковым расположением форсунки; / —. форсунка; 2 — камера сгорания; 3 — поршень;
г — схема беэнасосного впрыскивания с центральным расположением форсунки: 1 — распылитель; 2 — клапан; 3 — поршень:
д — схема гидроударпой системы: / — бак; 3 — насос; 4 — фильтр; 5, 2, 12 — циркуляционный контур; 6, 7— клапана; 8 — трубопровод высокого давления; 9 — распылитель; 10 — шток клапана; И — кулачок; 13 ~ предохранительный контур;
е — схема электро гидравлической форсунки: 1 — центральный электрод; 2 — изолятор: 3 — корпус; 4 — электрод; 5 — клапан эанорный; 6 — распылитель
скивапия топлива. Топливо можно также распиливать с помощью ультразвуковых колебании. В этом случае вибратор, генерирующий колебания, помещается у соплового аппарата-распылителя.
Глава 3
АВТОМАТИЗИРОВАННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
3.1. СИСТЕМА АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Общие сведения. Системы автоматизированного проектирования (САПР) позволяют существенно повысить темпы научно-технического прогресса, сэкономить трудовые ресурсы высококвалифицированных специалистов, создать в короткие сроки новые конструкции с высокими технико-экономическими показателями, а также способствуют унификации изделий и их элементов. САПР ТА АТД разрабатывается в ЦНИТА с 1983 г., и ведутся работы по ее развитию.
Процесс проектирования с помощью САПР характеризуется следующими отличительными особенностями. На основе разработки весьма сложных математических моделей и алгоритмов, с тем или иным приближением описывающих реальные процессы и автоматизацию их решения на высокоскоростных ЭВМ, появляется возможность в существенной степени повысить эффективность аналитического проектирования. Реализация на ЭВМ оптимизационных моделей и методов позволяет в больших масштабах оперативно проводить вычислительный эксперимент и с достаточной достоверностью прогнозировать параметрические и конструктивные решения. Это способствует существенному уменьшению объема доводочных экспериментальных работ с натурными образцами изделий на стендах и в эксплуатации, а также сокращению графических работ, связанных с корректировкой технической документации по результатам доводочных экспериментальных исследований. Хотя отрасль производства ТА относительно консервативна (сменяемость выпускаемых моделей осуществляется один раз в 10—15 лет и более), эти преимущества САПР также актуальны и для ТА. Объясняется это тем, что на ее доводку затрачивается до 70—80% времени и трудовых затрат от всего объема НИР и ОКР по созданию новых конструкций, а стоимость собственно графических работ составляет всего 20— 30%.
Путем отображения графической информации (чертежа детали) аналитическими символами можно при реализации САПР автоматизировать также процесс изготовления чертежа детали или изделия. Это позволяет исключить рутинный труд проектиров-
208
Шика и существенно снизить трудоемкость графического проектиро-1Н1$. В зависимости от возможностей программно-технического индекса осуществляется различная степень автоматизации греческих работ. Возможны два качественно различающихся уровня гоматизированного выполнения графических процедур: реали-щя| плоской двухмерной и объемной трехмерной графики. 1[лаская графика предусматривает следующие технологии вы-ннейия графических процедур, характеризуемые различной сте-1ью автоматизации: изготовление чертежа по эскизу конструк-Н1, вводимого в программно-технический комплекс; использо-ше для выпуска технической документации предварительно Шенной в программно-технический комплекс типовой техникой документации; автоматическую корректировку на про-1ммно-технический комплекс на основании результатов рас-71 введенной технической документации с выдачей твердой ши чертежа.
Трехмерная графика основана на синтезировании с помощью ip и (личного рода объемных примитивов пространственного трехмерного образца детали, узла, изделия и автоматизированном получении на- этой основе методом декомпозиции необходимых алиментов чертежей (проекций, видов сечений и др.) [28]. Для р* шизации трехмерной графики требуются более мощные промино-технические комплексы. Структура САПР должна по-1ять постепенно и поэтапно по мере совершенствования про-лмно-технических комплексов реализовать последовательно »женные технологии проектирования изделий ТА.
[ля эффективного функционирования САПР должна иметь литое информационное обеспечение с банками данных по чно-технической, патентной и другой информации, управляе-специальными системами (СУБД).
Компоненты обеспечения САПР ТА АТД. Для эффективного кционирования САПР создаются ее обеспечения: техническое, । раммное, лингвинистическое, информационное, организа-!ное и др. В соответствии с ГОСТ 23501.201—85 техническое |юграммное обеспечения образуют единые программно-техни-;ие комплексы. Технические средства САПР состоят из соб-ино вычислительных устройств — процессоров (ЭВМ раз-юй мощности), периферийных устройств ввода-вывода инфор-ни (УВВИ), отображения информации, непосредственно вос-нимаемой человеком (графические дисплеи, графопострои-I, алфавитно-цифровые печатающие устройства и др.), хра-1Я информации на внешних запоминающих устройствах (ВЗУ), .жже других вспомогательных устройств [28].
1рименение программно-технических комплексов САПР пошет решить следующие задачи:
ввод исходных данных, описывающих объект проектирования, Ижим его работы, а также алгоритма и программы преобразова-Ннн исходных данных;
209
преобразование информации — изменение формы представления исходных и промежуточных данных, кодирование их и/перекодировка при необходимости, трансляция из одного вида в другой, выполнение логических и арифметических операций (и др.;
отображение введенной, а также преобразованной информации с целью ее контроля и корректировки на различных стадиях про-, цесса проектирования;
хранение различной информации;
отображение итоговых и промежуточных результатов выпол*| нения аналитических или графических процедур;
оперативное общение проектировщика (пользователя) с программно-техническим комплексом в процессе решения задачи — реализация диалога между ними.
Основной характеристикой технических средств является их производительность, которая характеризуется скоростью обработки и ввода-вывода информации. Производительность процессора оценивается количеством операций, выполняемых в секунду. На производительность ЭВМ влияют разрядность машины и обрабатываемых слов (8 битов образуют байт, или машинное слово); возможности осуществления операций с плавающей или фиксированной точкой; виды выполняемых операций; сложность и качество программных средств и др.
Важной характеристикой ЭВМ является емкость оперативных запоминающих устройств (ОЗУ), определяющих сложность выполняемых программ и решаемых задач. Емкость ОЗУ, а также ВВУ оценивается в байтах, килобайтах, мегабайтах и т. д.
Эффективность технических средств зависит также от пропускной способности подсистемы ввода-вывода информации и обмена ею между ЭВМ и периферийными устройствами. Она измеряется максимальным количеством единиц информации, переданных через подсистемы ввода-вывода за единицу времени.
Основные характеристики ЭВМ, применяемых в САПР, представлены в табл. 3.1, характеристики графопостроителей — в табл. 3.2, а графических дисплеев — в табл. 3.3.
Для решения задач в САПР ТА АТД могут применяться ЭВМ средней и малой производительности, а также микроЭВМ и персональные компьютеры (табл. 3.4 и 3.5). В СССР выпускаются для целенаправленного использования в САПР управляющие вычислительные комплексы АРМ2.
Программное обеспечение САПР ТА АТД сформировано как составная часть программно-методического комплекса, который включает в себя также описание физических и математических модулей и другие методические документы, необходимые для функционирования САПР. Программное обеспечение делится на общесистемное и базовое. Общесистемное программное обеспечение в совокупности с операционной системой формирует операционную среду, с которой взаимодействует прикладное программное обеспечение.
210
Таблица 3.1. Основные характеристики ЭВМ
- - - - — Тип ЭВМ Производительность, млн опера цн й/с Разрядность машинного слова Емкость ОЗУ, Мбайт (Кбайт)
Средняя «Максимальная
СуперЭВМ: Супер-205 420 800 64
Крей X—МР 100 200 64 64
ЭВМ высокой производи- ( Тельности: ПС-2000 50—200 24 6
«Эльбрус-2» 12—120 — 32 4,5
ПС-3000 1-30 — 32 8
IBM-3081 14 — 32 32
ЕС 1066 5 12,5 32 16
ЕСЮ65 3,2—6 — 32 16
ЕС1061 2 32 8
ЭВМ средней производительности: ЕС1955М 0,45 32 4
ECI046 1,2 — 32 8
ЕС1036 0,4 — 32 4
Супермини-ЭВМ: УАХ11/780 1,1 32 8
СМ-1700 0,3 1,0 32 5
Соисер 32/87 4 32 —
Мини-ЭВМ: Электроника 79 3 16 4
СМ-1420 0,075 0,226 16 2
Электроника 100—25 0,14 0,8 16 (256)
СМ-4 0,13 0,8 16 (256)
СМ-1210 1 16 4
СМ-2М — 0,5 16 (256)
СМ-3 0,06 0,2 16 (64)
МикроЭВМ: Электроника 60—1 0,13 0,8 16 (256)
СМ-1800 ' * 0,5 8 (64)
Электроника МС121 — 0,25 16 (64)
СМ50-60 —' 0,15 16 (128)
Искра 226 — 0,1 16 (128)
Персональные ЭВМ: Электроника 85 . 0,5 16 2
Электроника НЦ—80-01Д — 0,5 16 .(66)
Агат 0,3 8 1128)
211
Т а б л иц а 3.2. Характеристики графопостроителей
Параметр ЕС7051 (планшет) ЕС7052 (рулон) ЕС7053 (рулон) АП-7251 (планшет) АП-7252 (рулон) ЭМ-7022 (планшет) ЭМ-732 (планшет)
Максимальная скорость вычерчивания, мм/с 50 200 150 100 250 250 300
Минимальный шаг, мм 0,05 0,1 0,05 0,05 0,05 0,1 0,025
Размер рабо- 1000Х 380X 730X 1189Х 594X 1200Х 1200Х
чего поля, мм X 1200 Х600 X 1600 Х841 Х420 X 1600 X 1600
Число пишущих устройств 3 3 3 3 3 1 4
Таблица 3.3. Параметры графических дисплеев
Параметр устройства ввода графической информации ЭМ-709 «Гарии-2» ЭМ-719Б ЭМ-729А
Размер рабочего поля, мм 900Х 1200 1030X740 1500Х 1100 300X300
Погрешность выдачи координат, мм ±0,2 ±0,5 ±0,125 ±0,0248
Производитель ность, тыс. точек/ч 1 4 2 4,5
Метод считывания 4 Опт ико-механический Индукционный
212
Таблица 3.4. Технические характерастга персовальяых ЭВМ отечесгневного рмзвожтва
Модель Элементарная база (процессор) Быстродействие, тыс. оп./с Емкость, Кбайт Системное программное обеспечение Внешний накопитель Устройство отображения информации
ОЗУ ПЗУ Адресуемая память
ДВК-2М; МС 0501.02 К1801ВМ1 500 56 8 64 ОС ДВК; языки: Ассемблер, Фортран, Бейсик НГМД Э-6022 15ИЭ-00-013.1
ДВК-3; МС 0502 К1801ВМ2 1000 56 '8 64 ОС ДВК; языки: Ассемблер, Бейсик, Фортран, Паскаль НГМД Э-6021 МС 6105.03
ДВК-ЗМ2 К1801ВМ2 1000 56 8 64 То же НГМ Э-6021 МС 6105.01
«Электроника 85»; МС 0585 К1811; К1818 600 512 16 4096 ОС: Прос, Фобос 2; языки: Бейсик, Фортран, Паскаль, Макро, Модула-2 НГМД (2Х 400 Кбайт); НМД Винчестер (5-10 Мбайт) МС 6105.02 (960Х X 240 точек)
Электроника БК-0010 К1801ВМ1 500 Пользователя 32 64 Системные программы Бытовой кассетный магнитофон Бытовой телевизор (1600 символов)
ЕС-1840 К1810ВМ86 • 800 256 32 640 Микро-86, Альфа-ДОС, языки: Бейсик, Паскаль, Фортран, Сн НГМД (133 мм, 2X360 Кбайт) Дисплей (монохромный монитор), до 2000 символов, до 640X Х200 точек
J2 Продолжение табл. 3.4
Модель Элементарная база (процессор) Быстродействие, тыс. оп./с Емкость, Кбайт Системное программное обеспечение Внешний накопитель Устройство отображения информации
ОЗУ ПЗУ Адре-суем а я память
СМ-1810 К1810ВМ86 800 512 64 До 4 Мбайт ДОС 1810, Микрос-86, БОС-1810; языки: Бейсик, Фортран, Паскаль, Си НГМД (133 мм, 2Х 360 Мбайт) Дисплей, до 2000 символов; различные варианты графических адаптеров
Нейрон-И-66 640: 320X 200 К1810ВМ86 800 256 64 640 Ненрон-ДОС1; Нейрон-ДОС2 НГМД (133 мм, 2X260 Кбайт) Дисплей (монохромный монитор) ДО 2000 символов, до 640Х Х200 точек
АГАТ 6502 (США) 200 32 16 64 • ДОС; язык Бейсик НГМД ЕС-5088 Дисплей (монохромный монитор), 2048 символов, 256 x 256 точек; возможен цветной монитор
Корвет КР580ИК80А 600 64 32 64 МикроДОС; языки: Бейсик, Рапира, Паскаль НГМД (133 мм, 2x360 Кбайт) Дисплей (монохромный монитор) 2048 символов, до 512X256 точек; возможен цветной монитор
215
Табляпг 3.5. Теопмесхяе хжракте^нетгкк аерсам—mwt ЭВМ страя СЭВ
Модель, страна Аналог Микропроцессор Емкость, Кбайт ВЗУ Дисплей Программное обеспечение
Операционные системы Языки программирования
ОЗУ ПЗУ
Правец 82, НРБ Арр1е-2 6502 48—64 12 НГМД, 2Х 140 Кбайт Черно-белый, цветной, текстовой режим, 24х 40, с дополнительным модулем 24 X X 80 символов; графн-ка до 15 цветов, до 280X 192 точек DOS; ИС; SDP; СР/М-80 Бейсик, Паскаль, Фортран, Кобол, Ассемблер, Макроассемблер для 6502 и 8080/80
ИЗОТ 1031С, НРБ — К 580 64 НГМД, ЕС-5088 Монохромный монитор, до 1920 символов; графика до 640Х 200 точек СР/М-80 f Ассемблер, Бейсик, Фортран, Паскаль
ИЗОТ 1036С, НРБ IBM PC K1810 128— 640 40 НГМД, 133 мм, 2X 360 Кбайт Монохромный монитор, до 1920 символов; графика до 640X 200 точек ДОС ПК; Микрос-86 Бейсик, Ассемблер, Паскаль, Кобол
Правец 16, НРБ IBM PC 8088 512 НГМД, 133 мм, 2X360 Кбайт Монохромный монитор, до 1920 символов; графика до 640Х 200 точек PCDOS; MSDOS; СР/М-86 Предмет дополнительной поставки
ИЗОТ 1037С, НРБ IBM PC K1810 640 До 64 НГМД, 133 мм, 2X360 Кбайт Монохромный монитор, до 1920 символов; графика до 640Х 200 точек ДОС ПК; МИКРОС-86 Бейсик, Ассемблер, Кобол, Фортран, Паскаль, Сн, Кобол
КЗ
<75
Продолжение табл. 3.5
Модель, страна Аналог Микропроцессор Емкость. Кбайт ВЗУ Дисплей Программное обеспечение
ОЗУ ПЗУ Операционные системы Языки программи ровання
СМ-1910-2С, ГДР — К1810 128— 640 — 10 Мбайт Графический, 640Х Х400, 1920 символов SCP 1700 (СР/М 86); MRT 1700 (RMX-86) Бейсик, Фортран, Паскаль, Кобол
СМ-1910-2, ГДР — К1810 128 — Два внешних накопителя, |33— 203 мм (НГМД) Графический, 640 Х400, 1920 символов ОС 1620 (СР/М); ОС 1700 Бейсик, Фортран, Паскаль
Роботрон 1715, ГДР — L’880 64 2 2 НГМД, 133 или 203 мм Квазиграфические символы, 1920 символов SCP (СР/М) Паскаль, Бейсик, МАВ 1520
VT-16 с НМД «Винчестер», ВНР — — -— 128 НГМД, 133 мм, 2X1 Мбайт; НГМД и НМД «Винчестер», 5 или 10 Мбайт .Монохромный монитор, 1960 символов ОРМ; СР/М; MSDOS; СР/М-86 Фортран, Бейсик
VT-16, ГДР — — —' 128 НГМД, 133 мм, 2Х 1 Мбайт Монохромный монитор, 1960 символов UPM; СР/М; MSDOS; СР/М-86 Фортран, Бейсик
МЭРИТУМ-1, ПНР TRS-81 U880 18 14 Кассетный магнитофон Дисплей или телевизор (черно-белый) Резидентная программа; Бейсик-Мэр итум Бейсик-Мэр итум
МЭРИТУМ-2, ПНР МЭРИТУМ-3, ПНР TRS-81 TRS-81 U 880 U880 18 18 14 14 НГМД НГМД То же Телевизор (черно-белый) То же То же
Операционная система организует вычислительный процесс и программно-техническом комплексе, рационально распределяет вычислительные ресурсы между задачами и пользователями, обла-> шт средствами отладки и диагностики, управляет связью про-п-тсора с периферийными устройствами и выполняет другие за-1.14И. Общесистемное программное обеспечение включает в себя п< помогательные программы, трансляторы для перевода про- I'.jmm с одних языков программирования на другие и инвариантные пакеты программ вычислительной математики для решения инженерных задач. Операционная система и общесистемное про-। раммное обеспечение поставляются предприятиями-изготовителями совместно с техническими средствами.
В первоначальной версии поисковой информационной подсистемы в САПР ТА АТД используется СУБД «Адабас», для выполнения процедур машинной графики с использованием АРМ2 — пикет прикладных программ Граф СМ/ГКС.
В последующем, при использовании для САПР АТД персональных программно-вычислительных комплексов, применяют штатные программные средства.
Объектно-ориентированное программное обеспечение САПР ТА имеет уникальный характер и специально разработано с учетом специфики конструкции и процессов, происходящих в ТА АТД в виде отдельных программных модулей.
В качестве языков программирования в САПР ТА АТД в основном применяются «Фортран-4» и «Фортран-77». В САПР ТА АТД использован принцип рассредоточения базы данных, т. е. за каждой задачей закрепляется своя база данных, которая может подпитываться из базы данных информационно-поисковой системы.
Принцип построения и структура САПР ТА АТД. САПР ТА АТД должна быть комплексной. системой, предусматривающей автоматизацию всех стадий проектирования: формулирования задачи и выбора направления поиска решения, анализа и выбора паилучшего решения (параметрического, схемного, конструктивного) эскизного и технического проектирования изготовления рабочей технической документации, проверки, оценки и, при необходимости, корректировки принятых решений.
Пользователи САПР ТА АТД должны иметь возможность одновременно общаться в диалоговом режиме с САПР в режиме телеобработки непосредственно с рабочего места.
В САПР ТА АТД реализован блочно-модульный принцип построения. Отдельные модули и расчетные модели обладают унифицированным параметрическим интерфейсом, позволяющим из более простых задач компоновать более сложные. Каждый из модулей может использоваться автономно или в комплексе с другими модулями.
При создании САПР ТА АТД, представляющей собой систему взаимосвязанных элементов, учитываются принципы системного подхода, осуществляется прямая и обратная связь между эле
217
ментами, обеспечивается системное единство на всех стадиях со здания и функционирования САПР.
Структура САПР ТА АТД должна быть открытой, позволять вводить в нее новые элементы (программные модули, средств.! технического обеспечения и др.) и по необходимости исключать их, не нарушая единства системы при ее функционировании.
Ввиду сложности физико-химических процессов, протекаю щих в дизеле и топливной аппаратуре, их нестационарности и недостаточной изученности еще не разработаны надежные мате матические модели, которые позволили бы устанавливать одно значные связи между технико-экономическими показателями ди зелей (экономичностью, токсичностью и дымностью, надежностью и др.) и основными конструктивными параметрами ТА. В настоя щее время не представляется возможным в строгом виде ставить и решать оптимизационную многокритериальную задачу, предусматривающую формулирование целевой многопараметрической функции, которая устанавливает связь между конструктивнорегулировочными параметрами и технико-экономическими показателями дизелей, и исследовать целевую функцию на экстремум.
При постановке оптимизационных задач в САПР ТА АТД должны быть приняты следующие концептуальные положения.
В соответствии с принципом декомпозиционного планирования вся САПР ТА АТД расчленена на отдельные подсистемы и задачи — модули, а общая задача оптимизации ТА разбивается на множество отдельных, иерархически связанных локальных оптид мизационных задач. Таким образом, математическую модель я программное обеспечение ТА можно представить в виде комплекс» ной системы, состоящей из дискретных модулей математически» моделей отдельных процессов и функциональных узлов и соот! ветственно программ, связанных между собой иерархическими свяы зями. В результате глобальная оптимизация ТА сведена к оптий мизации отдельных, более простых элементов ТА или отдельных процессов, протекающих в них.
При постановке ряда задач, оптимизирующих параметры, ввиду отсутствия надежных аналитических связей между входными варьируемыми конструктивными параметрами ТА и выходными функциональными показателями отдельных узлов, процессов возможно применение эвристического подхода. Устанавливаются связи параметров ТА не с выходными показателями дизеля, а с параметрами процессов, оптимизация которых в конечном счете должна привести к получению наилучших показателей дизелей. Эти связи устанавливаются не на основании жест ких аналитических зависимостей, они не имеют строгого обоснова ния и формулируются с учетом опыта эвристических предпосылок, интуиции разработчиков и представлений, сложившихся в практике дизелестроения.
Проектные процедуры САПР ТА АТД должны быть предназна чены для осуществления четырех стадий проектирования: займ 218
t гнования (прогнозирования) исходных лучших конструктор-i кого и параметрического решений на основании анализа библио-|рафических, патентных и других источников; выбора наилуч-шгго схемного и параметрического решения на основе аналитического проектирования; изготовления чертежной документации Н прогнозирования эксплуатационных, производственных и экономических показателей изделий. В структуре САПР ТА АТД каждой из указанных стадий проектирования соответствует своя Подсистема.
Выбор исходных схемных решений и первоначальное приближенное прогнозирование параметров ТА могут осуществляться и* автоматизированным способом.
К 2. ПРОГНОЗИРОВАНИЕ исходных Схемных
И ПАРАМЕТРИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ ПО ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЕ
Для более эффективного использования методологии автоматизированного проектирования в настоящее время необходимо принятие проектировщиком исходных предварительных схемных и параметрических решений с целью удовлетворения многофункциональных требований к конструктивно-регулировочным параметрам ТА. Эти решения принимаются на основе анализа параметров и схем аналогов в известных конструкциях с учетом тенденций развития ТА и АТД и требований к ТА, результатов экспериментальных и доводочных работ, выполненных по ТА и ЛТД. При этом могут использоваться упрощенные аналитические зависимости.
Производительность топливной системы. Число плунжеров В насосе и количество цилиндров дизеля, обслуживаемых одним плунжером, определяется числом цилиндров дизеля и схемой насоса; тц = in, in. ц. Подача насосной секцией за цикл (мм3)
У ц = У п. аЛу = УпЛи. хЛу»
где Уп. а — объем, описываемый плунжером за период активного Хода, Уд. а = Jtdn/in. в/4; Ли. х — коэффициент использования рабочего хода плунжера, Ли. х = • К. а/Уп = ^п. Jsa; Уп — объем, описываемый плунжером за рабочий ход, Уп = зх£/дзп/4; Лу Уц/Уп. а-
Рабочий объем насосной секции определяется по формуле
Уп = Уц/(Ли. хЛу)"
В насосах с отсечкой топлива в начале и в конце подачи значительная часть хода плунжера затрачивается на перекрытие наполнительных окон перед ГНН, а конец подачи заканчивается при сп ян 0,94-0,6 для получения резкой отсечки топлива. Поэтому в этих схемах Ли. х = 0,64-0,4. В схемах, в которых активный ход плунжера начинается с НМТ или конец подачи осуществляется остановкой плунжеров в ВМТ, могут быть приняты
219
Рис. 3.1. Характеристики процесса топливоподачи
значения т]и. х = 0,64-0,8. Величину необходимо выбирать с учетом требуемого обогащения подачи топлива на режиме пуска, для которого у схем с отсечкой топлива в начале и конце подачи т]и. х = 0,454-0,65, а для второго типа схем т]и. х = 0,854-1,0.
Коэффициент подачи т]у характеризует эффективность исподы зования Лп. а. Вследствие дросселирования топлива в окнах втулки подача его в нагнетательный трубопровод начинается до ГНН и продолжается после ГКН (<рдр. н и <рдр. к) (рис. 3.1). Часть Лп. а затрачивается на сжатие топлива. В плунжерной паре имеют место утечки топлива. Влияние этих процессов на т]у зависит от конструкции наполнительных и отсечных элементов плунжерной пары, скорости, диаметра и величины hn, а и интенсивности разгрузки нагнетательного тракта.
В многоплунжерных насосах на повышенных скоростных режимах t]v увеличивается с уменьшением активного хода поршня (рис. 3.2) из-за роста влияния периодов дросселирования топлива в окнах втулки, а в насосе распределительного типа — уменьшается из-за относительного увеличения утечек топлива. На режимах пуска уменьшение влияния дросселирования топлива и увеличение утечек топлива в плунжерной паре приводят к уменьшению %.
При безотсечных схемах (ЦНИТА) из-за исключения дросселирования топлива в начале или конце активного хода плунжера t]v имеет несколько меньшие значения, чем в насосах с отсечкой топлива. При определении размера плунжерной пары необходимо задаться отношением sJdD. Обычно в рядных многоплунжерных
220
0,2 1,0 2,0 0,3hnQ,MM
Рис. 3.2. Зависимости коэффициента подачи от активного хода поршня
Есосах это отношение составляет 1,2—0,8, а в насосах распреде-ггельного типа — 1,0—0,2. Уменьшение sn/dn позволяет сокра-Ть высоту насоса и увеличить среднюю скорость подачи толпа, но ведет к уменьшению плотности плунжерной пары в схе-ИХ, где осуществляется отсечка топлива плунжером в связи уменьшением /гп. а при одинаковых Уц. Кроме того, при этом ниышается зависимость Уц от износа деталей, регулирующих hu, а.
При назначении sa/da необходимо учитывать, что о ростом -М1Й величины уменьшаются нагрузки в кулачковом механизме, как с уменьшением dn увеличиваются допустимые значения (рис. 3.3). Целесообразная степень уменьшения с dn о одновременным ростом sn и dn имеет рациональные границы.
Риг. 3.3. Кивематические параметры кулачкового профиля, возможные цикловые Щодачи и допустимые в соответствии с заданным уровнем контактных напряжений Дййления топлива при различных диаметрах плунжера
Рис. 3.4. Зависимость хода плув-жера от его диаметра при треугольном законе изменения скорости плунжера:
---------Фа = 5е;-— Фа и 6°: ---------Фа „ Г
22J.
С уменьшением dn (рис. 3.4) значительно возрастает sn, особенно для обеспечения больших (200—300 мм3). Это связано
с тем, что для реализации продолжительности активного хода плунжера в требуемых пределах (5—7°) при малых dn плунжер следует разгонять до весьма высоких скоростей. Например, применение малых диаметров плунжера (9—10 мм) для = 200 : -г-300 мм3 представляется нецелесообразным, так как при этом отношение sn/dn возрастет до 3—4, что приведет к существенному увеличению габаритных размеров насоса.
Дополнительными ограничениями, накладываемыми на е можный диапазон изменения dn, являются угол утах давлег (для насосов с внешним кулачковым профилем он не должен п вышать 37° [23]) и уровень допустимых максимальных конта ных напряжений (граничные области показаны на рис. 3.4). Г необходимости обеспечить высокое давление нагнетания це сообразно увеличить значения su/dn до 1,2—1,5. С этой же це; необходимо применить профили с увеличенным радиусом нача ной окружности.
Характеристика впрыскивания топлива. Характерист впрыскивания определяется процессами, происходящими в лости высокого давления насосной секции, нагнетательном тру проводе и форсунке. Формирующийся в насосной секции импу давлений и скорости топлива (см. рис. 3.1) перемещается по наг тательному трубопроводу к форсунке, по достижении которой от жается от нее, вследствие чего в системе возникают колебательное процессы. При подходе к форсунке отраженных от насоса волн давлений могут произойти повторные подъемы иглы и нежелательные дополнительные впрыскивания топлива. Характеристику впрыскивания в значительной степени определяется формой импульса давлений у насоса. В нагнетательном трубопроводе, и в большей степени у форсунки, происходит трансформациг импульса. Часть его энергии затрачивается на трение о стенки каналов, сжатие топлива, находящегося в полости форсунки, г ударные потери сжатия и расширения потока топлива в каналам и под конусом иглы распылителя, а также на заполнение объема( освобождаемого иглой форсунки при своем перемещении. Конеч« ная фаза впрыскивания определяется интенсивностью отсечю топлива в насосе, энергией, аккумулированной в объеме топлив! у форсунки, а также скоростью посадки на седло иглы распылителя.
Впрыскивание осуществляется за счет энергии сообщаемого потоку топлива, которая состоит из потенциальной р“ах/у и кинетической cl/(2g} составляющих. Чаще эту энергию оценивают только величиной р“ах (пренебрегают энергией кинетического напора в центральном канале под конусом носика распылителя; расчеты показывают, что кинетическая составляющая энергия сравняется с потенциальной лишь при р =2-103МПа), являю*
222
(цсйся основным показателем характеристики впрыскивания. В связи с тем что эпюра непрерывно меняющегося за период впрыскивания давления обычно близка по форме к треугольнику или |рапеции, суммарная энергия, реализуемая за весь период впрыскивания, будет определяться средним уровнем давлений ра₽-Чем выше р™ах, тем более высокие значения будет иметь рар. Чем круче фронты нарастания и падения давлений при впрыскивании, тем меньше различий между р™ах и рар. Повышение давлений начала подъема и посадки иглы распылителя используется для форсирования (повышения) энергии процесса впрыскивания. Для ориентировочных прогнозных оценок энергию, сообщаемую топливу плунжером, а соответственно и давления р™ах, которые необходимо создать в нагнетающей секции насоса в зависимости от требуемого уровня р™ах для ТА без нагнетательного трубопровода, можно оценить, решив систему уравнений:
Р"‘“ = (№х + рс«/2) Ь;
Ся/. = Ир/сСс = Рр/с У(2/р)
где — коэффициент потерь энергии, устанавливаемый экспертным путем, |в « 1,14-1,2.
Кинетической энергией топлива в нагнетающей секции пренебрегаем, так как при давлениях до 100 МПа она не превышает fi%. Из системы получаем следующие выражения, связывающие ..max „ „max. и рп :
р?" = р“-/[1 + (|ЛрШ2]Ь; 1
р™ = р™" [1 + (нр/Л.)2] Ь- )
(3-1)
Указанные зависимости будут справедливы также при наличии нагнетательного трубопровода, когда <рп.а< 12пн/тр/а. В этом случае можно не учитывать отраженной от форсунки волны, так как она не успевает за период <рп.а достигнуть насоса и повлиять на уровень создаваемых там давлений рп. Если же <рп.а>12пн/тр/а, то система расчетных уравнений будет включать волновые уравнения, написанные для сечения у форсунки:
„max ___ р
Ртр. ф — “ max
max,
С"р* + W’m.xMcp);
(3-2)
уравнения баланса энергии и неразрывности потока
РттраХФ + рс™раХф/2 - Р™* + pel (1 + fc.)/2; faC™* = рр/с У (2/р) Ц™аХ,
(3.3)
• где — коэффициент потерь.
223
С учетом того, что Fmax — LTpPnax (LTp — коэффициет демпфирования волн в нагнетательном трубопроводе), решен in-систем (3.2) и (3.3) уравнений позволяет установить связь между max max
Рп и р. :
РЙ"“ - - + «^Р/Дтр] 4
+ V(4U7m.ia2p/i.Tp) + (a‘p7L?p) 4
+ max pB
[1 4Mpfe(14 Ulf.I
Значение отраженной волны в уравнении (3.4) найдет совместного решения системы (3.2) и уравнения неразрыг потока, написанного для сечения у сопловых отверстий:
И?™, - (/.,Рр”ах + k/2) 4 24,рр”"л 4 Л74, (З.в:
где k = 2а2р (pp/c/frP).
Совместное решение уравнений (3.4) и (3.5) позволяет уств< новить выражение для значения р™ах по заданному р™ах с уче< том отраженных от форсунки волн (<ра > 12пн/тр/а):
р”“ = - (В 4 W4L,P) 4 К|В 4 Л/(4/.тр)|5 4 Л2/(16Д?Р) - В2;
В = (^/(24тр) 4 a*pk/LTp - NL'JH&p + 2k)l
N = (2а2р?“/Ц,)[1 1(рЖ)(1 I Wl-
(3.al
Для прогнозной оценки возможностей ТА интенсифицировать впрыскивание применяются следующие показатели: максималм ное или среднее за период hn. а перемещение плунжера за ll ПВН, скорость (м/с) перемещения плунжера О7"’**, СпР а) или объемная скорость вытеснения топлива плунжером (сп.“/п, сср f ) Сп. а/ а/-
Однако указанные параметры не имеют надежной корреляции с показателями, характеризующими интенсивность впрыскюм ния (рис. 3.5), так как не учитывают такие важные характера тики системы, как объем сжимаемого топлива, параметры нагнетательного трубопровода и распылителя. Более полно отражай это свойство величина р™* (Д. I
Выражение для р™ах получено из совместного решения системы уравнений баланса расхода топлива за период геометрического активного хода <ра (та) для надплунжерного пространства,
<₽а
fnhn. а = ap™axV + (1/6пи) [ /трСт. Hd(p (3.71
o'
224
| волновых уравнений (3.2). Объем топлива, сжимаемого в на-tore, равен сумме объемов топлива в надплунжерном простран-ию и штуцере у нагнетательного клапана. При фа < 12ZTpnH/a jtviучено следующее выражение для прогнозирования р™ах (801 предполагается, что рп « рт. и):
рп®х = (Уц 4- ЛУот|у)/(т)у<х (Ук I 4- Утр)];
ДУр ~ (Рт. о/трПО&фп. а)/(би.н), g}
Утр — /трсфа. а/(^2пн);
Уп = l(sn — ^ГНН У Уц/2%/п) + 6] /п-
В системе (3.8) АУ0 — объем, на который сжимается топливо при уровне давлений рт. о в Нагнетательном трубопроводе длиной, на которую успевает распространиться за период <ра возмущение топлива, создаваемое в насосе; У7р — половина объема участка нагнетательного трубопровода длиной, на которую успе-Нгг распространиться импульс давлений от насоса за период <ра /половина объема отражает то обстоятельство, что в конце активного хода в начале трубопровода давление будет равно рпах» а в конце участка, на который распространилось возмущение, — Pt, (>)•
Согласно (3.8) произведение р™ах на сумму объемов топлива, * жимаемого в системе (знаменатель выражения), равно объему, нд который сжимается топливо в системе при росте давлений до и™ЙИ, а величина Уц равна этому объему за вычетом АУо^у. Величина Рпах растет с увеличением Уц и ЛУ0, а соответственно и « ростом рт. о.
Увеличение р™ак может быть также достигнуто при уменьше
нии до определенного предела шлчений “Пу, т. е. с увеличением степени разгрузки нагнетательного трубопровода после завершении активного хода (резкого открытия отсечных окон втулки). И ’ггом случае меньшая, но с бо-нгг высоким энергетическим по-I «ищи алом часть сжатого в системе Пшлива реализуется в виде Уц, я большая часть с меньшим по-Онцмалом поступает в отсечной М‘икт. Такой эффект связан с ме-«пннзмом процессов, происходящих в системе высокого давления. ‘ аккумулированное при высо-»» давлении в нагнетательном Иыкте топливо в период каждого
Я Файнлейб Б. н.
Рис. 3.5. Связь различных критериев, характеризующих интенсификацию впрыскивания, с р™ах
225
цикла расходуется на осуществление впрыскивания и перетекает в полость отсечки. Поэтому при организации интенсивного процесса впрыскивания необходимо обеспечить истечение через распылитель топлива в период, пока еще не успело существенно упасть давление перед иглой распылителя, а после того, как требуемое количество топлива (~УЦ) поступило в цилиндр дизеля, следует с максимально возможной скоростью разгружать нагнетательный тракт за счет интенсивного нарастания времени—сечения отсечных окон. При такой организации процесса уменьшение не приведет к падению р,?ах. Увеличению р!Гах способствует уменьшение объемов сжимаемого в системе топлива (Ук, Уп, Утр). Величина последнего слагаемого Утр падает с уменьшением <ра, которая обратно пропорциональна сп. а.
Сопоставление значений р™ах, получаемых согласно зависимостям (3.8) (принято допущение, что давление нарастает пропорционально времени) и рассчитанных по более точным зависимостям, предопределяющим нелинейный характер роста давлений нагнетания вследствие сжимаемости топлива, показало удовлетворительную сходимость результатов.
Имеются сочетания длин трубопроводов и частот вращения кулачкового вала, при которых <рп.а> 12пн/тр/а и выражение (3.8), полученное для р„ах без учета отраженных волн, подходящих от форсунки к насосу, будет уже несправедливо. Выражение дл1| оценки р„ах в этом случае имеет вид
Рп ах = (Уц + ДУоПи + дУотрТ1и)/Иу« (Ук + Уп + Уф)1, (3.9?
где все параметры определяются согласно (3.8), а
ДУотр = Рпах (фп. а — 2фтр) fTpa«/(40nH) (3.1 (р"ах' определяется согласно зависимости (3.8) при подстанов Фп. а = ф — 2фтр). Сопоставление расчетных значений р„ах < гласно (3.8) и (3.9) показывает, что при обычной ТА в слу* учета отраженных волн значения р™ах возрастают на 5—15%.
Наиболее эффективным способом повышения р™ах (рис. 3 является уменьшение объемов сжимаемого топлива у насоса в < четании с увеличением сп. Однако только увеличение сп без уме! Кения объемов сжимаемого топлива не дает возможности суп ственно форсировать процесс впрыскивания (увеличить р„а При этом в системах раздельного типа даже при малых Уц мог быть получены давления нагнетания 150—200 МПа и выше, 1 обычно считалось прерогативой насос-форсунок. При реали: ции в системах раздельного типа таких высоких давлений сох] няются проблемы устранения дополнительных впрыскивай а также обеспечения надежной работы кулачкового привода магистрали высокого давления (надежного уплотнения стык< прочности нагнетательных трубопроводов).
226
IZZ
Рис. 3,6. Зависимость показателя интенсивности нагнетания (впрыскивания) топлива J от скорости плунжера и объемов сжимаемого топлива
Особенно эффективно увеличение си при существенно умеи1> пленных объемах сжимаемого в насосе топлива. Объем топлива в трубопроводе при <рп.а < 12лн/тр/а практически не оказывае м влияния на уровень создаваемых давлений рпах,так как <рп.а про порционально При малых значениях увеличение сп дажг до 5 м/с при (VH + VK) = 2,0 см3 и выше не позволяет вообш» получить значения р™ах > 60 МПа.
Необходимое существенное уменьшение объемов сжимаемого в насосе топлива может быть осуществлено за счет применения «отрывных» профилей, обеспечивающих уменьшение Уп в пе риод активного хода (рис. 3.7) и всемерного уменьшения объг мов V„ (объемов топлива в штуцере насоса), вплоть до исключи
ния клапана в нагнетательном тракте насоса.
В первом случае возникает проблема гашения высоких отр! нательных ускорений (могут достигать 5000 м/с2 и более) тормл
жения плунжера вследствие применения в этом случае весьма малых (до 0,5 мм и ниже) радиусов округления профиля, а во втором — исключения опорожнения нагнетательных трубопро*] водов при бесклапанной отсечке топлива.
Возможны и другие пути повышения р™ах, которые могут сочетаться с изложенными выше, например, предварительно»-сжатие в надплунжерном пространстве топлива, изолированного от нагнетательного тракта. Однако в этом случае увеличиваются
нагрузки на плунжер, так как в период сжатия давление пс>'
плунжером возрастает на большую способ состоит в создании в нагнетательном тракте предварительного уровня давлений рт. о. При ' этом необходимо соответственно и повышать давление открытия иглы форсунки, что также будет
Рис. 3.7. Графики пути и скорости плунжера при традиционном (—) и отрывном (------—) кулачковом
профиле
величину, чем рп а . Другш
Рис. 3.8. Зависимость показателя интенсивности нагнетания впрыскивания топлива от остаточных. предварительно создаваемых давлений в нагнетательном трубопроводе
228
|fn>i обствовать повышению р™ах. Достигается это обычно гидро-нпраннем иглы форсунки и подачей для этого топлива в запи-ницую полость, или от постороннего!! сточника (аккумулятора), Lu от вспомогательного или основного плунжера на части его И метающего хода. Однако это мероприятие эффективно наряду уменьшением объемов сжимаемого топлива (рис. 3.8).
I Продолжительность впрыскивания уменьшается с ростом Ij,.. Однако с увеличением рр/с также уменьшается и уровни р™ах. Увеличение давления открытия иглы форсунки, а также прости посадки нагнетательного клапана, определяющей интен-ипость разгрузки нагнетательного трубопровода, также при-ндит к некоторой интенсификации процесса впрыскивания.
Ж Дополнительные впрыскивания топлива уменьшаются или квидируются при уменьшении скорости или диаметра плун-увеличении рр/с, объемов топлива в нагнетательном тракте ши уменьшении dTp, увеличении рф. о и возрастании степени цгрузки нагнетательного трубопровода за счет увеличения йсгружаемого объема в клапанах золотникового типа или уве-н’н'ния разгрузочных отверстий в клапанах двойного действия, 1>шрые в связи с тенденциями к форсированию впрыскивания Ьолучают большее распространение, несмотря на то, что повышают чувствительность секции и нестабильность Уц. Для гаше-нн отраженных волн, подошедших к насосу, начали применяться шидсели, устанавливаемые между нагнетательным клапаном и трубопроводом (см. рис. 2.28).
! В плунжерно-золотниковых системах с жесткой кинематической связью приводного вала с коленчатым валом дизеля мень-Шня степень изменения параметров впрыскивания при уменьше-нн скоростного режима может быть достигнута при увеличении рбьсма сжимаемого топлива в системе. Однако это приводит к де-фпрсированию впрыскивания.
При выборе параметров ТА необходимо также учитывать их мннние на длину струи 1С. Существенное влияние на длину струи называют диаметр соплового отверстия, давление впрыскивания чшс. 3.9, а, б). Длина струи также зависит от плотности и скорости движения среды (рис. 3.9, а, б), в которую производится впрыскивание, а также от времени т развития струи (рис. 3.9, в). • 'рнентировочно можно считать, что длина струи пропорциональна dc‘\ т0’5, Рв’26, рв*26- При отработке топливных систем фор-‘ ированных дизелей приходится решать задачи по исключению ьшолнительных впрыскиваний, обеспечению требуемой продолжительности впрыскивания, необходимой дальнобойности струи | |Плива, стабильности подач на малых нагрузках.
Увеличение Уц и гад приводит, как правило, к увеличению фв, « также к появлению дополнительных впрыскиваний. Устранение указанных явлений на номинальном и близком к нему режимах изменением конструктивных параметров системы может привести вследствие увеличения рабочего диапазона У„ и п„ 229
Рис. 3.9. Зависимости дальнобойности струи: а — от давления впрыскивает ч. (пд = 900 мин-1, рр/с = 0,35 мм); б — от dc (d,, = 10 мм, пи — 800 мин' рф 0 = 20 МПа, рв = 18 кг/м3); в — от Hpfc (^с = 0.35 мм); г — от противодавления газа; д — от скорости потока газа
к большей разгрузке (вплоть до разрыва потока) нагнетательною трубопровода при работе системы на частичных по нагрузке и частоте вращения режимах (рис. 3.10). Это способствует повыше1 нию неравномерности подач топлива, увеличению перепадов тон ливоподачи, а также коксованию распылителей. За счет выбора параметров системы область режимов работы, на которых отсут ствуют дополнительные впрыскивания, можно существенно рае
Рис. 3.10. Диаграммы границ работы ТА типа ЯМЗ на ерорси-роваиных режимах в зонах дополнительных впрыскиваний (а) и остаточных давлений (б);
/ — dn = fl мм, VK р о = 80 мм*, gp/c = 0,23 мм; II — <Jn = ]Q мм, VK р о = ЮО мм*. npfc == 0,27 мм*: /// - dn = 10 мм. р о ~ — 160 мм*, Цр/с = мм*
230
Ширить, однако при этом увеличивается поле режимов, на кото-1ых отсутствуют остаточные давления. Расширение зоны режимов, й которых отсутствуют дополнительные впрыскивания, может |4н> достигнуто управлением процесса разгрузки нагнетатель-иго трубопровода путем применения нагнетательных клапанов корректирующими отверстиями либо клапанов двойного дей-1НИЯ.
11ри форсировании дизелей за счет наддува увеличивается о । чность -воздушного заряда, что уменьшает длину струи (см. р п 3.9, г). Это может привести к ухудшению макросмесеобразо-н.1Ш1Я, так как струи не будут достигать стенок камеры сгорания, I» -ндствие чего уменьшится объем воздушного заряда, охватывае-ijii струями. Поэтому при наддуве для увеличения длины струи обеспечения приемлемой продолжительности впрыскивания ычно увеличивают диаметр сопловых отверстий и рр/с. При уве-чении ppfc центральный канал сопла может стать элементом, митирующим пропускную способность распылителя. Поэтому я того, чтобы обеспечить работу системы с характеристикой ответствующей горизонтальному участку кривой \ целесооб-:1по наряду с увеличением ppfc увеличивать диаметр центрально канала до 1,2—1,6 мм. Чрезмерное увеличение d& нежелательно, так как при этом повышается дымность (см. рис. 1.30).
Осуществление мероприятий по увеличению разгрузки нагне-опельного трубопровода при форсировании ТА с целью исключении дополнительных впрыскиваний еще в большей степени усугубляет недостаток систем топливоподачи с отсечкой топлива — редкое падение величин при снижении пн в зоне минимальной частоты вращения вала. Такой вид характеристик приводит к значительному отрицательному самовыраниванию двигателя и требует осуществления специальных мероприятий по корректированию характеристик.
Кроме того, при форсировании ТА по пн уменьшаются время — Ггчение наполнения надплунжерного пространства, что особенно Необходимо учитывать в насосах распределительного типа; более Интенсивными становятся колебательные процессы на линии пи-<йния и отсечки. Недостаточность времени — сечения наполнении может приводить к значительной положительной гидрокор-рекции внешней скоростной характеристики насоса, повышенной неравномерности и нестабильности подач топлива. Поэтому Необходимо осуществить мероприятия по обеспечению полного наполнения надплунжерного пространства.
Скоростные характеристики. Вид скоростных характеристик насоса при полном заполнении надплунжерного пространства за-нпсит от изменения соотношения количества топлива, перепускаемого через наполнительные и отсечные окна в начальной и конечной фазах активного хода плунжера и выталкиваемого плун-
1 См. рис. 3.13, а.
231
Рис. 3.11. Параметры процесса топливоподачи:
а — кривые Уц; 1 — ТА с насосом УТН-5, втулка с прямоугольными наполни тельными отверстиями; 2, 6 — ТА с иасосом УТН-5, плунжерная пара серии ная с круглыми отверстиями; 3, 5, 7 — ТА с насосом НД21/4; 4 — ТА с и. < сом ЯМЗ; 8 — ТА с насосом НД21/4 с увеличенным объемом штуцеров (3,2 сьг), б, е — осциллограммы процесса впрыскивания ТА с насосом НД21/4; 1 — давление в трубопроводе; 2 — перемещение иглы форсунки; 3 — перемещение обратного клапана нагнетательного клапана; 4 — давление в трубо« проводе у форсунки; I — пн ~ мни-1; Ун = 1,2 см3; ~ 56,0 МПа;
- 54,7 МПа; р0 н = 11 МПа; И — пн = 750 мин"1; VH = 1,2 см3; рт н
= 29,1 МПа; рт. ф = 28,6 МПа; ро. н = 6,0 МПа; III — пн = 1050 мин 1; Ун = 3,2 см3; рт. н = 46,4 МПа; рт. ф = 44,5 МПа; р0 н = 9,5 МПа; IV пн = 750 мии-1; VH = 3,2 см3; рт н = 32,8 МПа; рт а = 33,6 МПа; р0 н
= 5,0 МПа
жером через нагнетательный трубопровод к форсунке, т. е. от степени дросселирования топлива в окнах. Наличие дросселирования топлива в наполнительных окнах подтверждается изменением характеристик в случае применения прямоугольных окоп во втулке плунжера (рис. 3.11, а и 3.12). В плунжерной парс с прямоугольными окнами дросселирование топлива уменьшается. Для получения одного и того же Уц на номинальном режиме необходимо установить больший hn. а, чем при круглых окнах. Это повышает уровень Уц на малых пн.
Вид скоростных характеристик определяют также процессы, происходящие в системе после отсечки топлива в конце подачи, при одновременном истечении топлива через отсечные окна гильзы плунжера и через распылитель. Протекание процессов в этот период характеризует коэффициент разгрузки который пред 232
Рис. 3.12.
стик
Зависимости площади сечеиия (а) и скоростных характери-(б) от формы окон втулки (по данным фирмы «Р. Бош»)
• тнвляет собой отношение количества топлива, вытекающего н процессе разгрузки нагнетательного трубопровода в надплун-жгрное пространство, к количеству топлива, вытекшему из трубопровода через форсунку:
Т. Н Рт. О с
+ Vr. р. о / ] Мр/с V(2/Р)(Рв~Рц) Ат .
- е :1
В данной формуле первый член определяет относительное количество топлива, перетекающее из трубопровода за период от Лячала движения нагнетательного клапана до посадки на седло «ми до входа разгрузочного пояска клапана в седло, второй — ответствует объему, на который разгружается нагнетательный грубопровод вследствие срабатывания разгрузочного устройства ((лапана.
В клапанах с объемной разгрузкой величина VK. р. о определяется разгрузочным ходом клапана, она постоянна при изменении пн, и в насосах ЯМЗ-236, УТН-5 характеристики совсем Не имеют или имеют малую положительную гидрокоррекцию (гм. рис. 3.11, а).
В насосах с клапанами двойного действия типа НД21 величина VH. р. о уменьшается с падением скоростного режима, что приводит к уменьшению Kp. Характеристики топливоподачи при чтом имеют положительную гидрокоррекцию. Для снижения степени гидрокоррекции в этом случае необходимо осуществить мероприятия по уменьшению различий в амплитудах прямых и Соответственно отраженных волн давления при изменении пи.
233
Наиболее эффективными мероприятиями являются увеличений объема штуцера нагнетательного клапана (рис. 3.11, в) или диа-1 метра нагнетательного трубопровода, применение более пологий прсфилей кулачков валика насоса, снижение давления открытий обратного клапана и т. д.
Уменьшению положительной гидрокоррекции также способ! ствует увеличение давления открытия иглы форсунки. У величе-] ние рф. о от 15 до 20 МПа уменьшает коррекцию в топливной си-< стеме дизеля СМД-60 от 10—II до 7—6%. Положительная гидрокоррекция может быть достигнута наряду с использованием кла панов двойного действия применением клапанов с объемно разгрузкой и корректирующим отверстием. Уменьшение поле жительной гидрокоррекции внешней скоростной характеристик обычно приводит к уменьшению положительного самовыравш вания двигателя в зоне минимальных частот вращения холостот хода, что необходимо учитывать прн выборе параметров системъ Мероприятия, осуществляемые с целью улучшения характерно тик топливоподачи, могут повлиять на параметры характеристи впрыскивания. Поэтому их необходимо осуществлять при уело вин выполнения более приоритетных требований к характерно тике впрыскивания, учитывая, что корректирование характб ристик топливоподачи можно также осуществлять положитель ными и отрицательными корректорами, а при применении элок тронных схем регулирования представляется возможным обесги чить любое заданное протекание характеристик топливоподачи.
Стабильность работы топливной аппаратуры. Равномерное^ подач топлива между отдельными цилиндрами двигателя обесп чивается идентичностью конструктивно-регулировочных napi метров элементов ТА. Средством обеспечения высокой равноме ности подачи топлива является уменьшение чувствительности н сосной секции к сопротивлению нагнетательного тракта. Э позволяет сохранить неравномерность подач топлива небольшо в течение всего срока эксплуатации двигателя при изменении pw вследствие износа или закоксовывания сопловых отверстий, изм< нения затяжки иглы распылителя, а также при замене вышед ших из строя форсунок и трубопроводов новыми, отличающимися от первоначальных гидравлическими характеристиками.
Чувствительность насосной секции оценивается коэффициега том, равным отношению степени изменения Уц к степени изме| нения проходного сечения распылителей ppfc:
ft, = [(V”“ _ + V”'»)] :
: IW“ -
где Уцax и У?,п — цикловые подачи при работе насоса с расп«| лителями, имеющими соответственно значения эффективных npq ходных сечений (Рр/с)твх и (Ppfc)mln-
234
Рис. 3.13. Характеристики распылителей:
а — дизеля СМД-60; 1 — d3 = 1,25 мм; 2 — ds = 1,6 мм; б — зависимость коэффициента чувствительности от рк п; в — зависимость коэффициента чувствительности от rfK_ о (ТА с насосом НД21/4);
е — зависимость коэффициента чувствительности от скоростного режима системы: 1 — ТА с насосом НД21/4; 2 — ТА с насосом ДМ3
Изменение при изменении k4 вызывается перераспределением топлива между форсункой и надплунжерным пространством во время отсечки топлива при истечении его из нагнетательного трубопровода. Кардинальным путем уменьшения k4 является исключение отсечки в конце подачи топлива. В этом слу-। чае почти все топливо из. нагнетательного трубопровода незави-; енмо от величины рр/с поступает через форсунку в цилиндр дизеля. I Большую стабильность разгрузочного эффекта обеспечивают клапаны с объемной разгрузкой за счет постоянной величины Уи. р. о (рис. 3.13, г). В этих клапанах чувствительность насосной гекции может быть уменьшена за счет увеличения давления открытия клапана (рис. 3.13, б), увеличивающего скорость посадки клапана на седло, что приводит к уменьшению количества топлива, перетекающего через клапан. В переразгруженных системах уменьшение чувствительности насосной секции может быть достигнуто за счет уменьшения разгружаемого объема VK. р. о> л в системах с клапанами двойного действия — за счет уменьшения разгрузочного отверстия dK. о (рис. 3.13, в).
Уменьшению неравномерности подач топлива способствует также уменьшение колебаний пропускной способности форсунок, определяемой значениями рр/с и рф о. Величина (рис. 3.13, а) мависит от хода иглы и от диаметра центрального канала распылителя. Для каждого варианта системы имеется диапазон значений ppfc, при котором зависимость от рр/с уменьшается.
235
Рис. 3.14. Характеристики топливоподачи:
а — зависимость Уц от температуры топлива на входе в насос: I - НД22/6; 2 ЯМЗ-236; 3 - УТН-5; 4 — НД21/4;
б —- относительное изменение Дб^ с изменением <вх от 24 до 70 °C, Дбр с изменением
от 0 до 7 МПа при tBX = 70 еС (-------— Д-50; ----------Д-37);
в — зависимость утечек топлива от температуры fBX в распылителях РШ6 х 2 х 25*У i — 25 °C; 2 — 60 °C: 3 — 75 °C и в плунжерных парах; 4—60 °C; я
г — зависимость ртя*, Рт от п и противодавления впрыскиванию р : / •- Oj,j|
2 ’—’4 МПа; 3 — 7 МПа; 4 — 10 МПа
Стабильность перепадов топливоподачи (AG) — разность производительности систем при испытаниях на двигателе и на безмо торном стенде — может изменяться вследствие того, что на за воде-изготовителе топливный насос регулируется на безмоторном стенде с комплектом форсунок и трубопроводов, отличаю гцихся по пропускной способности от тех, с которыми насос работает на двигателе. Стабилизация перепада топливоподачи, проис-
236
одящэя по этой причине, обеспечивается действующей на завопи х. системой эталонирования (ОСТ 23.1—362—73) [37].
Основными отличиями условий работы ТА на двигателе от условий безмоторного стенда являются более высокая темпера-iypa топлива на входе в насос (до 60—70 °C, а в некоторых моделях — до 80—100 °C), а также впрыскивание в среду сжатого 1я:ча.
Вибрации топливного насоса в пределах, имеющих место н реальных двигателях, не оказывают ощутимого влияния на подачу топлива. Более чувствительной к изменению темпера-|уры топлива на входе в насос и к противодавлению впрыскивания является ТА дизеля Д-50 (рис. 3.14, б). Увеличение утечек । пил ива через прецизионные элементы в связи с уменьшением низкости топлива вследствие повышения температуры не является доминирующим фактором при уменьшении GT. В ТА дизеля Д-50 при давлении впрыскивания 18-22 МПа величина AGr примерно и два раза больше, чем у-ТА дизеля Д-37М с давлением впрыски-нпния 30—35 МПа. Замер утечек через распылители форсунок нгзеля Д-50 показывает, что при зазорах 2,5—4 мкм утечки составляют всего 3—5 г/ч; утечки через плунжерные пары в карьер насоса также незначительны (рис. 3.14, а).
Основной иричиной изменения производительности ТА при повышении температуры топлива является уменьшение периода дросселирования топлива (одновременного истечения топлива через наполнительные и отсечные отверстия втулки плунжера и нагнетательный тракт при рабочем ходе плунжера) в связи с уменьшением его вязкости. Это подтверждается тем, что AGT больше V системы Д-50, в которой периоды дросселирования имеют большую продолжительность, а также уменьшением величины AGT и системе дизеля Д-50 со снижением пн.
С увеличением противодавления впрыскивания перепад давлений, под которым происходит истечение топлива из форсунки, уменьшается на меньшую величину, чем растет рц, так как с увеличением противодавления происходит увеличение давлений топ-нива в трубопроводе. Другой причиной, которая вызывает уменьшение GT при увеличении противодавления впрыскивания в виде воздушной среды, является проникновение воздуха в полость высокого давления форсунки. Относительное изменение AGr прн впрыскивании топлива в сосуд с воздухом при одном и том же противодавлении в два раза больше, чем при впрыскивании й емкость, заполненную топливом.
Увеличению перепадов топливоподачи способствует также использование в насосах клапанов двойного действия. У насоса 11Д22/6 с клапанами двойного действия относительное изменение часовой подачи топлива в диапазоне температур 20—90 ®С составляет около 14%, а у ТА дизеля ЯМЗ-236, работающего с обычными клапанами, — около 9% (рис. 3.14, <з). Снижению чувствительности системы к изменению условий ее работы способствует
237
ряд мероприятий. С целью уменьшения периодов открытия кл панов необходимо, чтобы отношение силы пружины (Н) при за^р: том клапане к массе клапана (г) было не менее 12—14 (пн . 1200-1). В системах с клапанами двойного действия с целью умен шения массы перетекающего через обратный клапан топлива сл дует уменьшить отверстие и увеличить давление при открыл1 обратного клапана.
Для уменьшения забросов газа в корпус распылителя пут* сокращения времени посадки иглы распылителя на седло цел сообразно увеличить усилие жесткости пружины распылител уменьшить коэффициент дифференциальное™ и ход иглы.
Под нагарообразованием в распылителях подразумеваем уменьшение проходного сечения сопловых отверстий (при эт< уменьшается производительность систем и соответственно нар^ шается стабильность подачи топлива) вследствие отложения на стенках каналов или на штифте, а также на других элементах продуктов разложения топлива. Эти отложения могут представлять собой лаковые пленки, смолистые вещества, а также кокс. Нагарообразование распылителей является результатом сложных физико-химических процессов, происходящих в топливе под влиянием высоких температур в носике распылителя, а также кислорода воздушного заряда цилиндра двигателя. ,
Интенсивность нагарообразования зависит от состава топливА и материала, из которого изготовлен распылитель. Чтобы не прея исходило интенсивного коксования распылителя, температуря его не должна превышать 180-—230 °C. Замер температуры обычнА производится термопарой, установленной на расстоянии 1—3 мм от торца носика распылителя. Температурный режим распылителя должен быть обеспечен конструкцией головки двигателя и подбором величины выступания носика распылителя за торец головки. Существенное влияние на температуру распылителя оказывает зазор между носиком распылителя и головкой дизеля (рис. 3.15, д). В некоторых случаях для снижения температуры распылителей устанавливают специальные тепловые экраны (рис. 3.15, б), а также применяют сталефторопластовые прокладки, уменьшающие теплоподвод от головки дизеля к распылителю. Снижение температуры в зоне прецизионной направляющей иглы может быть достигнуто также за счет удаления прецизионной части из горячей зоны, что уменьшает склонность к образованию лаковых пленок на направляющей.
Интенсивному коксованию распылителей способствуют дополнительные впрыскивания топлива, подтекание топлива из-за негерметичности сочленения по конусу иглы распылителя, а также проникновение продуктов сгорания в корпус распылителя.
К параметрам питающего тракта насоса относятся уровень среднего давления топлива, подаваемого в питающую полость на coca; размеры; объем и конфигурация каналов в самом корпусе насоса; количество и размеры наполнительных отверстий втулки 238
Рис. 3.15. Теплонапряженность распылителей: а — влияние зазора на температуру распылителя; б — влияние экранирования на температуру распылителя (sn — площадь торцевой поверхности, защищенной экраном; d, — диаметр открытой торцевой поверхности распылителя)
плунжера; конструктивная схема элементов системы питания. Указанные параметры должны выбираться таким образом, чтобы ня всех режимах работы системы обеспечивать полное наполнение надплунжерного пространства в системах, работающих с полным наполнением, или стабильное поступление регламентированного количества топлива в соответствии с режимами работы в системах с частичным наполнением надплунжерного пространства. Все это обеспечивает стабильность параметров ТА.
Пропускная способность питающего тракта зависит от конструктивных элементов системы питания: длины, проходного сечения, упругости питающего трубопровода, гидравлического сопротивления подводящего штуцера, конструкции перепускных п демпфирующих клапанов. Так как наполнительные отверстия втулки плунжера открываются только в определенные периоды рабочего цикла, пропускную способность определяет время—сечение открытия наполнительных каналов, т. е. площадь под кривой изменения сечения наполнительных окон в зависимости от времени. В многоплунжерных насосах могут быть получены высокие значения времени—сечения открытия наполнительных окон Нн. о/н. о, а в насосах распределительного типа — в четыре— семь раз меньшие.
Приближенный расчет пропускной способности наполнительных окон в плунжерной паре может быть произведен с помощью выражения, полученного на основании уравнения Бернулли для установившегося течения жидкости. Весь процесс разбивается на отдельные периоды с интервалами Д<р = 14-2°. В надплунжер
239
ном пространстве давление принимается равным рн. п, хотя исследования показали, что рн. п имеет место только на всасывающем ходу плунжера, а затем, так как пары топлива сконденсироваться не успевают, наступает политропическое сжатие паров. Объем топлива (см3), который пропустят наполнительные отверстия за один цикл работы,
______________ Л=п
Q = (V(2/р) (рп — рн. п) Дф/(6пн)] 5 рн. 0Д. 0.
Л=1
Каждому конструктивному варианту плунжерной пары п1 ' рп — const соответствует кризисное по наполнению значение пн, выше которого не обеспечивается полное наполнение надпл} жерного пространства. Увеличение рп является эффективн: средством повышения пропускной способности наполнительн окон, что используется в топливных насосах, особенно расп делительного типа.
Для различных моделей насосов приняты следующие значения рп. н:
Тип насоса. . УНТ-5 ЯМЗ-236 НД21/21 EP/VA...H рп.н, МПа . . 0.07—0,12 0,13—0,15 0,23—0,32 0,5—0,8
Реальный процесс наполнения надплунжерного пространства является нестационарным. Уровень давления непрерывно изменяется и может существенно отличаться от усредненных значений, фиксируемых с помощью манометра. Это имеет место вследствие разгона потока топлива в период быстрого открытия наполнительных окон втулки плунжера, выталкивания топлива через наполнительные окна втулки в период нагнетающих ходов плунжера и истечения топлива через отсечные окна втулки (в случае, если питающая полость соединена с отсечной полостью насоса). Кроме того, в системе при применении поршневых подкачивающих насосов возникают волны давлений. Наиболее интенсивные импульсы (1—-3 МПа) появляются в системе от выталкивания топлива плунжером через наполнительные окна.
Для снижения интенсивности колебательных явлений, возникающих в питающей полости насоса, и повышения пропускной способности питающего тракта системы могут быть рекомендованы следующие мероприятия:
1) применение питающих трубопроводов из эластичных материалов (например, из полихлорвинила);
2) увеличение объемов полостей питания и отсечки, что уменьшает интенсивность волн, распространяющихся по питающему трубопроводу;
3) разделение полостей питания и отсечки, исключающее влияние процесса истечения топлива в период отсечки на протекание процессов в питающей полости насоса;
4) исключение выталкивания топлива через наполнительные окна в период нагнетающего хода плунжера, осуществляемое 240
•• "'M перекрытия наполнительных окон во втулке до начала на-ающего хода плунжера при вращательном движении распредели;
>) установка в полости питания обратного или редукционного Мншайа;
[ (>) применение для сглаживания пульсаций давлений в noil» гях питания и отсечки поршневых демпферов-аккумуляторов.
На стабильность наполнения надплунжерного пространства ГН1ЛИВОМ может отрицательно влиять наличие воздушных пробок пузырей в питающем тракте (хотя они положительно сказываются fig затухании колебательных процессов). Поэтому в системе осу-1<г1 гвляется циркуляция топлива и устанавливаются клапаны Дди удаления воздуха.
Параметры проточных элементов плунжерных пар. Форма и ЦМн’положение наполнительных отверстий должны обеспечивать Максимальный коэффициент расхода топлива для создания наибольшей пропускной способности окон. Придание конической фирмы наполнительным окнам и осуществление их наклона несущественно увеличивают коэффициент расхода (рис. 3.16).
У насосов распределительного типа на протекание процесса тпливоподачи могут влиять размеры распределительных окон и ял их открытия. Если распределительные окна открываются иком быстро к моменту»начала активного хода плунжера, то их может возникнуть дросселирование потока топлива, что ззит характеристики впрыскивания. Иногда перекрытие окон ‘льзуется для аккумулирования топлива с целью повышения чений впрыскивания. Раннее закрытие распределительных окон водит к уменьшению эффективного проходного сечения отсеч-> тракта, что вызывает медленное падение давлений в конечной • впрыскивания и может привести к возникновению дополни-п-мьного впрыскивания. Недопустимо во избежание гидроудара Укрытие распределительных окон до окончания активного хода Ил \ нжера.
При недостаточной продолжительности фазы распределения Возможные производственные отклонения, влияющие на положе-Ие окон, могут оказывать влияние на идентичность показателей процесса топливоподачи через отдельные штуцеры насоса. В выпол-мпных конструкциях распределительные окна обычно откры-Ьются за 5—10° ПВН до начала активного хода, а закрываются цустя 3—8° ПВН после окончания максимального активного хода йй режиме пуска). При этом необходимо также учитывать смещение 13 открытия распределительных окон в насосах распределитель-рго типа со встроенным автоматом, при котором с изменением Встоты вращения поворачивается приводная шайба с кулачковыми рофилями. Сечения распределительных окон в период активного ста плунжера должны быть не менее площади нагнетательного рубопровода.
241
В распределительных насосах необходимо также исключать работу насоса при обратном вращении кулачкового вала, что Мпж^т иметь место при движении транспортного агрегата назад (подбору) с невыключенным сцеплением, например путем создания ho втулке дополнительных отверстий, соединяющих надплунжер-Ное пространство с полостью низкого давления при изменении направления вращения вала насоса.
Параметры нагнетательных клапанов. Основным назначением нагнетательных клапанов является исключение возможности *’порожнения нагнетательного трубопровода от топлива в период после отсечки. Это происходит вследствие истечения топлива вначале с большими скоростями из-за перепада давлений между нагнетательным трактом и полостью низкого давления^® затем под воздействием сил инерции. Кроме того, нагнетательный клапан •включает отсасывание топлива нз нагнетательного трубопровода в период возвратного хода плунжера. Нагнетательный клапан икже отсоединяет нагнетательный трубопровод от полости нагне-1ЙПИЯ, что обеспечивает четкое определение ГНН и предохраняет > истему от прорыва газов в полость насоса в случае зависания иглы одной из форсунок. Однако установка клапана вызывает повторное отражение от клапана следующих от форсунки отраженных волн давлений и приводит к возникновению дополнительных впрыскиваний или к вялой посадке иглы на седло распылителя. Поэтому в конструкциях нагнетательных клапанов предусматриваются специальные устройства ^ии осуществляется разгрузочный под, в процессе которого клапан после отсоединения нагнетательного трубопровода увеличивает его объем, что приводит к снижению амплитуд отраженных волн, а за счет отсасывающего эффекта обеспечиваются более резкое падение давления у форсунки и
I быстрая посадка иглы на седло.
Имеются конструкции клапанов двойного действия, в которых гашение волн давлений осуществляется за счет перепуска топлива Через дополнительный обратный клапан (см. рис. 3.27).
В клапанах грибкового, а также золотникового типа основной разгрузочный эффект вызывается освобождением объема. Разгружаемый объем равен произведению разгрузочного хода hK. р на Площадь поперечного сечения клапанов fK.
Соответствующим выбором этого объема можно исключить Дополнительные впрыскивания топлива при работе на форсированных режимах системы. С увеличением разгрузочного объема клапана уменьшается Уц, на повышенных скоростных режимах уменьшаются давления в трубопроводе и давления при впрыскивании . Клапан золотникового типа обеспечивает меньшие объемы Полостей в штуцере насоса (1,0—2,0 см3) по сравнению с клапанами ||шбкового типа (2,0—3,5 см3) и позволяет получить более высокие давления. Однако этот клапан сложнее в производстве.
Недостатком грибковых и золотниковых клапанов является постоянство разгрузочного эффекта, что приводит к переразгрузке
243
нагнетательного трубопровода при работе на частичных нагрузка^ и скоростных режимах. В клапане с корректирующим отверстиав вследствие возможности поступления топлива через отверстие 1 нагнетательный трубопровод при меньших подъемах клапана, чем его максимальный разгрузочный ход, при работе на частичный режимах разгрузочный эффект уменьшается. Клапан с корректЛ рующим отверстием требует более точного изготовления для обея печения необходимой степени неравномерности подач топлива. ’ Достоинством клапанов двойного действия является то, чта они автоматически регулируют степень разгрузки в зависимости от режима работы, так как на менее форсированных режимах умены шается интенсивность отраженных волн, а соответственно и коли* чество топлива, перетекающего через обратный клапан. С помощью этого клапана можно влиять на уровень остаточных давлений п нагнетательном трубопроводе. В клапане насосов НД21 давленщ при открытии прямого клапана принято равным 0,7—0,9 МПа( а обратного — 6—10 МПа.
Возможна конструкция клапана двойного действия с шарики» вым запорным элементом (см. рис. 2.28). Для гашения отраженных волн между клапаном и нагнетательным трубопроводом устанавли» вается в некоторых конструкциях жиклер.
Клапаны двойного действия обладают положительным коррек» тирующим эффектом при работе с повышенными Уц. Недостатком клапанов двойного действия является их повышенная чувствитель? ность к изменению вязкости топлива и сопротивлению нагнетатель; ного тракта. Поэтому их следует применять в форсированный системах, где проблема устранения дополнительных впрыскиваю)! является главной.
В связи с необходимостью уменьшения объема сжимаемого насосе топлива с целью повышения давлений нагнетания ЦНИТА были разработаны конструкции клапанов для насосоч распределительного типа НДК и НДУ, в которых пружина кла* пана вынесена в плоскость низкого давления. Возможна комбинат ция такого клапана с обратным клапаном.
Для сохранения постоянных остаточных давлений в широком диапазоне скоростных и нагрузочных режимов и исключения дополнительных впрыскиваний топлива может быть применен» конструкция демпфирующего клапана, разработанная ЦНИТА, Исключение дополнительных впрыскиваний достигается за счс^ гашения демпфером колебательных процессов (рис. 3.17, б), воз« пикающих в нагнетательном трубопроводе, после посадки клапану на седло в период отсечки топлива.
В форсированных системах топливоподачи с целью гашений возникающих интенсивных отраженных волн и исключения дополз нительных впрыскиваний возможно вообще исключение нагнета» тельных клапанов, однако в этом случае необходимо осуществлять мероприятия по исключению опорожнения нагнетательного трубопровода при работе системы на различных режимах.
244
Рис. 3.17. Характеристики клапанов: J
а -- гидравлические характеристики клапанов насоса НД21/4 (J), с корректирующим отверстием (2) и серкйкого ТА ЯМЗ (5);
б — осциллограммы процесса топливоподачи при работе ТА ЯМЗ с серийным и демпфирующим клапанами: / - п ; 2 — п ; 3 -- п*11'11 И< И Н. м Н » X
Свойства .нагнетательных клапанов можно оценивать по гидравлическим характеристикам (рис. 3.17, а). В характеристике иля пана с объемной разгрузкой весьма важен четкий переход *призонтального участка в восходящую ветвь характеристики, что определяет разгрузочный эффект клапана. По гидравлическим практеристикам можно определить пропускную способность кляпанов, а также целесообразный максимальный ход клапана, tpn превышении которого его пропускная способность изме ниется несущественно. i
Параметры форсунок (табл. 3.6). Важным параметром распыли* 11'ля форсунки является его гидравлическая характеристика (рис. 3.18, а).
Конструкция форсунок оказывает существенное влияние на ха-ряктеристику впрыскивания. С целью форсирования процесса Югрыскивания — увеличения энергии впрыскивания за счет приближения р„р к (осуществление характеристики впрыскива-
Рис. 3.18. Характеристики распылиiглей.
а — гидравлические: / — штифтовых НЗТА; 2, 3 — миогодырчатых дизеля СМД-60; 4 — дизеля Д-240; 5 — дизеля Д-37Е; 6 — фирмы К.АВ; б — зависимость требуемых значений от угла запорного ионуса ф
245
Таблица 3.6. Углы конусов распылителей
Модель форсунки «к и «ь. к <₽к. н <₽к. к
ФШ6х2х25° ФД-22 6А1 6Т2 ЯМЗ-236 60° 3O'+Jn' 60°+’6' бо°+ть' 60°+’Б' 60°-^' 58° 30'±20' 59° ±15' 58° 45'±20' 58° 45'±20' 59°±15' 1° 40'—2° 50' 45' —1 ° 30' 55'-1° 50' 55'— 1° 50' 35' —1°
ния с крутыми передним и задним фронтами) — необходимо поп шать давление открытия Рф. 0 и начала закрытия иглы распылит рф, 3. Первое может быть достигнуто при одном и том же усю пружины форсунки путем увеличения опорного диаметра и> dK. о- Приближение рТ к происходит также при увеличе! местного конечного объема сжимаемого топлива у иглы распы теля. Однако при одних и тех же параметрах остальных элемен нагнетающего тракта это приведет к снижению рГйх- Поэт» непрерывно ведутся поиски более эффективных путей увеличе! Рф. О И Рф. п-
Одним из возможных средств решения этой задачи являе осуществление гидрозапирания иглы форсунки. При этом топл в надыгольную гидрозапорную полость может подаваться от пос роннего источника, от нагнетающего основного или дополните ного плунжера непосредственно в полость запирания или че специальные клапаны или поршневые элементы. Возможно тар гидрозапирание иглы за счет управляемых перетечек топлива зазору между иглой и корпусом распылителя. Ввиду сложно и недоработанности указанные системы не нашли еще массов распространения.
В характеристике штифтовых форсунок отчетливо просле; ваются три участка (см. рис. 3.18): а — от начала подъема из распылителя до момента, когда проходное сечение под кону распылителя начнет существенно превышать проходное сече между цилиндром штифта и корпусом распылителя; б — прол жается до момента выхода цилиндрической части штифта из цил дра корпуса распылителя; в — соответствует совмещению конг ской части штифта с конической частью корпуса. Изменен входа у цилиндрической части штифта в корпус, а также жесткс иглы форсунки можно увеличить продолжительность участка вплоть до получения ступенчатой формы характеристики впрыс вания. При работе на участке б происходит самоочистка про> ного сечения корпуса распылителя за счет входа в отверг корпуса цилиндрической части штифта. Этот участок также с пос; ствует резкому подъему иглы распылителя вследствие аккумулив рования энергии топлива в кармане распылителя. Наличие расхо|
246
дящегося конуса, угол которого может достигать 45°, способствует увеличению угла конуса струи топлива, однако приводит к появлению в характеристике неустойчивого участка г при входе обратного конуса штифта иглы в корпус распылителя. Максимальное проходное сечение распылителя в этом случае не соответствует максимальному подъему иглы, и требуется более точное изготовление распы-пиеля с тем, чтобы обеспечить меньшее различие в эффективных проходных сечениях между отдельными экземплярами распыли-* лей.
Максимальный ход иглы в штифтовых распылителях отечественных и зарубежных АТД колеблется в пределах 0,4—0,8 мм, •I диаметр штифта — в пределах 1,0—2,5 мм.
Характеристики закрытой многодырчатой форсунки имеют два практерных участка: начальный, где проходное сечение и соот-нетсвенно пропускная способность сильно зависят от перемещения иглы распылителя, и основной, где эта зависимость выражена слабо 1> пропускная способность определяется площадью сопловых отвер-• тий распылителя. Расходная характеристика закрытого распыли-|рля может быть определена расчетным путем.
Важным параметром конструкции закрытого распылителя лвляется степень дифференциальности иглы, которую можно оценить коэффициентом, представляющим собой отношение давления, ।оответствующего началу подъема иглы распылителя, к давлению, при котором начинается отекание иглы распылителя. Давления начала открытия и посадки иглы распылителя
Рф. О ” П- Ф. (^и ^Н. о);
' Рф. п = 4 (Рп. ф. о + ЛГ’М/М).
Коэффициент дифференциальности определяется из выражения
^Д. = Рф. о!Рф. П ? ^П. ф. О^и/ (Рп. ф. О Ч- hK 6И) (<^н . о)»
где Рп. ф. о — усилие затяжки пружины иглы форсунки.
С увеличением &д. и уменьшается уровень давлений под иглой распылителя, при котором начинается посадка иглы, что приводит К более низкому значению давлений в конечной фазе впрыскивания и способствует повышенному коксованию распылителя.
Существенное увеличение жесткости пружины может приводить К более интенсивному падению рф. о в процессе эксплуатации форсунки. В современных АТД у штифтовых распылителей рф. о = — 12,54-15,0 МПа, а у многодырчатых — рф. о = 15ч-25МПа. Жесткость пружины форсунки составляет 120—300 Н/мм.
В форсунках АТД с коническими запорными поверхностями имеют в большинстве случаев угол запорного конуса, равный ПО" (рис. 3.19). Целесообразной величиной распада конусов является угол 20—40' (рис. 3.19, в). Значения указанного параметра в серийно выпускаемых отечественных распылителях с учетом производственных допусков представлены в табл. 3.6.
247
Рис. 3.19. Схемы распылителей: а — с двухконусной иглой (Р <К у); б — с двух конусной иглой (у « р); в — с трехконусной иглой; г — со ступенькой на конусе;
1 — первый участок конуса: 2 — второй участок конуса; 3 — третий участок конуса
Для повышения износостойкости конусного сочленения иг./. , выполняют с двумя конусами (рис. 3.19, а, в), что способствует об разованию жидкостного клина в момент посадки иглы, или форми руют конусную часть иглы таким образом, чтобы при износе п<* изменялись 0, £д>и и соответственно 0 (рис. 3.19, б, г).
Таблица 3.7. Конструктивные параметры форсунок отечественных АТД
Марка форсунки Тип форсунки 0. мм би, Н/мм . max пн . мм мм X э ё й а. Рф. о- МПа ?
ФШ6Х2Х250 Штифтовая 3,3 124 0,32—0,42 — 257 13,0+5 1
6Т2 Многодырчатая 2,6 191 ОД?-*»0? 1.0 390 17,0+Б 11
ЯМЗ-236 То же 2,6 191 0,34+^ 1,2 402 17,5+Б 1
6А1 3,0 191 0,31±g;^3 1.2 318 15,0+Б 1
ФД-22 » 3,0 191 0.23+0-07 1.0 361 17,0+Б 1,
Примечание. Все распылители имеют диаметр иглы 6 мм.
248
Т а б л и ц а 3.8. Параметры сопел отечественных распылителей
Модель форсунки Модель дизеля с (>№ мм |Ар/с. ММ» d-, мм V
6Т2 Д-37Е 60 0,16 0,18 0,30 0,9 3
>Д-22 Д-240 62 (38) 0,21 0,25 0,29 0,9 4
ФД-22 СМД-14Н 68 (40) 0,21 0,25 0,31 0,9 4
ФД-22 СМД-60 71,5 0,27—0,30 0,32 0,9 4
6А1 А-01; А-03 73 0,23—0,25 0,32 0,8 4
ЯМЗ-236 ЯМЗ-236 73 0,21—0,25 0,34 0,8 4
Чем больше угол конуса запорных поверхностей, тем меньший подъем иглы распылителя требуется для получения площади проходного сечения под конусом иглы, равновеликой площади центрального канала и сопла рр/с и не регламентирующей пропускной способности распылителя (см. рис. 3.18). Возможно применение распылителя с плоской запорной поверхностью иглы <рк =
180°. Меньший ход иглы способствует более быстрой ее посадке, резкому окончанию периода впрыскивания топлива и уменьшению •аброса продуктов сгорания из цилиндра в полость распылителя. Однако распылители с плоской иглой не получили широкого распространения вследствие менее надежной работы уплотняющих поверхностей.
При проектировании распылителя необходимо обеспечить рав-ионроточность гидравлического тракта форсунки, чтобы все проходные сечения были примерно одинаковы и по величине как минимум н три-четыре раза превышали проходное сечение сопловых отвер-*тий распылителя. Это позволяет снизить потери при протекании ишлива по каналам форсунки и распылителя. В этом случае также уменьшается влияние производственных отклонений размеров каналов на пропускную способность форсунки.
Длина соплового канала у распылителей АТД составляет 0.8—1,0 мм (табл. 3.8). С уменьшением толщины стенки сопла до 0,4—0,6 мм вследствие термических деформаций носика распыли-1гля может наступить явление самоочистки сопловых отверстий нт кокса и нагара. Однако изготовление распылителей с такой гонкой стенкой сопла в массовом производстве представляет значительные трудности.
С целью обеспечения равномерности подач топлива через отдельные отверстия многосоплового распылителя необходимо сознать одинаковые условия истечения топлива через каждое отвер-। тие (рис. 3.20). Это достигается расположением осей отверстий по нормали к сферической поверхности носика. Особенно это важно чрн наклонном расположении форсунки к оси камеры сгорания. »‘;нмер центрального отверстия носика распылителя необходимо •«ыбирать таким образом, чтобы перемычки между входными кромками отдельных отверстий были не менее 0,3—0,5 мм, иначе в
249
Рис. 3.20. Зависимость коэффициента расхода сопловых отверстий от противодавления впрыскивания в среду газа при центральном (а) и боковом (б) расположениях отверстий
существенной степени изменяется коэффициент расхода и по ляется повышенная неравномерность подач топлива между от де ными отверстиями.
В табл. 3.7 и 3.8 представлены параметры форсунок и со; отечественных АТД.
В большинстве отечественных и зарубежных распылителей с ловые отверстия выходят в центральный канал под конусом иг распылителя (см. рис. 2.20 и 2.33). Такая конструкция более i нелогична, однако ее недостатком является выброс из центральн канала («колодца») в конечной стадии процесса впрыскивания т лива под низким давлением, что способствует повышению токе ности и дымности отработавших газов. Этот недостаток устраняе при уменьшении объема колодца (рис. 3.21, а, б) и при вых распиливающих отверстий на поверхность запирающего кон распылителя (рис. 3.21, в). Так выполнен распылитель систем дизелей В-2 и ДМ-21А. В последние годы такого типа распылителе получают все большее распространение.
Параметры нагнетательных трубопроводов. Гидродинамиче ские свойства нагнетательных трубопроводов характеризуются 1 основном длиной и диаметром канала. Длина трубопровода зависи!
Рис. 3.21. Схемы распылителей; а—с уменьшенным объемом канала под носиком распылителя и с нормальным конусом иглы; б — то же, с притупленным конусом иглы; в — с выходом распиливающих отверстий на уплотняющий конус
250
«н места расположения топливного насоса на двигателе и опреде-0игт время прохождения волной давления пути между насосной гкцией и форсункой. В связи с этим отраженная от форсунки нм на будет подходить к насосной секции либо в период активного к (да плунжера, либо после его окончания. При этом она может >• нливать прямую волну или не оказывать на нее влияния.
При неблагоприятном сочетании параметров системы отражения |.мна может подойти к насосу в конечной фазе формирования чульса и снизить интенсивность падения давления в конечной । .<• впрыскивания. На параметры процесса впрыскивания длина ^юпровода оказывает незначительное влияние. С ростом частоты -.нцения вала влияние длины трубопровода увеличивается, что ич (ано с увеличением сопротивления трубопровода. Это вызывает | ке рост запаздывания впрыскивания топлива. Кроме того, \ ^сличением скоростного режима уменьшается угол опережения н1рыскивания. Для обеспечения идентичных условий подачи топтав в отдельные цилиндры двигателя необходимо стремиться к '‘•тановке на двигатель нагнетательных трубопроводов одинаковой тины, хотя в некоторых случаях (при слабой зависимости пара-п'тров двигателя от угла опережения впрыскивания) возможна •омплектация двигателя трубопроводами различной длины.
Более существенное влияние на параметры процесса впрыски-депия оказывает внутренний диаметр нагнетательного трубопроводе. С увеличением dTp амплитуда прямой волны давлений умень-ияется, однако одновременно увеличивается амплитуда отраженных волн. При уменьшении диаметра трубопровода наблюдается кратная картина. Поэтому уменьшение диаметра трубопровода ию допустимой величины, ограниченной сопротивлением трубок) может явиться одним из средств ликвидации дополнительных ннрыскиваний в системе.
В АТД применяются нагнетательные трубопроводы с внутрен-дем диаметром 2 мм, для малогабаритных дизелей (Уц< 100 мм3) инможно применение трубок с dTp — 1,5 мм, а при > 300 мм3— — 2,5 мм. Наружные диаметры трубопроводов равны 6 и 7 мм. Оптимизация углов опережения впрыскивания без применения автоматических муфт. При новом рабочем цикле существенно вменяется скорость нарастания давления в переднем фронте с i меньшением пн (рис. 3.22, а), впрыскивание начнется позднее, (•м обычно, и осуществится гидродинамическая коррекция угла идеала подачи. Рассчитанное смещение Д<р угла ПВН, соответ-тующее достижению давления начала подъема иглы форсунки ч зависимости от параметра профиля кулачка, представлено на (•нс. 3.21, б [451.
Одновременно со смещением А<р на оптимизацию углов будет цкже влиять различная динамика струй топлива при цикле ЦНИТА и обычном цикле (рис. 3.21, в). Эффективность изложенного способа автоматического гидродинамического корректировании угла начала подачи топлива иллюстрируется графиками сел-
251
Pq>.o
°^т.ы МПа
25 20
15
10
5
8)
1520tf>°
10
~nA*= 1kOOMUH{ 2D00MUH
п» -1000мин nM=700
10 15 20р°0 5
то же, но c серийным насосом НД21
м*1
, Зона /встречи вершин /раке--лобсостен\ камикамеры
Зона 71 воспламвне-ле нияснасо-__COCOM,UM&p ю ЩИМ новый __рабочий— цикл
20
18
16
Ik
12
ID
8
6
k'
2
22
20 15 10 5 &М.Т.
*)№ г/кВт-ч
272
258
2kk
230
218
# №. г}квп 268 2kk 230 216
О 500 700 300 1100 Пн,мин
пл-2000мин fa- 1*1 ll
----1
two
20 22 24 26
ji^ZIOOmuhL
28 JO fy?
J4 36 38 W k2 6у,°
Рис. 3.22. Характеристики процессов при оптимизации углов оПережени|1! впрыскивания: а -- графики изменения давлений при обычном и специально! профиле кулачка; б — зависимость Лфн от характеристик профиля при pal личных пн; в - графики развития струи топлива при обычном и новом рабочи циклах; г — регулировочные характеристики дизеля ВТЗ Д-144; д - регул» ровочные характеристики дизеля СМД-60
ростных характеристик расхода топлива, снятых при различны Пд на дизелях D-144 и СМД-60, из которых следует, что экстремал! ные значения (ge-~>- min) установочных углов 6 с изменением л меняются мало (рис. 3.22, г, д).
Оценка динамики нагружения деталей ТА. Интенсификаци процесса впрыскивания приводит к увеличению и без того высоки скоростей нарастания давлений нагнетания топлива плунжерам топливных насосов и приложения нагрузок, что увеличивай деформации, возникающие в деталях привода плунжера (ос ролика толкателя, тарелке толкателя, кулачковом валу и ег подшипниках, приводной муфте), по сравнению с деформациям при плавном приложении этих нагрузок. Возникновение дополни*
252
единых деформаций при больших скоростях приложения нагру-кж к упругому телу поясняется следующими явлениями. При «гружении упругой механической системы (деталей привода рунжера) быстро меняющейся силой (силой от давления топлива « плунжер насоса) могут возникать колебания элементов системы.
Г1<» имеет место в том случае, |ли частоты собственных колебаний системы или ее отдельных элемитов совпадают с частотой вы-ly ждающей силы или ее сильных йрмонических составляющих.
Для системы и ее отдельных )лементов может наступать явле-шг резонанса или близкое к нему. Три этом деформации могут суще-^вепно превышать возникающие |ри статическом нагружении, од-ll ко из этого не следует, что возросли воздействующие на сис-
Рис. 3.23 Зависимость динамической надбавки к усилию Ар от скорости нарастания давления нагнетания топлива
ому нагрузки. Чем круче фронт нарастания нагрузок (давлений
отлива) и чем больше их величина, тем больше амплитуда сильных ।ирмонических составляющих усилий, частоты которых совпадают । собственными частотами колебаний отдельных элементов системы Оичалей привода), и тем в большей степени будут выражены резонансные явления. Как было установлено акад. А. Н. Крыловым, или период свободных колебали Системы соизмерим с продолжительностью приложения сил, то возникают колебания деталей, й динамическая надбавка Ау к статическому перемещению может (Мль выражена следующей зависимостью:
Ду -= (Тс/2г) dP/dt,
Hie Тс —- период свободных колебаний системы или ее отдельных Элементов; с — жесткость системы или ее отдельных элементов; d/’/dr — скорость приложения нагрузки.
Динамическая надбавка наблюдается при тензометрировании щносительно податливой тарелки (о>с = 100 кГц) и отсутствует при жесткой тарелке (<ос = 450 кГц) — рис. 3.23 [541.
В табл. 3.9 представлены значения частот собственных колебаний о)с ряда деталей отечественных насосов. Как следует из таблицы, у тарелок толкателей насосов НД собственные частоты .колебаний довольно высокие и в них не следует ожидать появления йнпамических надбавок к деформации. У кулачковых валов Ьшливных насосов УТН-5, ЛСТН, ЯМЗ-236, НК-8, ЯМЗ-840 соб-тпенные частоты колебаний относительно низки, что может приводить к увеличению в них деформаций при нагружении быстро Вырастающими силами от давлений топлива.
Поскольку теоретические методы оценки дополнительных де-Июрмаций еще не разработаны, в каждом конкретном случае не-
253
Таблица 3.9. Частота собственных колебаний (кГц) деталей насосо
Деталь НД-21 НД-22 УТН-5 лстн ЯМЗ-236 НК-8 ЯМЗ-
Кулачковый вал 84,5 21.0 11.0 7,5 11,6 —
Ось ролика толкателя 120 120 165 200 200 180 16(
Нижняя тарелка толкателя 450 450 — — — “— —
обходимо проводить экспериментальное исследование фактичес деформаций вдеталях привода с целью оценки его прочност характеристик.
3.3. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРОЦЕССА ТОПЛИВОПОДАЧ1 (ЗАДАЧА САПР ТА АТД 204000)
Условные обозначения. сп, cv, ск. 0, си, ск. д — скорости , жения плунжера, прямого нагнетательного клапана, обрап клапана, иглы распылителя, клапана демпфирующего; ст — рость топлива; d'K, d'„„ d„. к —диаметры утоненной части г по запирающей кромке, внутреннего отверстия в корпусе расгл теля по утоненной части, «кармана» в корпусе распылителя cooi ственно; di — диаметр участков высокого давления (внутрен; нагнетательного тракта; f'K, f'Ut — площади поперечных сече иглы по утоненной части иглы, иглы по запирающей кро Zh. о.з> Zh. о. о> Zk. п.3’ Zh. п.о > Zh. п. з. т, Zh. и. о. т , Zb > Zp> Zh. о > Zo. о > Zh. п» Zh площади проходных сечений обратного и прямого клапанов г крытом (з) и открытом (о) состояниях, прямого клапана со crcf трубопровода в закрытом и открытом состоянии, вытеснит распределительного окна, наполнительных и отсечных окон, мого н обратного нагнетательных клапанов; п. Zk. д, Zh. н — щади поперечных сечений нагнетательного клапана по пер демпфера демпфирующего клапана, клапана — корректора х теристики впрыскивания соответственно; Лк. о, ^т> hK. д, hK. перемещения обратного нагнетательного клапана, плунжера ( сительно толкателя, демпфера демпфирующего клапана, пана — корректора характеристики впрыскивания; hK. н, hK hK. д. н, к. н — предварительное (установочное) сжатие пру нагнетательного клапана, обратного клапана, демпфера дем рующего клапана, клапана — корректора характеристики вп кивания; /г- — длина расчетного участка; Мп, М„ к, Мк, 71 7ИН.д, — массы движущихся деталей плунжера, клапан., корректора характеристики впрыскивания, нагнетательного кл пана, обратного клапана, демпфера демпфирующего клапан иглы распылителя; рн. н, ро — давления топлива в картере насос остаточное от предыдущего впрыскивания соответственно; £,
254
нш|>фициент потерь на трение при движении в трубопроводе высо-t»ii> давления длиной /г; би, 6К, бк. 0, бп, бк. к, бд — жесткости tvжин иглы распылителя, нагнетательных клапанов прямого и ратного, толкателя плунжера, клапана-корректора, демпфера; , Л’к. о — коэффициенты вязкого трения нагнетательного клапана, иинфирующего клапана.
Общие положения. Процесс топливоподачи сопровождается ложными нестационарными гидродинамическими, механодинами-егкими и теплообменными процессами. От перемещения плунжера непрерывно меняющейся скоростью в примыкающем к нему imide топлива, представляющем собой многофракционную вязкую |.|дкость, возникают возмущения в виде перемещения и сжатия •ни‘в топлива, примыкающих к торцу плунжера. Эти возмущения
1 коростью звука распространяются в надплуижерном простран-ни- и далее по упругому нагнетательному тракту к проходному мн-пию распылителя. При этом происходит деформация деталей 1-инода; деталей, в которых размещены каналы с движущимся •Кливом, и нагнетательного трубопровода, что отражается на мфости распространения возмущений. Вследствие сжимаемости грения топлива выделяется тепло, которое изменяет физические ьпйства топлива (плотность, вязкость). При некоторых режимах «боты в отдельных точках системы может нарушаться сплош- •< ГЬ жидкости.
В процессе топливоподачи под воздействием сил от давления 1 <плива и пружин имеют место перемещения отдельных элементов И(’темы, на которые воздействуют механические и гидравлические илы трения. Гидравлический тракт имеет резкие изменения Прониных сечений, в которых возникают потери механической энер-нн с выделением тепла. В прецизионных узлах системы происходят Тгчки топлива из полости высокого в полость низкого давления.
Моделировать всю совокупность условий, сопутствующих сильным процессам, не представляется возможным ввиду слож-• ч’ти их, а учет некоторых факторов из-за достаточно малого влияли их на процесс не является обязательным.
При разработке обобщенной модели процесса топливоподачи риняты следующие основные допущения.
1. Движение топлива в гидравлическом тракте системы прини-11ГТСЯ одномерным, так как во всех основных элементах гидравлике кого тракта системы (кроме надплунжерного пространства) мины каналов превышают их поперечные размеры.
г 2. В объеме надплунжерного пространства процесс считается Ькпзистационарным и равновесным, т. е. за малый промежуток времени Ат (шаг расчета) параметры топлива являются постоянными Н одинаковыми во всем объеме (возмущения в топливе в пределах Moro объема распространяются мгновенно).
3. Процесс топливоподачи считается изотермическим, а топли-Н— однокомпонентной сжимаемой жидкостью, параметры которой ЙЬляются постоянными за весь период впрыскивания.
255
4. К моменту начала активного хода плунжера имеет мсгй полное или заданное (в системах с дросселированием на впуске заполнение надплунжерного пространства (САПР ТА АТД вклм чает метод расчета процесса наполнения, позволяющий выбраЯ параметры системы питания, при которых будет обеспечивать» полное ил" заданное заполнение.топливом надплунжерного npf странства).
5. Пре, полагается, что при качественном изготовлении сборке в элементах системы отсутствуют силы сухого трени Основанием для этого являются результаты специально выполнв ных исследований (обработка осциллограмм давлений, снять непосредственно до и после нагнетательного клапана, а также иглы распылителя, показала, что подъем иглы форсунки начинает при давлениях, соответствующих началу перемещения ее nj опрессовке в статических условиях, а разница в давлениях до после клапана незначительна 151).
6. Ввиду малости не учитывается деформация элемента гидравлического тракта и их влияние на скорость распространен!' возмущений топлива; при давлении 150 МПа изменение внутрв] него объема наиболее упругих элементов гидравлического трм та — трубопроводов с диаметром канала 1,5—2 мм — составлю всего 0,15%, что существенно меньше сжимаемости топлива (окай 15% при р == 150 МПа). 1
7. Метод гидродинамического расчета в основном предусматя вает кинематическое замыкание звеньев пружинными элементам! хотя в методике предусмотрен учет разрыва кинематических св зей в цепи плунжер — толкатель путем учета отрыва плунжера толкателя [см. уравнение (3.15)1. Если расчет ведется без уч$ указанных явлений, перед его проведением необходимо убедить в отсутствии нарушения кинематического замыкания элемент путем сопоставления сил инерции и сил, развиваемых пружинаь а также оцени , ь собственную частоту колебаний пружины соглаС выражению пп = 2 164 000 где пп — число колебани
мин; dn — диаметр проволоки, см; Пер — средний диаметр пр жины, см; i — число витков пружины.
С целью исключения резонансных и близких к ним режиме при которых вследствие колебаний в пружинных звеньях мог нарушиться кинематические связи между элементами систем необходимо, чтобы собственная частота колебаний пружин | 8—10 раз превышала частоту их работы. я
Наиболее плодотворным оказалось использование для гиди динамического расчета уравнений, описывающих волновой nil цесс распространения импульса возмущений в трубопроводе неустаног евшемся движении невязкой сжимаемой жидкости [3fl
jc/dx — (—1/р) (dp/dZTp); dc/d/Tp = (—1/п2р) (dp/dx). (3.1
Решение указанной системы в форме Д’Аламбера представлЯ собой сумму двух функций, из которых первая F (т) являет!
256
hpHMofi волной, формирующейся в начальном сечении, а вторая If (т) — отраженной, в конечном сечении трубопровода:
р F (т) — W (т); о [F (т) + W (т)]/ар. (3.13)
Для получения частных решений необходимо задать краевые рловия задачи, т. е. дополнить решения волновых уравнений i равнениями граничных условий (уравнениями сохранения сплошности и энергии в сочленениях трубопроводов и уравнениями •ишжения элементов системы: клапанов, иглы форсунки и др.).
Расчет параметров в последовательной системе каналов (трубок) ггдется в заданных граничных (стыковочных) сечениях. Во входных сечениях каналов определяется зависимость прямой волны I времени, в выходных сечениях по величине прямой волны в нвисимости от конструктивных параметров приемника (размера «рубки, клапана, форсунки и др.) определяется интенсивность «Iраженной волны, а по ним и значения параметров потока — явления и скорости.
Использование уравнений неустановившегося движения жид-। ости для расчета процесса топливоподачи впервые было сделано >пхельбергом. Развитие и уточнение теории расчета нашло отражение в работе [21]. В работах [39, 47, 51 ] были уточнены отдельные положения метода и применены для решения уравнений ЭВМ, что позволило значительно расширить область его использования И повысить точность и надежность получаемых результатов.
Ряд исследователей [21, 591 в методиках, предназначенных для расчета процесса топливоподачи в стационарных судовых дизелях, где имеют место длинные трубопроводы и используется Вязкое топливо, применяют в качестве базового «телеграфное» уравнение для вязкой жидкости, которое позволяет непосредственно учитывать гидравлическое сопротивление в трубопроводах. Делаются также попытки использовать при разработке метода расчета общее уравнение движения одномерного потока жидкости (частное уравнение системы Навье—Стокса), учитывающее наряду с инерционными силами и силами вязкого трения зависимость изменения скорости распространения звука и плотности жидкости от давления по длине трубопроводов. При относительно коротких трубопроводах и маловязких топливах, применяемых в АТД, достаточно надежные результаты получают при использовании Волновых уравнений [21 ], которые имеют решение в явном виде, принятое в качестве базового в излагаемом методе.
Б. А. Круком [131 предложено использовать волновое уравнение для описания распространения возмущений не только в нагнетательном трубопроводе, но и в других каналах системы, что позволяет получить значения параметров в различных сечениях системы.
Обобщенная модель процесса топливоподачи. Модель учитывает многообразие конструктивных решений основных узлов ТА, применяемых в АТД. Она построена на основании блочно-модуль-
9 Файнлейб В. Н. 257
Рис. 3.24. Схемы стыковки элементов топливной системы: а — рядный насос; б — насос распределительного типа (нагнетательный клапан стоит между плунжерной парой и распределителем); в — насос распределительного типа (нагнетательный клапан стоит между распределителем и нагнетательным трубопроводом)
ного принципа, позволяющего путем задания программных операторов обеспечивать формирование из отдельных блоков и модулей программы для расчета конкретной системы.
Для описания процессов движения топлива во всех элементах гидравлического тракта (за исключением объема надплунжерного пространства) применяются волновые уравнения, которые дополняются уравнениями граничных условий.
Для характерных сечений гидравлического тракта, находящихся на стыке двух соседних различающихся по условиям течения топлива конструктивных элементов, применяются расчетные уравнения (с. 270). На каждый функциональный узел собирается программными средствами математическая модель, состоящая из уравнений, полностью описывающих протекание процессов в этом узле. Порядок следования функциональных модулей задается проектировщиком в форматах исходных данных (рис. 3.24).
Комплекс локальных математических моделей, составленных для каждого из узлов, представляет обобщенную математическую модель (рис. 3.25), включающую также вспомогательные зависимости для расчета характеристик отдельных элементов системы, которые являются входной информацией при выполнении основных процедур (расчет простых и эквивалентных проходных сечений наполнительных и отсечных окон и распылителей, расчет утечек
258
Входные данные V9^ fAA-'W’ конструктивно -регулировочные параметры ТА
Расчет j&P клапанов, утечек
PV^C18B>
19
F19a> (F20a)’ W19-
1Л
тиарикация
истем
SW, .7 I/ Зв^±. f
Pt.0*Pt.0±£'-V4*V4
Определение параметров 6 орорсунке
*1
ш
п
Рис, 3,25. Структурная схема алгоритма гидродинамического расчета процесса топливоподачи по обобщенной модели
259
схемы нагнетающих!
Рис. 3.26. Расчетные секций: а — рядный насос; б — насос распределительного типа
топлива и др.). Структурная схема обобщенной модели процесс! топливоподачи (ОМПТ) состоит из модулей функциональных узл0| нагнетаюих секций нагнетательных клапанов, узлов распределив теля, нагнетательного трубопровода и форсунки, а также элемец тов связи между ними.
Для обозначения параметров в сечениях модулей, отображай щих секции высокого давления, приняты индексы 10—19 (индексе оканчивающиеся на цифру | обозначают параметры на ви ходе из модуля); для модуле нагнетательных клапанов «я 20—29; модулей распредели теля — 30—39; модулей на! нетательного трубопроводам 40—49 и модулей форсунок J 50____________________________________5g
На рис. 3.26—3.29 пре тавлены схемы основных р. четных модулей, на котор распространяется разра' тайная обобщенная моде Каждый конструктивный \ дуль состоит из пронуме;
ванных стыковочных сечен и находящихся между нт отрезков трубок или дрос< лей. В зависимости от хар., тера стыковочных элементов у каждого из сечений проставлен, идентификатор системы уравнений (А, В, С, D, Е), по 1 осуществляется расчет параметров (FB, Wa, pa, pa, cat cB), идентификатор времени т (см. рис. 3.30).
В обобщенную модель процесса топливоподачи внесены пара* метры в стыковочных сечениях, согласно одной из версий опредв* ляемые с учетом трансформации и потерь кинетической энергии( При распространении прямых и отраженных волн по трубкам учи* тываются потери путем ввода в значения волн коэффициентов затухания, оценивается опорожнение трубок согласно разработана ному условному приему, кроме того, учитываются утечки черев прецизионные элементы и демпфирование нагнетательного клапане [511. Для коэффициента демпфирования клапана v принято значе«| ние 0,01, а сила трения FK_ т вводится в уравнение движения с помощью выражения
котором/! , а такж<
f к. т VK (ск Ст_ к).
В ОМПТ предусмотрен учет упругости привода, которая имитируется пружинным элементом, включенным между плунжером и толкателем. Изменение объема надплунжерного пространства, получаемое при перемещении плунжера согласно кинематическом/'
260
Рис. 3.27. Расчетные схемы нагнетательных клапанов: а — грибковый; б — грибковый с корректирующим отверстием; в — золотниковый; г—двойного действия (типа ЙД); д—-двойного действия с разгружаемым поршеньком; е — двойного действия с шариковым обратным клапаном; ж, з (НД К) и (НДУ) — с пружинами, вынесенными в полость низкого давления;
/ — корпус клапана; 2 — обратный клапан; 3 — прямой клапан; 4 — пружина обратного клапана; 5 — вытеснитель — ограничитель хода клапана;
€ — пружина прямого клапана; 7 — демпфер
261
Рис. 3.28. Расчетные схемы распределителей: а — нагнетательный клапан после распределителя; б — нагнетательный клапан до распределителя;
I — плунжер; 2 — втулка
262
Таблица ЗЛО. Коэффициенты, входящие в уравнение неразрывности
Ич'ффи-ПИСНТ Физический смысл Расчетная формула
Ai А. А| Ла i Ад Ав Количество топлива, перетекающего в питающую полость или из нее Количество топлива, перетекающего в отсечную полость или из нее Утечки топлива через плунжерную пару Перетекание топлива через прецизионный поясок клапана Количество топлива, перетекающего в полость клапана-корректора характеристики впрыска или вытекающего из нее* Объем, освобождаемый плунжером вследствие перемещения относительно толкателя из-за деформации привода
Р-н. of в. о ~У (2/р) ( 1 Pia — Рп. н 1)
Рю. of о. о V (2/Р) (1 Рха — Рот 1) Определяются согласно зависимостям табл. 3.11 То же ск. к?к. к (dhT/dt) fn =
Г)я<*чету кулачкового механизма, корректируется членом Дв 1йбл. 3.10), вводимым в уравнение (3.41) неразрывности движения Йошка топлива, составляемое для надплунжерного пространства, g м граничные условия вводится уравнение движения толкателя Относительно плунжера.
В ОМПТ введены ступенчатые функции ст, которые в зависимости от конструктивных особенностей и этапов рабочего цикла ут принимать значения 0 или ±1 для всего периода впрыскиваем ч или какого-то его этапа.
Уточнения методики прошли апробацию путем широкомасштаб-с.опоставлений расчетных и экспериментальных данных [511.
1 (впадение расчетных и экспериментальных данных по ампли-t iiiog погрешности <рв, ръ и рт. н не превышало 8%, а искажения | описании фронтов — 12% при коэффициенте доверия 0,9.
Математические модели. Общий алгоритм расчета. Секция ЕЫсокого давления (рис. 3.26). Обобщенное уравнение неразрыв-Ости потока для надплунжерного пространства имеет вид
О’о^п/п = 0&Ун (^Ри/^Т) 4“ Ч- СТ8Да -|- ст8Д8 -|-
+ ст4Д4 -|- ст6Д6 -|- ствДв -|- /18С18в-
(3-14)
Значения коэффициентов Дх — Ав представлены в табл. 3.8.
Уравнения движения подвижных элементов в секции: для плунжера с тарелкой относительно толкателя
Л1П (d^-r/dT2) — (pie Рк. н) /п бп (/iT. н Ч- hTy,
(3.15)
263
для клапана, управляющегося характеристикой впрыскивании,
Мк. к (^2ЛК. к/^Т2) --- /к. К (Р18 Рк. н) бк. К (Лк. К. Н Ч- Лк. к)* (3- I Ь)
В случае, если применяются «отрывные» кулачковые профили с большими отрицательными ускорениями (замедлением) плунж» ра, возможен отрыв толкателя с плунжером от профиля. При этом значения для сп, йп с момента, когда силы инерции будут болы।к сил пружины (Р} > Рпр), должны определяться согласно вводи мому в систему уравнения движения, описывающего торможеши плунжера под воздействием пружины толкателя и силы от давлен п я топлива на торец плунжера:
Мп (d%n/<iT2) = fn (pis — Рк. к) — бт (Лп. к Ч- Лц).
Нагнетательные клапаны (см. рис. 3.27) представляют со< в основном систему простых и сложных проходных сеченш дросселей. В некоторых конструкциях имеется весьма протял ная центральная часть, где процесс описывается волновыми у[ нениями. Характеристики клапанов fK.B~F (hK) определяк расчетным путем из выражений (3.46) — (3.50) или задаются основании экспериментальных данных.
Расчет параметров в стыковочных сечениях клапанов осущ вляется согласно рис. 3.27,а—д и зависимостям (3.29) — (3. а эквивалентные сечения — по зависимостям (3.49) и (3.50).
Уравнения движения элементов нагнетательных клаш имеют вид:
для нагнетательных клапанов золотникового типа (рис. 3.2' б, в)
Мк (dCff/dx) = fK, п. о (ргод Рао^) бк (Лк. н Ч- Лк) —
vk [ск Р? Рк. п/к. п j/”(2/p) (Ргоа Рго^) / (/202 /203) j (''
(движение клапана начинается при рк. п = Рма > Р2о6/к.г
/к. П. 3 Ч“* бкЯк. н/f к. п. в) 5
для йагнетательных клапанов с торцевым уплотнением, двойп< »• > действия (см. рис. 3.27, а, д)
(2ИК + Мк. о) (dcn/dx) =
= /к. п. о (Р20д P20fc) — бк (Йк.п -|- Йк) Ч" бк. о (Лк. о. к — Лк)-
vk [ск Р?Рк. п/к. п j/”(2/р) (Ргод — Ръоь) I (/202 — /200)!; (
для обратного клапана после посадки прямого клапана
Мл, о (^СК. О/^) ~ б (Р20^ РйОд) /к. О. О, бк. о (Йк. О. Н 4“ Лк. о)>
(3.IH.I-
(для клапана рис. 3.27, г 6К.О = 0).
264
Движение прямого клапана начинается при
pH. Ц == р20а > PzOfrfК. П. 8. т//к. П. 8 Ч- (^К^К. Н Йи> сЛк. О. н)/к. П. 8-
В выражении для перемещения обратного клапана в случае, |ли он запирает торцом жиклер прямого клапана, а перемещение осуществляется за счет динамического напора струи топлива, втекающего из жиклера, Ь = 2. В других случаях b = 1. Движе-Ие обратного клапана начинается при
Рк. О = Р20й > Р20а/к. О. o/Fk. О. 8 4“ бк. сЛк. о. н//к. о. в*
Для клапана с переливом топлива через разгрузочное отверстие Вм. рис- 3.27, а)
Ми (dCjt/dxfy = (Р20а Р21) Fk. п. о ®н (Лк. Н Ч- ЛК) ‘'’f/'K* (3. 19)
Для клапана двойного действия (см. рис. 3.27, з): для прямого и золотникового клапанов (рис. 3.27, ода) (Ми “I- о) = /н. п. о (раод Р21)
Йк (Лк. Н Ч- Лк) Ч- Йи. О (Лк. О. Н Лк) *^К^К>
для обратного клапана (после посадки прямого клапана)
Mr, о (dCtJdxy — Ь (ргоь P20J /к- о. о Йи. о (Ли. о. н 4“ Лк. о)*
Движение прямого и обратного клапанов начнется при рк. п •гласно вышеприведенным формулам.
Для клапана с объемной разгрузкой (рис. 3.27, я)
Ми (dc^dx) = п. о (р20д Р21) Йк [Лк.н Ч- (Лк. Д Лк)] 'VrCr,
(3.20)
для демпфера
Mr. д (dCft* д/^Т) = Fk. Д (Р2Я Р21) ®Д (^К. Д. Н 4“ Лк. д) 4“ 4“ Йк [Лк. Н 4“ (Лк. д ЛИ)1 Vr. д Си. д.
Движение прямого клапана начинается при
Рк. П ~ Р%0а > Р21/к. п. в. iff К П. 8 Ч” (Йк/4 П Йи, оЛк. о. h)7Fh. п. в*
Движение демпфера начинается при
Рк. Д = Р22 Р21 Ч” ЙИЙК//К. Д Йд [Ли. д. и 4“ (Лк. Д Лк)177к. Д’
В случае, если надклапанная полость изолирована от полости питания, р21 = 7кЛк (Ли. д)/(аУ21). Если надклапанная полость со-1 чинена с полостью питания, то p2i находится из уравнения (/аз — сечения на выходе из надклонной полости)
P23F23(2/р) (Р21 Рп. н) — Fk (7к.д) сн*
265
Величина рм находится из уравнения
Р22 = /к (^к ~Т“ ^к. д)/а^22*
Распределитель может стоять до клапана (рис. 3.28, а) и посл^ клапана (рис. 3.28, б). Проходные сечения распределителей (дрова селей) рассчитываются для варианта рис. 3.28, б согласно завис;^ мостям (3.32), (3.37), (3.38), а трубчатые элементы рассчитываются для варианта рис. 3.28, а согласно зависимостям (3.29), (З.ЗОЦ (3.37), (3.38).
Для всех расчетных сечений параметры форсунки определяю согласно вариантам А, В, D, Е (рис. 3.29). Указанные уравне! дополняются уравнением движения иглы форсунки
М-а (dca[dx) = рББ (/и /и) рыа fK1) -|-
Ч- Рф. ©Си — /иЗ Ри.з/и- (3.211
Если надыгольная полость соединена со сливом, то ри. 3 = если она соединена с источником давления риз. 0 и в момент впры» кивания отсоединяется обратным клапаном от этого источник то в период впрыскивания ри. 3 определяется из выражения ри. а = Ри. а. о + Если надыгольная полость отсоединена
слива, то в ней будет создаваться давление, определенное баланс количества топлива, перетекающего в запорную полость за пер] впрыскивания QyT. и и из запорной полости в карман распылил между впрыскиваниями (Уи — объем надыгольной полости)
Qyt. иС^УиРи. а) = 2ут. и — Qyt. и fuh^.
Если при этом подыгольная полость будет соединена со сливнои через жиклер ри. з/и. а» то значение ри. а находится из уравнения
С^иРи. 8 = Ри. э/и. 8 \ (2/р) (Рк. з Рп. и) = (QyT. и Qyr. и) 4“
Значения QyT. и и и находятся согласно зависимостям табл. 3.11.
Расход топлива через сопловые отверстия подсчитывается н<» формуле Qc — PcfpC0> где сс определяется из выражения
Сс = V(2/р) (Р69 — рц) Ч- Сб9-
Расчет опорожнения трубок. Степень опорожнения трубки оценивается по сопоставлению количеств топлива, втекающего и трубку (<7f) и вытекающего из трубки (i — сечение, находя щееся на входе топлива в трубку, i + 1 — на выходе). Сопоставь-ние производится с момента pib < 0 или Pi+ia < 0. С этого момеп । .1 прекращается волновой процесс в трубке и расчет параметрон ведется по следующим условным версиям: если
[(Ай + Р(Ш)а)/2 = Н-Л < °' (3.22)
266
Таблица 3.11. Расчетные аави сияюсти хт«. оттреаелен"и я иар.аяе: ров трасе утечв тожлива
Место утечки Номер рисунка Выражения для определения величин В Выражения для определения величин Ь Примечания
В наполнительные окна Рис. 3.31, а; Рнс. 3.31, б Со 1 и о II я о Ш и* о ^Н. 0 = ^"Н. о. в = Лп — — Лр. н. н 4* ^п. оМ (в — число наполнительных окон втулки; А*>0 = 1,2
9 ^н. о. и “ [^м. о 4" ^0. о/2 sin Р 4~ 1 4" Лп. а (Лп Лг. н. и) ] со® 0 — ^н. о/2 С1 ~ а1 (^н. 0. в) 4“ а1 (^-Н. 0. я)'? Лм. о — расстояние между центрами наполнительного и отсечного окон
В отсечные окна Рис. 3.31, в *о. о ~ ^л*'п^о. О ^о. о. в = Лп. а (Лп — Лг. н. н}5 1>о. о. н = Лд — (Лп. а 4- Лп) 4" 4~ (Лп Лг. н. я) а2 = а2 (£-0. о. в) 4~ я-г (iH. о. и)? /п — число отсечных пазов на плунжере Л«е о= 1,2
Рис. 3.31, б о о О о 6 CQ ^о. о. в = Лп Лг< н. н 4~ ^н. о/2 4“ 4~ Лд. 0 ^0. о/^’ Lo. о. я = [Лп. а (Лп Лг. и. и) cos 014~ 4" ^0. о/4 а2 = а2 (Lq. о. в) 4~ ^2 (1-0. 0. н)Э =1.2 К0. 0 — 14
to Продолжение табл. 3.11
Место утечки Номер рисунка Выражения для определения величин 5 Выражения для определения величин Ь Примечания
В распределительные окна Рис. 3.31, г О ЖЛ % А ’О II о А Lp. о = я^п/ip — <^р. о/2 — а3 = с3 (^р. о)’ ^р, о £р. о ~ ^роп 4" iponl ip — число распределительных отверстий
По ЦИЛИНДРУ (для плунжера, клапана иглы) Рис. 3.31, е Сп Си to я я я я я и II II II 3 и а &. Сц SX И К, и. Ьц. П ~ &0 ^-П> £ц. в = &К. Р —• Лк’» ^ц. а — In * Lo — длина уплотняющей цилиндрической части при НМТ плунжера; а4 = ^4 (^ц)
Примечание. Расчет утечек в изношенные наполнительные окна (рис. 3.31, 5) осуществляется согласно вавнснмостям для рнс. 3.31, а, б. Величина зазора подсчитывается по формулам® Йо = 0 + 0™ах + б™ах a, ^tg ув/2 + tg Тп/2) (Лп в ®г. н. н)1 № Ув = е_ фШахдтах. = б™ах/;™ах, где й средний вазор без учета износа; б™ах и б^ах« максимальный износ втулки и плунжера; Тв, уп углы наклона изношенных поверхностей втулки н плунжера.
• Коэффициент, учитывающий расширение области стона.
то в трубке объемом Уц, г-+-т> имеет место опорожнение qi, t+i, Которое определяется согласно выражению
ж = I Р? ЖI Ж* (3-23)
Период заполнения трубки Дтг, i+i и соответственно момента Восстановления сплошности определяется согласно выражению
/Дт
J (3.24)
fl
При этом предполагается, что рц+1)ъ = 0 и заполнение трубки идет только с левого крайнего сечения. Такой режим будет иметь Место в случае, если тг < 22Zf/a (SZf — длина всех трубок от сечения i + 1 до конца форсунки). С момента тг (достижения отраженной от сечения у конуса форсунки волны сечения i + 1) могут возникать в сечении i +’ 1 положительные отраженные волны (P(f+i)b > 0) и заполнение трубки будет происходить с двух крайних сечений — левого и правого, тогда
i-1 =
Д-15
-= J +^(Ж)ь—^Ж|ЗДж»4^х
'г(Ж)>о
х (Дфг, U1 — (₽г+1)ь>о)1/
/At
J h Г/'ЗрЧ./Р (I + - flb/Па)d”- (3.25)
a
Если и в последующих элементах тракта соблюдается условие (3.22), то процесс заполнения трубрк распространяется на весь •тот участок трубок и расчет ведется согласно уравнениям (3.24) И (3.25). При подсчете qif i+i величина i+i = SVf, т. е. сумме объема последовательно стоящих трубок, в которых соблюдается условие (3.22).
Если условие (3.22) соблюдается, а одно из давлений (pib или больше нуля, то предполагается, что в трубке нет
опорожнения, но есть свободный объем за счет сжатого в нем до давления р1ъ (или p(;_|_i)a) топлива, которое при нормальных условиях равнялось бы р0 и заполнило бы всю трубку. Поэтому период, ап который восстановится сплошность в трубке, определяется также из выражений (3.24) и (3.25). В этом случае при подсчете г_|_1 согласно (3.23) принимается не значение а величина отрицательного давления pib или p(£+i)a. Расчет производится методом итерации с непрерывным контролем процесса заполнения
269
Рис. 3.30, Схемы стыковки сечений:
а — трубка с трубкой (А); б — трубка с трубкой с промежуточным дросселем (В); в — трубка с трубкой с перемещающимся клапаном (С); г — трубка с трубкой с плавающей иглой (D), а также у конуса иглы (£)
трубки (или системы трубок)'. Оценка степени (опорожнения или заполнения) ведется по знаку давлений р.
Среднее значение давлений при каждой n-й итерации опрел< ляется по уравнению: р«р = p„pi + &qi, it t-p, где hqi, количество топлива, перетекшее за период шага итерации. С и мента pif t-i-i > 0 в системе восстановится сплошность и рас । будет вестись снова по основным расчетным уравнениям.
Определение параметров в стыковочных сечениях элемент Направление потока топлива в стыкуемых элементах было прин: слева направо (от насоса к форсунке). Параметры потока в кажу i-м сечении в конце трубки до стыковочного сечения обозначал индексом «а» и непосредственно после стыковочного сечен in начале следующей трубки — индексом «&». В трубках проа течения жидкости описывается волновыми уравнениями для неуста» новившегося течения жидкости, а потери при течении учитываются коэффициентами демпфирования волн В дросселях за промежу< ток времени Дт, соответствующий шагу счета на ЭВМ, процес< считается квазистационарным и описывается для промежутка вре« мени Дт уравнением Бернулли, а потери учитываются с помощыс 270
коэффициента потерь | или коэффициента расхода р (в случае Персии расчета, при которой ра = Рь)- Сечения формировались с учетом двух возможных вариантов стыковки элементов (рис. 3.30): стыковки трубок различного диаметра (рис. 3.30, а) и трубок, разделенных дросселем (рис. 3.30, б). В ТА имеются два вида дросселей: постоянного и переменного сечения, изменяющегося путем перекрытия отверстий кромками цилиндрического или плоского золотника. Кроме того, имеется вариант стыковки трубки с дросселем постоянного или переменного сечения, изменяющегося вследствие перемещения в потоке клапана (иглы) распылителя (рис. 3.30, в). Имеют место также оригинальные стыковочные сечения у распылителя форсунки (рис. 3.30, г).
При рассмотрении процессов в стыковочных сечениях могут реализовываться две версии. Согласно первой версии [21 ], при перетекании топлива в трубках различного диаметра принималось сохранение статического напора по обе стороны расчетного стыковочного сечения (ра4-рь),т. е. кинетическая энергия и ее трансформация не учитывались. При перетекании топлива из трубки в дроссель применялось уравнение Бернулли без учета ударных потерь на сужение потока. Изменение расхода учитывалось коэффициентом расхода р.
Согласно второй версии, при описании процесса в сечении стыковки трубок различного диаметра принималось равенство полных энергий потока по обе стороны стыковочного сечения с учетом ударных потерь напора
ра + рсЗ/2 = рь 4- pcJ2 4- lbpcl/2. (3.26)
Для всего процесса течения топлива в гидравлическом тракте системы принималось сохранение массы (объемов) топлива (р = const):
Cafa = Cbfb ^др/др- (3.27)
С учетом выражения (3.27) уравнение (3.26) приводится к виду
ра-рй=(рда)(14-^-т
(3.28)
Ниже приведены расчетные зависимости без учета потерь при условии ра = ръ-
Стыковка трубки с трубкой {вариант расчетных зависимостей Ai). Система волновых уравнений (3.13) с учетом равенства ра= ръ приводится к виду 1Fa = Fa — Fb + Wb, а выражения для прямой и отраженной волн Fb и Wa с учетом (3.27) имеют вид
Fb = 2FJa/{fa + fb) + Wb(}a- JMa 4- fby, | Wa = Fa(jb — fa)/(fa 4- fb) 4- 2Wbfb/(fa 4- hi J
(3.29)
271
Давление и скорость, сформировавшиеся в стыковочном се' нии, получаются подстановкой в уравнения (3.13) значений boj|i (3-2.9): “ /
ра = Ръ = ро + 2 (Fafa — Wbfb)/(fa + fby, | /
= 2/a (Fa Ч- b)Mp (fd /₽)» Ca ~ Cbfb/fa- J ] Здесь и далее величины волн Fa и Wb в i-том сечении опрВде, ляются из расчета параметров соответственно в предыдущей (I — 1)-м и последующем (г + 1)-м сечениях с учетом коэффициента демпфирования.
Стыковка трубки с трубкой Р выдвигаемым штоком (вариант расчетных зависимостей DJ. Уравнение неразрывности поток! будет иметь вид
Cafa = cbfb + си (/II — /и) — Фут. И' (3.30 М
Для нахождения параметров будет справедлива следующая система уравнений:
Fb - 2Fafa!(fa + fb) + Г b (fa - fb)/(fa + fb)±
± Opfb [CB (fB — fB) — Фут. и!/(/а + fb)',
Wa = Fa(fb — fa)/(fa + fb) + 2Wbfb/(fa + fb) ±
± apfb [си (fa — fu) Фут. и!/(/а + f£>)*, . _g
Pb = Pa = pO + 2 (Faffl — Wbfb)/(fa ~\~fb) ±
± Ctpfb [Си (fa — /и) Фут. и\1 (fa + fb)»
Cb = 2fa (Pa + Wb)/<4> (fa + fb) ±
± fb [СИ (/и — fn) Фут. m]/(fa + fb)'
Стыковка трубок с промежуточным дросселем (вариант расчет ных зависимостей Bf). Подстановкой в уравнение (3.27) значен! скорости в дросселе сдр == ]Л(2/р) (ра — Ръ), а также выражен! для скорости (3.13), написанных для сечений а и b стыковочно: узла, получена система уравнений для расчета значений давлен!
Ра и ръ.
Ра" Ро “F 2Fa — сРРдр/дР (2/р) (pa Pb)ifa, Ръ — Ра 2Wъ -|- <2ррдр/др 'V' (2/р) (pa Pb)ffb,
са == (ро — ра + 2Ра)/(аР)‘
(3.31
В системе при расчете на П'М шаге значение са берется Ц результатов расчета на п — 1-м шаге.
Остальные параметры в стыковочном сечении после определенЯ ра и ръ здесь и при других видах сечений вычисляются по завис! мостям:
Fb " Ръ — Ро ^Ь> а "Ра Ро Fa, Ръ = (pb~- Ра ъ)1(ар).
} (З.з!
272
Стыковка трубок с промежуточным дросселем, образуемым перемещающимся клапаном (вариант расчетных зависимостей Cj). В уравнение неразрывности потока добавляются члены, отражающие объем, освобождаемый клапаном при перемещении (ск/к), И Перетекание топлива через прецизионную часть клапана (Л4):
С а/а = ^к. э/к. э “F ^к/к ~4~ = ^к. э/к. в ~4~ ^к/к 4“ -^4* (3.34)
В этом случае система уравнений для определения параметров Примет вид
Ра = Ро "Г 2Fa #РРк. э/н. э V (2/р) (ра Pb)lfa
^Р (/iPk Ч- *^4)//а,
Ръ = ро — 21F ъ 4~ ОрРк. э/н. э (2/р) (ра — Ръ)/fb "Г
"Ь ^Р (/н^к 4“ ^i)/fь»
= (Ро Ра 4“ 2Fa)/flp.
Расчет параметров в сечении у конуса иглы распылителя — Бриант расчетных зависимостей Е±. Уравнения неразрывности Потока имеют вид
^а/а — ^и. э/и. э> ^bfb э/и. э AF Ри/щ* (3.35)
Давления ра и ръ определяются из совместного решения сис-(П'МЫ
Ра = Ро 4“ 2/* а арри. э/и. э (2/р) (ра Ръ)!fat
РЪ = Ро — + <Wh. э/и. э V(2/р) (ро • рь)//ь т
AF apf^cjfbi
Me /и. э — эквивалентное проходное сечение у конуса иглы распылителя.
В случае учета потерь расчет осуществляется по следующим |ввисимостям. J
Стыковка трубки с трубкой — вариант расчетных зависимое™ А2. Из уравнения (3.28) с учетом (3.27) получены выражения для скоростей:
°а = WfMV 2 (Ро - рь)/р (1+- Ж; „ 3-
Съ = V 2 (ро - рь)/р (1 + - да. 1
Подстановкой (3.36) в (3.33) получаются значения Fb и Wa:
Ръ = ар V 2 (р„ - рь)/р (1 + ь, - да - Wo: 1
= (apfb/fa) V2 (pa - pb)/p (1 + Bo - да - Fa, ' }
также выражения для определения давлений ра и ръ
Ра = р„ + 2Fa - (apfblfg) (1 + (3 38)
Ръ = Ро - 2Wо + арУ2(ра-ро)/р(1+£о-да. ‘
273
Полученные выражения справедливы и для промежуточна дросселя (см. вариант Вг). Для этого потери при течении че| дроссель учитываются коэффициентом = £др (вариант pacJ ных зависимостей В2, который учитывает суммарные потери/: сжатие и расширение потока).
Стыковка трубок с промежуточным перемещающимся клапши {вариант расчетных зависимостей С2). Подставляя в вырая&н: (3.34) значения скоростей са и Съ из формулы (3.36), ползуч! выражения для отраженной Wa и прямой F& волн:
*= арИк. эк Э К2 (Ра “ Pb)/p (1 + U э — fb/fa)/fa + 4“ [яр (кСк 4“ ^а)//а] — Ва>
Fb = яррк. эк. э У 2’(Ра — Рь)/Р 0 + 1к.э — ЖЖ + 4~ [яр (кск 4- — Wb.
Значение ск. э — скорости топлива в эквивалентном перемен? сечении конуса клапана и иглы форсунки — интерпретирог. на основе выражения (3.36) для сь, при этом принято Ск. э = И /к. э ~ f Ь-
Давления ра и рь находим подстановкой значений волн в ур. ш нение (3.33):
ра - ра 4~ %Fa —
~ Яр^к. эк э V2 {ра - - рь)/р (1 4- 1к. э ” Ж)7fa —
Яр (к^к 4“ ^i)/faf
ръ — Ро — -ф-
4~ яррк. эк Э У2 (ра — ръ)/р (1 4~ 1к. э — fblfajl fb 4~
4" яр (fKcK -ф- Л4) /ь.
(3.40|
Стыковка трубки с выдвигающимся штоком — вариант рас’/ ных зависимостей D2. Уравнение неразрывности потока будет и\ вид согласно (3.30а), а параметры в сечении будут рассчитыва i согласно системе уравнений
сь = V 2 (ра — рь)/р (1 + — fb/fly, са = cbfb/fa;
Fb = яр У 2 (ра - рь)/р (1 + - Ж)/ =F
"F яр [си (/и - к) Оут. w]/fb Wb>
Wa = apfb Г2 (Pa - Рь)/Р (1 + lb - ff/fSa)/fa ” Fal Pa = Pa 4- ^Fa ~
— apfb V2 (pa — Pb)/p (1 4- lb — fi>/fl)/fa\
Ръ — ро-~~ 21Гь 4~
4- яр )/2(ра~рь)/р(1 + ^-Ж)4-"F (1р)яр [ги (fa fn Qyi. нФ
274
Расчет параметров в сечении у конуса форсунки — вариант расчетных зависимостей Е2. Система расчетных уравнений для определения ра и ръ g учетом (3.35) имеет вид
ра = pO “I- 2Ра
- одь. э/и.. У 2 (р„ - р6)/р (1 + Ьь. - й/Ж;
Pb'~ ро — 2TFь +
4“ ЯрР’и. of а. е V 2 {ра Pb)/P (1 4“ Ви. э fb/fa)/fъ 4“ ЯрАа/нх/Гб»
r-------------------------------- (3.42)
Съ - Г2 {ра - рь)/р (14- Ви. э + Ж);
а “ <Яр$и. of я. э 2 {ра Pb)/P (1 4“ Ви. э fblfa)lfa Е а\
Fb = «РУ-и. э/и. э К2 (ра ~ Pb)P (1 4- Ви. э — fblfftlfb 4~
4- apcj^/fi, — Wb.
Возможна стыковка секции высокого давления с нагнетательным клапаном без проемежуточной трубки. При этом имеют место варианты А1 и Az расчетных зависимостей. При р2оа — pie уравнение связи имеет вид
fnPls = C2oJk “ ^к. э/к. э 4~ ск/и 4- (3.43)
откуда
^20с — (^К. of К. 8 4- ^к/к 4- ^4)// К*
При истечении топлива через распиливающие отверстия (Рдр/др = Рр/с) может быть использована система уравнений (3.32), при этом ръ следует заменить р^.
Оценка потерь в гидравлическом тракте. Подсчет значений прямых {F(A и отраженных (У?ъ) волн, подходящих к расчетным сечениям, производится согласно выражениям:
Еа1 = ^iFb(_i> ~ (3-44)
Здесь
kit
Lt {L<i+A — e c ; k —
(X, = 0,316/Re?’25; Re( = c(d;/v),
где = 64/Кег при Ref < 2300; = 1,8-10"6 Rej + 6-Ю-4 при
2300 < Ref < 3500; = 1/(1,81g Ref — 1,5)'2 при Ref > 3500.
С целью упрощения решения системы уравнений выражение для Li разложено в ряд Маклорена и приведено к виду
Lt = 1 - Midi) (wtf). (3.45)
Коэффициенты расхода у дросселей с переменными проходными сечениями подсчитываются согласно зависимости рдр = 0,257Re£p8,
275
Коэффициент определяется в зависимости от характер)!: сочленяемых элементов.
При внезапном расширении потока
ь = (Me
При сужении потока
= (1/8 - 1)а, (3.47’
где 8 = 0,57 — 0,043/(1,1 — dHP/da).
Для дросселя, сечения у конуса клапана (fK. э) или иглы распи« лителя (/и. э) коэффициент суммарных потерь (на сжатие и расши* рение потока) подсчитывается по формуле
&др (к. в, и. в) — (/ь//дре 1)а® (3.41^
где 8 = 0,57 + 0,043/(1,1 — d„p/4).
Расчет простых и сложных проходных сечений гидравлическо> < тракта. В гидравлическом тракте системы имеют место проспи’ проходные сечения, состоящие из одного дросселя, и сложны) состоящие из последовательно следующих друг за другом дросс< лей. В последнем случае сечение подсчитывается как эквивалент ное, обладающее одинаковой с системой дросселей пропускно способностью [39].
Для подсчета эквивалентных сечений могут использоватьс зависимости, полученные из различных предпосылок при оцени потерь:
из условия пренебрежения скоростным напором на входе в с< ставляющие элементы сложных проходных сечений дроссел (£п = 1)
Ы* = V 1/[( W1) + (WH — + (i/p-n-1/Li) + (1/^)1 (3.41 (значение р> для всех составляющих сложных проходных сеченн дросселей принимается равным 0,75);
из условия учета всех потерь на сжатие и расширение потоп для стационарного течения жидкости
I. = /ЙЧЛ / (g,//?) + (з-51”
где Сх = 0,5; |вых = 1. f
В зависимостях (3.49) и (3.50) в случае, если поток делает пов" рот, необходимо учитывать потери на поворот потока (при пои<» роте на 90° = 2, при повороте на 45° = 1). Суммарные потери
в этом сечении будут учитываться коэффициентом суммарный потерь
+ £п-
Расчет утечек топлива в прецизионных узлах (рис. 3.31). Пр| ходные сечения трасс утечек в зазорах прецизионных, элемент! 276
Рис. 3.31. Схема к расчету утечек топлива: а— в окна, перекрываемые торцом |иунжера; б—в окна, перекрываемые отсечными кромками; в — в дозаторе; t ' в распределительных окнах; д — в изношенных окнах, перекрываемых торцом плунжера; е — по направляющим плунжеров
ТА при стоке по образующей плунжера (нагнетательного клапана, нгиы) имеют конфигурацию цельной кольцевой трубы (при утечках Через компрессионную часть) или части ее (при утечках у наполнительных, отсечных и распределительных окон). Если нет боковой 1ыгрузки на плунжер (клапан, иглу), то кольцевая труба концентр пчна; при наличии боковой нагрузки окружности сечений расположены эксцентрично и касаются друг друга. Расчет зазора для утечек по трассам в первом случае производится согласно выраже
277
нию: 6 = (dB— dny/2 (dB— внутренний диаметр втулки? d8j диаметр штока). Во втором случае эквивалентное значение зазо| определяется по приближенному выражению
8 = V (<W2)! + d, (d, - (1 + cos <p)/2 - dJ2,
где <p— угловая координата сечения.
Величина утечек через любую трассу определяется по завш i мости [21
<2У = J ky {[В63 (е-**« - 12рЛь] ± В6сп (и, и)/2} dv,
где ky — коэффициент, учитывающий вид проходного сеч трассы утечки (при расчете утечек через щели у окон и ’ равномерный кольцевой зазор ky = 1, при утечках через «эы тричное» кольцо ky = 2,5); 6 — средний эквивалентный в щели, см; (е—£,р* — — выражение, учитывающее па;
давления топлива в щели от р± до р2; b — коэффициент, учить щий вязкость топлива, b = 1,4-10~3 1,56-10"®; р— ди!
ческая вязкость топлива, которая подсчитывается с учетом ф; ческих значений давления р и температуры t по формуле = е6рр10~2 [v0 + (1,1-уо —0,3) (1,3 —1g /)]. Перед вторым сл мым принимается знак плюс, если направление тока утечек с< дает с направлением движения штока, и минус, если — не с< дает. В случае, если отсутствует движение штока относите втулки, второй член равен нулю.
В математической модели утечки в нагнетающей секции уч ваются членом Л3 (ст3 = 1) в уравнении (3.14):
•Дд = ~Ь ^2 ~Ь ^3 4“
где ait а2, а3, — утечки в наполнительные, отсечные окн;
компрессионной части плунжерной пары и в распределител окна соответственно.
Членом Ал уравнения (3.14) учитываются утечки через на]’ тельный клапан. Утечки в наполнительные окна считаютс ГНН до конца существования давлений рп и р18 (р18 > в отсечные окна и через компрессионную часть — от начала с< ния перепада давлений р18 и рп до ГКН и через нагнетател клапан грибкового типа — от момента начала подъема кла до его открытия и от закрытия клапана до его посадки при nepi давлений р20а — р20ь. Если рассчитываются системы с клапа (см. рис. 3.27, е, ж, и), то утечки в клапане подсчитываются сумма утечек в полость нагнетания А* и в подклапанную пол А1 (перепад давлений р20ь — p2i).
При расчете утечек в игле QyT. и перепад давлений берется ным р5в — ри. з» а время перетечек — <рь/(6пн); при подсчете чек QyT. и перепад давлений равен ри. 3 — рее, а время — (7' — фь)/(6пд). Зависимости для определения параметров ц .п 278
утечек представлены в табл. 3.11, а соответствующие схемы трасс утечек — на рис. 3.31 {a', d' — утечки от различных трасс).
i Организация решения задачи на ЭВМ. Для оценки остаточных Велений (степени опорожнения) в нагнетательном трубопроводе рименяется методика, апробированная в ЦНИТА [51]. Степень Порожнения трубопровода, или остаточное давление между иклами, определяется путем сравнения количества топлива, Сретекшего через проходное сечение QK клапана и через форсунку 2в):
Qk = К2/Р [f Цк/к У (Р20о — Р20ь) du —
“ J Рк. of к. о У (№ъ — Р*>а)
Qn — V2/р J Pcfc VPes p^dn.
Расчет производим методом итераций, начиная с задаваемого ЙИачения роад- В процессе расчета определяются QK и Значение Jlp в первом приближении определяется по формуле
р01 = рГ + (Ок - 0ц)/(“Гс) = рГд +
|'Де Vc — полный объем, занимаемый топливом в системе от нагне-Цтельного клапана до конуса форсунки (Qs = QK — QJ.
Начиная со второго приближения, р0 находится по формуле, реализующей метод хорд:
Рп = Pn-i — Qen~i/(dQa/dpo) =
” Pn-l Qsn^_-[ (Pn-1 Pn-a)/(Qsn_I Qsn__2)*
Исходное значение hn, а подсчитывается по заданным значениям • огласно выражению: йп.а = 4Уц/(ж1пт]у).
Средняя скорость распространения импульса в трубопроводе и ’.меняется в зависимости от режима работы. В процессе одного никла работы также меняется уровень давлений, что приводит изменению а и а за период одного впрыскивания. Введение в рас-чгг переменных а и а в зависимости от режима работы системы ир представляется возможным, так как отсутствуют надежные методы прогнозирования значений этих параметров. Введение переменных а и а за цикл исключено в связи с тем, что решение кил новых уравнений (3.20) справедливо при постоянном а. Сопо-• 1,1вление расчетных и экспериментальных данных в широком диапазоне режимов работы АТД позволяет рекомендовать следующие средние значения этих параметров для использования в расчетах: а — 1200 м/с, а = 8,0-10~6 1/МПа [511.
Интегрирование систем уравнений осуществляется методом Млера. Шаг интегрирования переменный, зависит от максимальной длины участка нагнетательного тракта, на котором ведется расчет с использованием волновых уравнений и колеблется в диа-
279
пазоне 0,002—0,02°. Сходимость достигается в итерацион^-м процессе.
Время расчета одного варианта на ЭВМ ЕС 1020 без досплю .ч сходимости по Уц и рт. о составляет 3—4 мин, сходимость ш> I достигается обычно за 10—12 мин, а по рт. о — за 15—25 мм Вывод на печать занимает 3—5 мин. Общая продолжительном счета одного варианта с достижением сходимости по Уд и pj и выводов результатов на печать составляет 30—45 мин. ОкокМ тельный шаг расчета в сочетании с методом интегрировав выбирается путем проведения контрольных расчетов с оценй| времени расчета (до достижения заданной сходимости Кд и и точности получаемых параметров.
3.4. РАСЧЕТ КУЛАЧКОВЫХ МЕХАНИЗМОВ
(ЗАДАЧА САПР ТА АТД 206000)
Общие кинематические зависимости и параметры иадежнЛ Возможны две предельные схемы изменения графика скор^Ъ плунжера (рис. 3.32). При первой скорость плунжера возрасЯ до максимальной величины, а затем падает до нуля. Период акт! ного хода плунжера выбирается таким образом, чтобы ГКН ная пал вблизи участка профиля с максимальной скоростью плунж|| Согласно второй схеме, плунжер разгоняется до определен! скорости, затем имеется участок постоянной скорости и по окойЦ нии его скорость уменьшается до нуля.
В этих схемах график скоростей имеет форму, близкую к тр| угольнику или трапеции, и свидетельствует о равноускоренnuj разгоне и равнозамедленном торможении плунжера. Такой граф$ скорости обеспечивает меньшие максимальные силы инерции механизме привода плунжера (<рд = const) по сравнению с другим видами графиков скорости.
гтгх п
Рис. 3.32. Варианты кинематики плунжера
280
В АТД ТА получила распространение первая схема, которая |нлизуется при выпуклом, вогнутом и тангенциальных профилях рачков. Участок разгона описан дугой одного радиуса, которая |йполяет получить большие скорости плунжера при меньших Ючениях sa.
Для первой схемы справедливы следующие зависимости:
фг. к 8И-НСГ. кМп. р Ч- 0,5фп. а»
Аг. к = Ст. кфг. к/(12пи) = £ji. a/(2Jn. р) Ч-
Ч~ Сп. афп. а/(12пя) Ч~ Ju. рфп. а/(288Ли)»
Сг. и = а Ч- Ju. рфа/(12пн) = 24УцПн/(т]уЛ ^лфп. а) +
Ч- J п. рфп. а/( 12/1н),
= угдмп.р+с?., =
= 2 Л-hnJn. р Ч- [24УцПн/(Т] у Л ^пфп. а)~ЬЛп. рфп. a/(12ftH)]2J
Аф = 02Ли ААп)/[24]7ц/2н/(Т]уЛ Йпфп. а) Ч- Ju. рфп. а/(12цн) Ч~ Ч- 2 ААп*^п. р Ч~ (24УцЯн/(Т]уЛ ^пфп. а Ч- Ju. рфп. а/( 12Й-И) ]j
Сп. а ~ ( Jn. рфц/12пн) Ч~
4“ VJu. Ч- (Ju. р/36п|) (фУ2п. a)/(Jn. р + Jn. 3)2 -
фц/4 2 AhnJn. р*
(3.51)
При второй схеме начало активного хода может выбираться как Нй участке роста сл, так и при сп = const. Расчетные зависимости для этой схемы имеют вид
фц — 6/2нСПе а (1/*^п. р Ч~ 1/^п. в) + Фп. а Ч~ 8л.н ААП/СП> а: АпйХ = 1(сп. а/2) (1/Ль р 4“ 1/Ju. э) 4“ Си- афа/6пи -)“ AAnJj j ^п. а ~ Jи. pJn.s (фц фп. а)/112Лн (Jn. р Jn. 8)] -ф-
Ч- Т^”*^п pJu- в (фц фп. а)2/144/1д (Jn. р 4“ *^п. а)
(3.52)
ААп«/п. 4>JП. b/(Jп. Р
На рис. 3.33 представлены графики зависимостей сп. а от фц, которые могут быть достигнуты при двух схемах графиков скоро-• ч‘й (Jn. р = 800 м/с2, пп = 1000 мин'1).
Надежность работы кулачкового механизма определяется степенью нагруженности, которую оценивают величиной расчетных контактных напряжений в паре кулачковый профиль — ролик толкателя (ок), а также условиями работы. При превышении напряжений выше допустимого уровня (ок°п) на поверхности кулачка
281
Рис. 3.33. Зависимости возможных скоростей плунжера от <рц и 7П. 3 при измК нении скорости плунжера по форме треугольника (д) н трапеции (б)
И ролика наступают питтинговые разрушения, которые затем| по мере своего развития, приводят к потере насосом функционал|й| ных свойств.
Время работы насоса до выхода его из строя в зависимо^ от производственных, конструктивных и эксплуатационных фак! ров может в 1,5—4 раза превышать период его работы до появлени видимых невооруженным глазом разрушений поверхности. YpL вень Ок°° должен уточняться для каждой конкретной конструкцД насоса путем проведения длительных стендовых испытаний j масштабе реального времени, поскольку надежных методов ycxjj ренных испытаний кулачковых сочленений топливных насо(| пока не создано.
В соответствии с теорией Герца расчетное контактное напряз! ние (МПа) в паре кулачок — ролик толкателя может бь1 определено по формуле [23]
= 10“3-0,418Tr(^E/bcosT)(l/p± 1/К), (3J
где Рс — максимальная нагрузка от всех сил, действующая вдД оси плунжера; Е — приведенный модуль упругости, Е = 2£'1£2/(£'i + Е2), МПа; Ег и £2 — модули упругости материалу кулачка и ролика соответственно.
Максимальная нагрузка от всех сил
£С = Лг + £|1 + Pj = Рп/п 4“ Рп. н/п + &п. -Лп 4- MJп. (3.81
В результате обработки экспериментальных данных ЦНИТА1 некоторых зарубежных фирм для кулачковых механизмов топлив ных насосов рекомендуют зависимости между уровнем <Ук°п и чм лом циклов нагружения N, представленные на рис. 3.34, котори характеризуются выражениями: Ок°пМ0,167 — 38 600 (/); Ок°п 1 х дт0-054 = 5 250(2); а«опМ0Л18 = 18 600(3); ^ОПМ0>148 = 28 350(4)
282
tt» зависимости не отра-tawior влияния пн. Соглас-|о данным фирмы «Р. Бош»
IV =
2,8.105(аГ71000)“6'67 X X (пв/1000)~1,67.
На рис. 3.34 область 5 |Граничена со стороны ольших значений N пря-Lh оГ1 Я = 34700 (пн = Ь 500 мин-1)’, а со стороны меньших значений К''л№>15 = з0 600 (пв = |(М|0 мин-1).
У насосов со сроком » <ужбы до 10 000 — 1.ЧХЮ ч (N = 6-108~ 7,2*108 циклов) оГ -лжно находиться в пре-- пах 1300—1800 МПа
। л. рис. 3.34). Более вы-
Рис. 3.34. Контактные напряжения в паре кулачок—ролик толкателя и соответствующее им количества циклов нагружения: 1 — данные ЦНИТА; 2 — данные фирмы КНД; 3 •— данные по работе Чедока; 4 — данные фирмы <Фрндман н Майер»; 5 — данные фирмы «Р. Бош»
кие значения о£оп сле-
• т допускать при меньших па (до 1000 мин-1) и для насосов, । • жим максимального нагружения которых не является домини-I кнцим при их эксплуатации. Меньшие значения сгк°п допустимы Н-Н больших пн, а также для н Jcocob тракторных и промышленных «в li-лей, работающих значительную часть времени на максимальных и близких к ним нагрузочных режимах.
Па основании данных ЦНИТА, если насос работает на различ
ал х режимах нагружения, при которых ресурс составляет тх...тп Жсов, а АТ1...Атп — относительная продолжительность работы laroca на каждом режнме (%), то его интегрированный ресурс |ожет быть определен по формуле
ф = 100Т1 . . . . . . Фп + Ата^Тз . . . ч?п 4~
-р АтпТ1Тз . . . фп_1).
Фирма «Р. Бош» допускает ок = 1500 МПа, фирма «Фридман Н Майер» — 1600 МПа. По данным ЦНИТА, надежная работа кулачкового привода насосов тракторных дизелей в течение 10 000 ч достигается при о£оп = 1400-4-1500 МПа. Для насосов распределительного типа с торцевым кулачковым профилем и роторных насосов о£оп должны приниматься с учетом большей цикличности работы кулачковых сочленений на уровне 1100— £Ш>0 МПа.
283
На уровень ст”011 влияет твердость сопрягаемых поверх но< Приведенные рекомендации получены для цементированные азотированных поверхностей профилей, имеющих твер 60 HRC и более. С уменьшением твердости величина ОцОП до уменьшаться пропорционально HRC (сг£оп^25 HRC). Необход чтобы толщина поверхностного упрочненного слоя была не м«-п< 0,8—1 мм и отсутствовали повреждения его микроструктури
На работоспособность профилей влияют также условия cm.m* вания и форма сопрягаемых поверхностей. Переход со смазываю* маслом на топливо может уменьшить срок службы кулачков в 10 —20%.
С целью сохранения контакта по всей длине профиля не димо обеспечить высокую жесткость кулачкового вала. У poj следует применять радиусные фаски, что позволяет умень контактные напряжения в месте их наибольших значений (у : ролика) в полтора раза. Применение роликов с бочкообрг профилем позволяет также снизить эти напряжения у краев р( при росте напряжений в средней части контактной площадь i
Снижения ок можно достигнуть путем увеличения радиу* кривизны выпуклого участка профиля, радиуса ролика толкатс/п а также за счет уменьшения нормальной силы Р, действующ*1 между кулачком и роликом. С целью увеличения радиуса криви'ш на рабочем участке профиля геометрический активный ход плу» жера йп. а оканчивают до выхода контакта ролика с профилем i дугу малого радиуса гг, скругляющую разгонную часть профил с участком выстоя в ВМТ. При этом имеется возможность умеш шить радиус гг, что позволяет увеличить йп. а до выхода на уча<‘т< скругления профиля при одном и том же sn и реализовать больнн Уц и с™ах- Минимальный радиус гг ограничивается уровнем допу* < * мых отрицательных ускорений при торможении плунжера и тру,г емкостью обработки профилей (из-за повышенного износа шлиф вального круга). По этим причинам в серийных конструкции гг выполняется обычно не менее 2—3 мм (в цасосах с «отрывнъм профилем, разработанных ЦНИТА, этот радиус был доведен j 0,5 мм).
С целью увеличения несущей способности профиля на учаси йп. а ее описывают дугами нескольких радиусов, а в последи-время — дугой переменного радиуса [551, что позволяет оптим зировать параметры профиля.
Оптимизация параметров кулачкового механизма с внешн» кулачковым профилем. Для оптимизации профиля используют* единые аналитические зависимости, позволяющие на всем npoi жении профиля описывать его дугами переменного радиуса к)ь визны. Весь подъем плунжера, а соответственно и профиль разбил-на пять функциональных этапов (7—V, рис. 3.35), для каждо из которых установлены целевая функция и ограничения и ищет локальный оптимум параметрического решения. Возвратный xi
284
Рис. 3.35. Схема этапов расчета кулачкового профиля: м»-------ход плунжера;--------— радиус кривизны профиля;------
скорость; — • — — давление топлива над плунжером (исходное);
’ ' угол давления; контактные напряжения
Цлунжера, обеспечиваемый сбегающей частью профиля, имеет |ва функциональных этапа: И/ и VII. Ограничения накладываются м параметры, определяющее размеры кулачка и ролика (sD, р), а также на угол давления узад, контактные напряжения
и инерционные силы в период торможения плунжера. Размеры кулачка и ролика определяют габаритные размеры насоса. Ограничение уэад предотвращает заклинивание толкателя в корпусе |йсоса и уменьшает мощность на его привод. На основании опыта !вботы механизмов с внешним кулачковым профилем принят цД= 37° [23]. В задаче предусмотрено постоянное кинематиче-Кое замыкание между кулачком и роликом, возможен расчет рофиля («отрывного») без этого ограничения.
Методика предполагает, что профиль состоит из бесконечно |ольшого количества элементарных дуг окружности. Радиусы |фивизны каждых двух соседних дуг расположены на одной прямой, являющейся нормалью к обеим дугам и проходящей через Ьбщую точку этих участков (переходную точку), что обеспечивает Непрерывность функции скорости плунжера.
Г Нагрузки от давления топлива задаются (прогнозируются) роектировщиком на основании имеющегося опыта. В дальнейшем Ьни уточняются по результатам гидродинамического расчета ТА рди обе задачи решаются совместно в итерационном процессе.
285
1
Рис. 3.36. Схема кулачкового профиля
Инерционные силы и усилие пружины толкателя рассчитывают как функции <рн.
Расчетные зависимости и алгоритм решения задачи. Условк обозначения (рис. 3.35—3.36): Е — модуль Юнга, МПа; G — вс| могательная величина при вычислении кинематических парам ров; Н — функция перемещения плунжера, м; М — масса пос пательно движущихся деталей, кг; Рт — сила от давления топлИ Н; Рп. н — сила начального затяга пружины толкателя, Н; Ро суммарная сила, действующая на толкатель в направлении । оси, Н; рп = Р Ср) — функция изменений давления топли МПа; Pj — сила инерции поступательно движущихся масс, Рп — сила пружины толкателя, Н; R — текущий радиус кр визны действительного профиля в расчетной точке, м; р — диус кривизны ролика, м; <plt <р2, <р3, <р4, <рБ, <рсб — уг, ПВН: до ГНН, от epi до достижения узгд, от <рз до достижей от (р3 до достижения hni, от <р4 до полного перемещен плунжера, за период сбега, °; А<р — угловой шаг счета, °; /п**1 максимальное отрицательное ускорение на этапе V, м/с2; Д 286
— минимальный отрица-|ельный (по модулю) и мини-||льный положительный радиу-pl кривизны профиля, выбран-й- ’ из технологических сообра-
— зада-
Рис. 3.37. Схема расположения фаз топливораспределения относительно профиля кулачка:
Фн, Фр. Фвыс —• продолжительность периодов наполнения, распределения, выстоя в НМТ; <Рд — угловой диапазон изменения угла опережения нагнетания автоматом; <р2 — запас фазы начала подъема плунжера по отношению к концу нагнетания; Ф3 —• запас фазы начала распределения по отношению к моменту НМТ плунжера
Ьн
Н
i
h I
°; V» Тэад — углы давления в расчетной точке и °'; 0 — угол поворота радиус-вектора
1Й, м; R2, ые радиусы кривизны про-( на I, II, V этапах, м; 7?д — ус-вектор действительного шля в расчетной точке, м; — координаты центра крины профиля в расчетной точ-
Hr, м; b —длина контактной линии в месте контакта профиля роликом, м; hni, hnt — ход "жера в конце I и IV эт§-м; kTp — коэффициент тре-kj, kjc6 — коэффициенты жима ролика толкателя?
, —жесткость пружины толкателя, Н/м; сП1, £пах — скорость шце I этапа и максимальная заданная скорость, м/с; /п — теку-<• значение ускорения движения плунжера, м/с2; гн — радиус на-в. н.пой окружности кулачка, м; а — угол между осью абсцисс и прямой, проведенной из центра координат в центр кривизны в ркчстной точке йлапный (допускаемый)
Нм в расчетной точке, °; сгк, — текущее и заданное значения допустимых контактных напряжений, МПа; i — этап (шаг) инте-1|»црования.
Характеристика функциональных этапов (см. рис. 3.35). Этап \1 — разгон плунжера до момента перекрытия наполнительных phon (ГНН), позволяет синтезировать кулачок с заданными кинематическими параметрами в момент ГНН. Целевой установкой и и чается достижение требуемых значений одного из трех параметрит: йП1, сП1, (pj при граничных значениях, накладываемых на два Других. Это может быть необходимым при решении задач по стаби-ИП 1.1ЦИИ наполнения топливом надплунжерного пространства, 141 нлючения кавитации в полостях питания, при оптимизации р на опережения впрыскивания за счет формы профиля и сниже-|uu затрат мощности на привод насоса.
Этап II — основной участок разгона. Профиль может фор ми-(виться прямой линией, вогнутыми или выпуклыми дугами или Ивой с заданным законом изменения угла давления:
Tz = Yi-i + М<Р — Ф1)£т- (3.55)
Этап продолжается до достижения у8ад. Целевой установкой этом этапе является разгон плунжера до Спах за возможно мень-
287
ший или заданный угловой промежуток ПВН, поэтому целее»«4 разно описывать профиль вогнутой дугой радиусом, бол шин
Если в этот период достигаются заданные значения с'"" йп4, то этап заканчивается ранее достижения узад и програмг обеспечивает автоматический переход к расчету этапа V.
Этап Ill — продолжение разгона плунжера. Соблюдает постоянство у = узад. Этап продолжается до начала действия огр ничения ок = ак°п • Целевой установкой этапа является достиг ние максимальных или заданных с™ах и йП4. Этап длится до доет жения ок = Ок°п- Если будут достигнуты заданные значеп Спах и hnt ранее достижения о£0П, то этап заканчивается и автол, тически начинается расчет профиля по этапу V.
Этап IV — продолжение движения плунжера до достижепи заданного значения йП4, определяющего достижение требуемой при ограничениях: у узад, ок ок. Целевой установкой этлг является достижение /гП4.
Этап V — торможение плунжера, которое заканчивается пр hn = й“ах = sn и сп = 0.
Этап VI — разгон плунжера при его возвратном движет Этап VII — торможение плунжера до сп = 0 при hn = 0. Расчет производится с использованием принципа обращение движения (кулачок не вращается, а ролик толкателя обкатыш действительный профиль). Центр ролика описывает кривую теоретический профиль (геометрическое место точек центра ро., ка). На конструктивной схеме (рис. 3.37) выделены шесть учаси с различными радиусами кривизны (три вогнуты v и три выпуклы Для набегающей части кулачка справедливы следующие выра; ния [551:
Ц = + Р) cos (yz — (pz) — XfJ/cos (рг — (rH + p);
% = to {Gf (Ri + p) [cos epi cos (epi + a,) x
X (sin (рг — tg Vi cos (рг)] + sin (epf + af) — xt sin <Pi}/cosa срг; /nz = wa {Gf (Rt + p) [cos epi cos (cpf + af) (cos2 (рг + 1) + 4- 2 sin <p/ sin (tp/ + af) — sin sin срг (sin срг —
— tg Tf cos q^) — ((Gi cos2 <pi cos (<рг + af)/cos уг) x
X ((cos <Pi cos (tpi + af)/cos2 уг — sin <pt sin (<рг -ф af))] — — xt (1 + sin2 <Pi)}/cos3 (рг.
Для вогнутой части профиля радиусы кривизны принимаю отрицательными, а для выпуклой — положительными. В нач расчета центр радиуса кривизны лежит на оси абсцисс:
Х1 = 7?1 —rH; #1 = 0; 0° — (Rx > 0)
и а1= 180° - (ДкСО); = 7?! - r^R + р); = 0.
288
|‘нг. 3.38. Структурная схема алгоритма расчета кулачкового профиля переменного радиуса кривизны на участке подъема плунжера
Текущие значения координат радиусов кривизны определяются in выражений:
*1 = *1-1 + ДЯ cos (Ун, ui — <Рк. f_i);
yt — yi-i 4“ sin (?к. i-1 — <Рк, i-1)', G( =- {/t/sincci -Ь p);
y( = arcsin [G4 sin (<p( -|- af)J;
ДЯ = Rt — Rt-i, at = arctg (xt/yt),
(3.57)
Где индекс i обозначает рассматриваемый шаг счета, индекс i — 1 — предыдущий шаг; индекс k — конец шага.
Значения а определяются сочетанием знаков координат центра кривизны х и у и изменяются в пределах 0—360°.
10 Файнлейб Б. Н.
289
Алгоритм решения задачи на участке подъема плунжуй (рис. 3.38). В начале расчета задаются принятые проектировщика! величины и граничные значения параметров. Величина ок nJ считывается согласно формуле (3.53), а сила — согласно выражЗ нию (3.54).
Начальными параметрами при расчете II этапа будут <pls Xi,J| и заданный радиус /?2. Если радиус /?2 не задан, то значение ЯД подсчитается с учетом (3.55) согласно выражению
Я2( = |(ЯК, i+isin Аф) / lsln (Vk, i-i + A<j>) — sin ?к, i]} - Р, (З.В1 где HKt = hn + гк + р.
Если получено /?2 < | /?Г1 |, то принимается /?2 = RTt. НачаЛ| ные значения параметров на III этапе соответствуют получении в конце II этапа: ф2, х2, f/2. В начале IV этапа снимаются огранич! ния по Спах и уаад, величина R^ на каждом шаге счета опред| ляется из выражения
₽4i = ^[(о^Ьсовт^/О.Пб- 10-6Рс - (1 /р)]. (3.5Я
Если у4 > увад, то расчет возвращается к началу III эталя || повторяется со следующим законом изменения у:
?i = ?i-1 — Ы<р — ф2)"; & = (Т4,ах — Тзад)/(фз — ф2). (З.б|
Расчет итерационным методом повторяется до достижен! Тл Твад- |
В качестве начальных значений при расчете V этапа прим маются полученные в конце IV этапа у4, х4, yit а также задаем постоянный радиус Rb. 1
Участок сбега в зависимости от типа насоса по требованя пользователя может выполняться в трех различных варианте двумя заданными радиусами (для насосов распределительно! типа с целью получения <p^in), заданными продолжительности сбега и первоначальным радиусом кривизны, а также дугой одн радиуса (эксцентриковый сбег), центр которой расположен эксцентриситетом, равным h™ ах/2 по отношению к центру кула (продолжительность сбега при этом равна 180°).
Для участка сбега величины rH, р; h™*, па, RTi, RTti Pa.Ki &гр> kn. т те же, что и для участка подъема плунжера. В i цессе расчета сбега ограничения на о и у не проверяются, так давлений топлива нет и силы, действующие в механизме, невелг Условно принято, что сбег начинается с <рн. сб, а центр nepi радиуса кривизны /?сб1 располагается на оси абсцисс. Началь' параметры для расчета: х6 = /?Сб, — гн — йпах; Ув = 0, а.. = 180°;
^6 — (г» + Лп /?сбм)/(^аб, 4~ Р)» ?6Н — 0-
290
При расчете участка сбега по двум первым вариантам на VI uine профиль описывается положительным радиусом кривизны •'большой величины /?сС1, а на VII этапе радиус кривизны может ыть любым вещественным числом. Оба радиуса должны удовлетворять условиям > | | и > Ят,. Параметры профиля рас-
читываются согласно зависимостям (3.56) и (3.57) (рис. 3.39). 1пже приводятся три варианта расчета.
Вариант 1. Заданы два радиуса кривизны: /?сб1 и /?сб1. первом шаге счета, определив /п, осуществляем проверку Щовлетворения профиля условию | k}Mjn | Рп. Если условие |е соблюдается, то подбирается значение радиусов /?сб(, которое ©ответствует этому условию. Затем определяют на каждом шаге Чета величины параметров у, сги, Лп, сп, /п. Этап заканчивается
Ю*
291
при переходе на радиус /?Сб»> Угол поворота, соответствующт переходу фпер, определяется из выражения
фпер = arccos {[Япер + (Гн + h™* ~ Ясб,)2 ~
где — (Кеб, + р)2] / [2Япер (гн + Лп М — ЯсбЛ},
я пер = V (Ясб, + р)2 -{- (Ясб, Гн)2 2 (Ясб. 4“ р) (₽сб. — Гн) cos 6;
б = arcsin I [(гн — Лпах — Ясб1) sin <pcel / (ЯСб, — Ясв.) |-
Начальные условия для расчета профиля на VII этапе опрв-деляются согласно выражениям (3.57). Полученные параметры постоянны для всего этапа. Затем производятся вычисления napih метров у, ок, ЛП1, сщ, Лп.
Вариант 2. Заданы продолжительность счета фсб и радиус кривизны Rc61. Величина Rc6, определяется по выражению
Rc6t = [гн (1 — cos фсб) (гН + Лп ах — ЯсбЗ +
+ (ЛГ’)72-Л?“Л«Ч]/[(1 -COS«Ров)(Г„- Яов,) -А?“сО8<Ров].
Дальнейший расчет проводится по алгоритму варианта 1.
Вариант 3. Задан /?Сб, = гн + Сбег осущест»
вляется одним радиусом кривизны. Параметры в этом случае будут равны
хе = — Л“ах/2; фб 0; а6 = 180 ; у6н = 0;
а,=л?“/[2(г,+р)+ад“1.
Все величины, за исключением у, постоянны в течение этапа, Ограничения по о и у при расчете по этому варианту обычно не контролируются.
Имеется также версия программы, согласно которой наклады» ваются ограничения на продолжительность суммарного периоде Фц + Феб = Фс> что является актуальным при расчете кулачковых профилей насосов распределительного типа. В этом случае расчетные этапы сохраняются, а выполнение ограничения фс Ф**м достигается за счет изменения величин /?(, R2i гя, Л™ах. Системе алгебраических уравнений для нахождения параметров профили решается в итерационном процессе с шагом 0,1°. Время расчета с достижением сходимости по заданному значению Л™ах составляет 2—5 мин.
3.5. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ СЕКЦИЙ ВЫСОКОГО ДАВЛЕНИЯ (ЗАДАЧА САПР ТА АТД 205000)
Общие положения. Назначением задачи является расчетаt прогнозирование основных параметров нагнетающей секции выг кого давления при заданных значениях р™ан и 17ц. Задача состот 292
из двух видов проектных процедур: 205010 — прогнозирование диаметра и скоростей плунжера; 205020 — расчет конструктивных параметров секции и привода. Процедура 205010 является инвариантной к виду привода.
Процедура 205020 учитывает конструктивные особенности привода и имеет версии: 205021 — для насосов распределительного типа с торцевым кулачковым приводом; 205022 — для насосов распределительного типа с внешним кулачковым приводом; 205023 — для насосов распределительного типа с внутренним кулачковым приводом (для роторных насосов); 205024 — для
fд одныв данные: ^рпцедура 205011
| у
ч к ’ Т п.а ’ цл ----
Процедура 205012
Рт.Н
205011
рядных многоплунжерных насосов с внешним кулачковым приводом.
В зависимости от вида исходных данных процедура 205010
Т Определение
i
ре деление аП г условиям напел-
и уточнение
205012
Определение
Рис. 3.40. Структурная схема алгоритма расчета основных параметров нагнетающей секции
Определение max
О Т.н
имеет две версии. Версия 2050Н позволяет осуществить оценку сп. а/п по задаваемым показателям и <рп. а. Величина (рп. а в зависимости от требований к форсированию впрыскивания состав, ляет 4—8° ПВН. Версия 205012 позволяет определить dn н сп.
а также hnax исходя из заданного рт. ». Необходимые значения dn и сп, а определяются исходя из зависимостей (3.8), (3.9). Ниже
293
приведены математические модели и алгоритмы выполнен! инвариантных процедур 205010 и 205012.
Принятая в задаче физическая модель имеет следующие отличия от реального объекта:
процесс наполнения надплунжерного пространства считается установившимся, время-сечение открытия наполнительных элемен-J тов принимается изменяющимся по закону треугольника; j
движение плунжера на участках разгона и замедления осущест»| вляется с постоянными ускорениями Jn. р и ^п. ai 1
значение рт. н соответствует концу активного хода (реальн^ рт, в достигается через некоторый промежуток времени поел® окончания активного хода плунжера); предусматривается после ГКН периода Дф (ДАП), после которого начинается замедление, Это исключает воздействие высоких давлений на участок профиля кулачка с малыми радиусами кривизны.
Расчет может быть выполнен при традиционном рабочем цикле в секции с отсечкой в начале и конце подачи и при цикле ЦНИТА,
Математическая модель и алгоритмы решения задачи. Процедура 205010 (версия 205011) выполняется следующим образом (рис. 3.40). Определяем максимальное значение сп. а/п для варианте кинематики (см. рис. 3.32, а и б и рис. 3.37)
^п. а/п — нЯн/ОЪ'Фп. a)» fn — Я(2п/4,
(Сп. а)а — Ai. рфп. а/(12лн) Н-
'П** п. р>
<Р. =
(< + % + <р3)2/2];
(Сп. а)б —
(3.61|
= |фб -|- "|/"фб — 144пн ДАп 1(1 п. р) Ц- (T/Jn. ,)]}: 12пн X
х 1(1Мп.Р) + (1//п.8)1;
фб — 180/iK — (фа -р ф2 -|- фз)/2 — Фп. а
Подсчитываем минимально возможное dn, необходимое значение сп. а/п:
обеспечивающ®|
(^п)а ~~ 24Vц. : ^/~зхт)0рп> а [ Jn< рфп, а/(12лн) -j-
* ‘"+/[^п. рЛ. зфа/36п|(7п. Р+Л. 3)2] - 2ДЛП7~
(^п)б — 288Vц. нЛн l(l/Jn. р) “h (1/<7п. з] : ГС'ПУфп. афб +
(3.61
" + КфЗ - 144л® ДАП [(1/Jn. р) + (1/Jn. 3)1.
294
Определяется максимальный ход плунжера
Sn. а = 1(1 /Ль р) + (1/Л. з)1 [(ДЛпЛ. р + С2П. а/2 +
“И Сп. афп. eJn. р/(12лн) Ч- Jn. рфп. a/(288nH)]j
= ^п. а/2[(1/Уп. р) Ч- (1/Лт. з)1 ~I- £п. афп. а/(бЛн) 4“ Д^п- j
(3.63)
Проверяем величины dn и Лпвх с точки зрения обеспечения необходимых Гц. п-
Уц. п — J^dn^H. ж'Ъ. зЛу/^ (®п Лг. и hr. и. Hfi —^п. р Сц. афп.а,
hr.ii. в
У(12пн)Ч"«^п. рфп. а/(288пн);
б = Сп. a/2Jn. р.
.Если Уц. п не обеспечивается, то производится расчет нового dn: ' ^п 4Уц. ц/[ЛТ]я. x*Ga. з*Пу (^п ^г.н.н)]. (3.65)
(3.64)
Далее согласно (3.8) и (3.9) определяют р™0Х.
Процедура 205010 (версия 205012) выполняется следующим образом (см. рис. 3.6). Определяем по заданному значению /Сах величину сп. а (зависимости получены путем совместного решения систем (3.61) и (3.8). Значения сп. а и с™8* определяем из уравнений:
для варианта кинематики (см. рис. 3.32, а)
а Ч- 2&1&з) Гп. а Ч~ &3 (&2 Ч~ &1&з) ^п. а Ч-
f рп ах«Л. рУц. и [(с™M)2/2Jn. 9 Ч- ДЛп Ч- *1/2 = 0;
hi = fl(ZT)y/Tp (рп 2ро)//п. 31
h2 = Рп ахТ]уаУн - Уц;
кз - У(с“ах)2 - 2 ДйпЛ. р;
фа = [ 180Дк — (ф; Ч- ф2 ч- фз)/2];
Сп = фа«Ап. р* п. з/бПн (Лт. р 4“ Лг-а)»
для варианта кинематики (см. рис. 3.32, б)
ЛСп. а Ч- ВСп. В 4“ М. а 4“ Всп. а 4“ = 01
^4 - 3/iH^j^2, В = Ity (блн^з ^1фн) Ч- Jп. з»
В — k'l (фн/12лн Ч- 6лн ДЛп^2) + &3фн;
Е = 2ki (ДЛП Ч~2) Ч~ 6лн ДЛп&з ~ &1фи ДЛП;
= Зли ДАп^|, k\ 1phii
h2 ~ l(l/Jn. р) Ч~ (1/^п. з)]« — 12лн^2>
-= р™ХТ)Уа36ПнУц.н-
(3.66)
(3.67)
295
Значение dn, определенное согласно выражению (3.62), oi.-нивается с точки зрения обеспечения устойчивого наполнении надплунжерного пространства (для насосов распределительного типа):
= (2/н. о/л) 96К. япя1я - 4 (360 - 4Фк)О,6ро/о X * *
X ]/2 (рп, н /7Н. nJ/tP^u. х'Пэ. s'Hv) ' ^j/~*н. о^РнПи. х X
X 'Пэ. э'Пу (360 ^кфк) 2 (Рп. н Рн. п)/р]1 +
фк “ фа “| ф2 I Фз>
(3.(
где рн = 0,44-0,5 — приведенный коэффициент расхода нале нительного тракта плунжерной пары; р0 = 0,75; z — величи! перемычек между наполнительными окнами.
Если определенное согласно (3.68) d™ln > dnt полученного из выражения (3.62), то новое значение сп. а, соответствующее определяется из следующего выражения: i
Сп. а “Ь D Сп. а -|- Е Сп. а “Ь ^4 — 0, (3,в|"
где D' = 2Jn. aVH/fu + Jn. РЕЦ. ЛпЫ + 2ДЙПУП. р + 2Jn. в I х (Д/гп + z) - 2Jn. 8Ец. н-10’6/(рГ\уа/п); Е’ = /траУц. НЛ. | X (р?” - Ро)/^рттан7п; М' = jL рVl н/(4т]2^).
По полученным значениям сп. а определяем
~7 — гср )•
-nv п. р ьп. а/ ?
(фп. .). = 12л«/У„. Р (/(с?“)2
(фп. а)б = {Сп. афа бЛц Д/ln 6ЛцСп. а X х [(1/Ль р) “h (1/^п. э)1}/Сп. а»
а также dn согласно выражению (3.62) и Зд. а по формуле (З.б4
(3.7в
3.6. РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ СОПЛОВОГО АППАРАТА РАСПЫЛИТЕЛЯ (ЗАДАЧА САПР ТА АТД 203000)
Общие положения. Задача выполняется применительно к ми годырчатым распылителям и предусматривает прогнозировал углов расположения сопловых отверстий в плане (процедж 203020); углов расположения сопловых отверстий в вертика! ной плоскости, проходящей через ось носика распылителя и I цилиндра дизеля (процедура 203030); размеров центрально канала носика распылителя (процедура 203050).
При движении топлива в проходном сеченин под конус! иглы возникает значительная турбулизация потока, котор^
296
« охраняется далее при его течении в центральном канале носика распылителя. Распыливающие отверстия часто расположены под разными углами к оси центрального канала, что приводит к не-идентичности условий истечения между отверстиями. На неравномерность подач топлива между отдельными отверстиями также нлияют длина сопловых отверстий, нецилиндричность их формы, чистота обработки поверхностей на входе и выходе сопловых каналов. Все эти факторы приводят к различию условий истечения топлива у каждого из сопловых отверстий, а также к неравномерности подач топлива через отдельные отверстия.
При нахождении топлива в распылителе оно подогревается. На характер течения топлива влияет газ, попадающий в центральный канал распылителя на отдельных режимах работы. Большое количество факторов, сопутствующих течению топлива в распылителе, вероятностный характер проявления ряда из них и сложность их взаимодействия, усугубляют нестационарность процессов течения. Учет всех этих факторов весьма сложен. Поэтому при решении задачи приняты следующие допущения: условия истечения и количество подаваемого топлива через каждое из распыливающих отверстий одинаковы; многообразие потерь энергии, которое имеет место при течении топлива в каналах сопла, характеризуется коэффициентом расхода рс; сопловые отверстия имеют правильную геометрическую форму (влияние на процесс истечения топлива производственных факторов — чистоты по-нерхности выполнения входных и выходных кромок отверстий и других не учитывается); при течении топлива в сопле отсутствует <то подогрев; ось образующейся струи распыленного топлива совпадает с осью отверстия сопла, а сама струя имеет коническую осесимметричную форму и угол при вершине конуса 2<р.
Оптимальное расположение сопловых отверстий в плане в задаче определяется из предпосылки, что наиболее эффективно процессы тепломассообмена, а соответственно смесеобразования и выгорания топлива будут происходить в случае обеспечения двух условий организации макросмесеобразования: 1) нахождения в объемах распыленных струй топлива как можно большей части цикловой подачи; 2) |^вномерного распределения масс воздушных объемов между всеми струями распыленного топлива (см. рис. 3.41). Первому условию будет соответствовать ориентационная модель углового расположения струи, при которой суммарная длина всех струй при развитии до встречи со стенкой камеры максимальна. В случае, если носик распылителя находится в центре камеры, то этим условиям соответствует равномерное угловое расположение сопловых отверстий. Если есть смещение носика распылителя относительно центра камеры сгорания, что имеет место у большинства отечественных дизелей (см. рис. 1.2), то указанные выше условия достигаются путем углового смещения осей сопловых отверстий, нахождение оптимального расположения которых является целью процедуры 203020.
297
При впрыскивании, испарении и горении топлива вследствЦЦ перемещения поршня непрерывно изменяется объем пространств! сжатия и соответственно расположение воздушных масс в камере сгорания относительно струй топлива, что необходимо учитывать при выборе вертикальных углов расположения струй. В открытых камерах (отношение диаметра горловины камеры к диаметру цилиндра больше 0,45) преобладают элементы объемной схемы смесеобразования. Радиальные и осевые вихри в этих камерах, возникающие вследствие вытеснения воздушных масс в камеру периферийными объемами поршня, незначительны. Основными условиями оптимальной организации процессов в них является как можно более равномерное расположение воздушных масс сверху и снизу струй за весь период испарения и горения топлива Согласно версии 203031, предполагается, что ситуация, близкая к указанной, имеет место, если ось соплового канала проходит через центр прямоугольной площади, образуемой днищем поршня камеры и образующей стенки цилиндра в момент положении поршня, соответствующего середине временного интервала -периоду горения топлива (рис. 3.40).
Согласно второй версии 203032, в полуоткрытых камерах с пре обладанием элементов пристеночной схемы смесеобразования (от ношение диаметра горловины камеры к диаметру поршня меньше1 0,45) струи топлива должны располагаться в зоне наибольших : осевых скоростей воздушного потока в камере, с тем, чтобы способ* ствовать организации развитой пристеночной структуры (например, в камерах типа ЦНИДИ струи топлива рекомендуется на* правлять на кромку горловин камеры [161). На вертикальные углы при всех типах неразделенных камер наносятся ограничения (процедура 203032), исключающие попадание топлива на торец поршня, что ухудшает смесеобразование и выходные показатели работы дизеля. С точки зрения уменьшения токсичности (выброса углеводородов) и дымности и некоторого улучшения топливной эко комичности размеры центрального канала носика распылителя необ ходимо выбирать как можно меньшими. Однако чрезмерное умею, шение диаметра канала влечет за собой увеличение сопротивлении при течении топлива в нем, а также затрудняет размещение нм внутренней поверхности канала всех распыливающих отверстий с точки зрения создания идентичных условий на входе топлива в сопловые каналы, размер которых определяется величиной пере мычек между отверстиями. Указанные соображения приняты во внимание при разработке процедуры 203050.
Математическая модель и алгоритм решения задачи. Условные обозначения: <рп ориентация п-й струи в горизонтальной пло скости, °; рп — угол расположения л-й струи в вертикальной плоскости, °; Р„р — предельный угол расположения струи в вертикальной плоскости с точки зрения исключения попадания топлива на торец поршня, °; z — f (р) — площадь поверхности днищи камеры сгорания, м8; Як. с, hK. с — истинная и приведенная вы 298
Рис. 3.41. Схема расположения осей струй в плайе: 1 — сектор; 2 — центр камеры сгорания; 3 — ось носнка распылителя
сота камеры сгорания, м; LCn — длина свободного развития л-й струи (до встречи со стенкой) от л-го отверстия распылителя, м; dK — коэффициент полинома, описывающего поверхности днища камеры сгорания; ha — выступание носика распылителя за плоскость головки, м; Лн. в — надпоршневой зазор, м (при положении поршня в ВМТ); Vn—объем активной зоны воздушного заряда, занимаемый л-й струей в камере сгорания, м8; е— смещение вершины носика распылителя от центра камеры сгорания, м; р' — отношение геометрического и действительного объемов сжатия; х — перемещение поршня от ВМТ, м.
Процедура 203020 (рис. 3.41 и 3.42) сводится к определению расположения сопловых отверстий в плане. Входные исходные данные: 7?к. с, Нк с, е; выходные: <ръ <рп — задаются
Рис. 3.42. Структурная схема алгоритма расчета расположения распиливающих отверстий в плане
299
Рис. 3.43. Схема расположения осей струй в вертикальной плоскости
от оси, проходящей через центр носика распылителя и центр камеры, длины струй LCi, ..., LCn. Приведенная высота камеры сгорания Лк, с определяется по формуле
^к. с
кк. с = (2/Рк, с) J р[Як. с z (р)| dp. о
(3.71)
Поверхность днища камеры сгорания описывается полиномом 4
четвертой степени или таблично: z = F (р) = 2 акрк (ак — ко-к=о
эффициент полинома).
Расположение сопловых отверстий в плане (значение углов <рп) определяется путем решения системы уравнений (3.72), по« лученных из условия, что активные зоны воздушных масс (объемы Уп) у всех струй топлива были равны и обеспечивалась максималь ная суммарная длина L всех струй (Уп = п = 1, ip):
V» = (hK. с/2) {(е2/2) (sin 2<pn+i — sin 2<pn) + + e2 [sin <pn+i V (Z?k. c/e)2 — sin2 <pn+i — — sin <pn К (Z?K. c/e)2sin2 <pn -f-Я2к.с] x
X [arcsin (e/PK. c) sin <pn+i —
—arcsin (e/ RK. c) sin + R2K. c (<Рп-н — <₽«)!}; Lcn = e cos <prt Ц- V Rk. c — sin2 <pn,
n = 1, ip; L = LCn L™ (dL/d4>n = 0). n=l
Если <pn = (Pip, то <pn+i = 2л + <P1.
(3.7g|
300
Из выражения для ЕСп определяется длина струи Lc , ... ..., Lc .
lp
Процедура 203030 (рис. 3.43 и 3.44) сводится к определению расположения сопловых отверстий в вертикальной плоскости.
Версия 203031 (для камер с (df/d) > 0,45) — расположение воздушных масс симметрично относительно струи.
Входные исходные данные: tp, ф1_---фп> ^С1р' ^П’ ^КР’
А., йн, Лн. 8, hK. с, Vi, Pi, Тип, dK, <in, Е = 28,006-10® Дж/кмоль; R = 8,32-103 Дж/(кмоль-К); выходные — £1, ..., fjn; (вспомогательные— 0ь Tf).
Определяется значение вертикальных углов путем решения системы уравнений
рп == (180/n)arctg[(x + 4" с И- ^н. в)/Ecrt],
и 1, ip, * = G<pl(l — cos<p + 4- (Л/4) (1 - cos2cp)I;
Ф = I [6 — (<Ро — Фа) 1/2|.
Рис. 3.44. Структурная схема алгоритма расчета расположения распиливающих отверстий в вертикальной плоскости
(3.73)
Если сопловые отверстия выступают за торец головки на величину hH, то выражение для рп в системе будет иметь вид
= (180/л) arctg (х + Ли. с + Лн. в — Лк)/ЬСп.
Значения 0, определяемые как сумма т{ и <р4, подсчитываются согласно выражениям (1.1) и (1.2).
Версия 203032 (для камер с (dr/d) < 0,45) — исключение попадания топлива на торец поршня за период впрыскивания (с учетом осуществления направления струй топлива в область наибольших скоростей перетекания воздушного заряда из надплунжерного пространства в камеру сгорания).
Входные исходные данные: ip, <p0, <ра, LCi, ..., LCf , hBt гкр, К hK. c, у, pi, Ti, n, d, dn, E = 28,006-10® Дж/кмоль, R =
301
= 8,32* 108 Дж/(кмоль-К); выходные: р?₽, ...» р”₽; вспомогатедЯ ные: 6, rt.
Определяем минимальное предельное значение угла 0”р, пЛ котором исключается попадание топлива на торец поршня, путей решения системы уравнений:
Pn₽ = У -Ь Р'; = (180/л) arctg (х + Лн. з — й>)/\;
cos р"₽ = RK. cn/bcn; X = Гкр П — cos ф + (X/4) (1 — cos 2ф)].
(3.741
Процедура
Рис. 3.45. Схема расположения сопловых отверстий в иосике распылителя
Определяем
203050 предусматривает нахождение ми» мальной величины d™in с точки зрения р мещения входных кромок сопловых от» стий на внутренней поверхности каш (рис. 3.45). Минимальный диаметр центра, ного канала в носике распылителя d™in on деляют по результатам гидродинамичесю расчета процесса топливоподачи (зад, 204000) исходя из минимальных потерь пора при течении жидкости по каналу ( дача 212000). Исходя из выполненных а логов, принимаем, что уменьшение суще венного взаимного влияния отверстий истечение топлива имеет место при обеспе нии перемычек между кромками 1п = 0,3< -г-0,5 мм.
Входные исходные данные: ip или dc (ecJH сопловое отверстие размещено на сферическя поверхности, которой оканчивается сопловод канал), ..., рп (из процедуры 203030); ВЫ» ход ные — da.
d?“" = (/n+dc)ip/(ncos₽).
(3.7в)
3.7. ОПТИМИЗАЦИЯ ПАРАМЕТРОВ ТА АТД
Общие положения. Среди многочисленных требований, пред являемых к процессу топливоподачи, наиболее приоритетным || ляется достижение высокой топливной экономичности, что п нято в качестве целевой функции при постановке глобалы оптимизационной задачи в САПР ТА АТД. При этом долж выполняться требования к другим технико-экономическим по зателям ТА и дизеля (долговечности дизеля, определяемой в з чительной степени показателями жесткости процессов сгорай токсичности и дымности отработавших газов, надежности и с бильности показателей ТА и дизеля, металлоемкости ТА и др выступающим в качестве ограничений при решении задачи.
302
Основным параметром процесса топливоподачи, определяющим параметры рабочего процесса дизеля и соответственно экономичность, является характеристика впрыскивания, которая наряду с диаметром, количеством и расположением отверстий, а также углом опережения впрыскивания определяет основные показатели дизеля (см. гл. 1). Поэтому глобальная оптимизации параметров ТА сводится в основном к обеспечению реализации требуемой характеристики впрыскивания.
В САПР ТА АТД принята оптимизация параметров ТА при работе на одном, в частности номинальном, обычно наиболее нагруженном режиме. При этом до разработки моделей широкорежимной многопараметрической оптимизации предусматривается после оптимизации на номинальном режиме проведение контрольных расчетов характеристик впрыскивания на других характерных режимах работы. Путем экспертной оценки результатов проектировщик ТА должен принять окончательное решение об их приемлемости или о необходимости проведения повторной оптимизации с приоритетным выделением другого, не номинального режима. Такой подход справедлив для традиционных топливных систем, имеющих жесткую кинематическую связь кулачкового вала с коленчатым валом дизеля. С созданием гибких адаптивных систем впрыскивания (см. п. 2.6) представится возможным оптимизировать условия подачи топлива в широком диапазоне работы дизеля. В этом случае расчет оптимальных параметров процесса впрыскивания и соответственно конструктивно-регулировочных параметров ТА может быть выполнен на всех основных режимах работы ТА.
В САПР ТА АТД предусматривается разработка задачи оптимизации конструктивно-регулировочных параметров насосов высокого давления (250000), форсунки (260000), подкачивающего насоса (системы низкого давления) — 270000, регулятора (280000), автоматов угла опережения начала подачи топлива (285000).
Для решения групповых задач приняты два метода: последовательных приближений с использованием итерационного процесса и численной оптимизации.
Процессы проектирования при решении групповых задач методом последовательного приближения. Алгоритм групповой задачи — оптимизация конструктивно-регулировочных параметров насосов высокого давления (250000). На основании исходных данных — конструктивно-регулировочных показателей дизеля (Ид, s, d, Ne, е и др.) и ограничительных параметров, накладываемых на показатели динамики процесса тепловыделения lp2, (dp/d<p)max ], формируются требования к параметрам характеристики впрыскивания. По полученной рв = F (<р) на основании зависимостей (3.1) и (3.4) оценивают значение p“aB (рп18*)- Предусмотрены еще две версии задания исходных данных экспертным
303
путем: непосредственная оценка значения рт. р на основании вш полненных аналогов и экспериментальных исследований или з» дание продолжительности активного хода плунжера <рп. а. Далси, применяя задачу 205000, определяют значения dn, сп. а» строят макет характеристики рт. н (рп) — F (<р) и определяют _тах / тах\ f
Рт. И (.Рп )
После выбора схемы системы и схемы топливного насоса высокого давления неавтоматизированным способом по полученным значениям <рп. а, сп. а, Рт. н (Рп) = F (ф) с применением задачи 206000 синтезируют кулачковый профиль и выполняют уточненный расчет (задача 204000) процесса топливоподачи Полученные характеристики рт. н (рп) = F (ф) и рв = F (ф) • поставляют с заданными. Путем итерационного процесса (автол тизированного программными средствами) добиваются сходимос > получаемых при решении задачи 204000 характеристик н (рп) = F (ф), принимаемых в качестве исходных при выполнен! процедур задач 206000. При решении задачи 204000 в качеси исходных принимаются кривые кулачкового профиля, получ-i мые при решении задачи 206000.
После завершения итерационного процесса, используя зада-205000, определяют конструктивно-регулировочные параметр секций высокого давления.
Согласно выбранной конструктивной схеме насоса, на осны типового макета рабочего чертежа корпуса насоса и кулачково; вала (шайбы), используя задачу 208000, определяют напряженп и деформации в указанных деталях и уточняют их размеры. И-пользуя задачу 209000, определяют размеры подшипников и при необходимости дополнительно корректируют размеры корпу» • насоса и кулачкового вала.
В результате решения задачи 250000 получают исходную пи формацию для выпуска на АРМ рабочих чертежей основных /к талей и узлов насосов — кулачкового вала (шайбы), секции ни сокого давления, корпуса, подшипников.
Алгоритм решения групповой задачи — оптимизация констр; тивно-регулировочных параметров форсунки (задача 26000» На основании исходных данных — конструктивно-регулиров ных параметров дизеля (пд, s, d, Рц, Ne, е, и др.) и ограни тельных параметров, накладываемых на показатели динамк процесса горения [рг, (с£р/г1ф)1Пах], определяются число сон вых отверстий ic, Рр/С, а также диаметр соплового отверстия Используя задачу 203000, определяют расположение соплом отверстий в плане (углы ф) и в вертикальной плоскости (углы | Принимая в качестве исходных параметры насоса, рассчит ные с применением групповой задачи 250000, определяют ( дача 204000) давления во всех полостях форсунки. Совместм решением задач 204000 и 212000 с учетом выбранной схемь форсунки в итерационном процессе уточняют параметры гидрав
304
ческого тракта форсунки и характеристику давлений впрыскивания.
Полученная характеристика впрыскивания сопоставляется с заданной, и принимается решение о допустимости расхождений. Если они неприемлемы, то с установленными параметрами гидравлического тракта форсунки повторяется решение групповой задачи 250000 и на основе уточненных параметров насоса повторяется расчет характеристики впрыскивания. При необходимости процедуры повторяются в итерационном процессе до достижения требуемой сходимости. По установленным параметрам гидравлического тракта форсунки на основе чертежа форсунки производят, используя задачу 208000, расчет напряжения и деформации, уточняются размеры форсунки, после чего информация выдается г макетом чертежа на АРМ.
Алгоритм решения групповой задачи 270000 — оптимизация конструктивно-регулировочных параметров подкачивающего насоса (системы низкого давления). На основании параметров дизеля (Уц, Ид) выбранных схем топливной системы и подкачивающего насоса, используя задачу 211000 (состоит из уникальных подзадач 211010, 211020, 211030, разработанных для каждого схемного решения помпы), определяют параметры подкачивающего насоса, которые выдаются на АРМ для выпуска рабочих чертежей.
На основании схемных решений по системе топливоподачи и подкачивающему насосу, с учетом информации по изменению давлений в надплунжерной полости, расходов топлива через наполнительные и отсечные окна (задача 204000), а также сведений о параметрах подкачивающих насосов, используя задачу 207000, рассчитывают и выбирают параметры системы питания, обеспечивающие полное заполнение к началу активного хода плунжера падплунжерного пространства.
Алгоритм решения групповой задачи — оптимизация конструктивно-регулировочных параметров регулятора (280000). На основании задаваемых характеристик МТА и требований к процессу регулирования со стороны дизеля, с учетом выбранных схемы системы, а также типа и схемы регулятора, принятой схемы насоса высокого давления, а также рассчитанных с использованием задачи 204000 скоростных характеристик топливоподачи Ец =
F (Ян» Фп. а) поочередно выполняются статический расчет, включая расчет измерителей скорости (процедура 210010), и динамический pacq'j (процедура 210020) регулятора. Расчеты проводятся в итерационном процессе. При этом целевой задачей является минимизация усилий в кинематических звеньях регулятора, что обеспечивает его высокий ресурс и стабильность показателей в эксплуатации.
Алгоритм решения групповой задачи — оптимизация конструктивно-регулировочных параметров автомата угла опережения впрыскивания (285000). На основании исходных данных — ха-
305
рактеристики изменения угла опережения впрыскивания форм Л лируется САПР дизеля или рассчитывается угол опереженЛ с учетом выбранной схемы системы и автомата угла опередЯ ния с использованием задачи 213000, состоящей из уникаЛн ных для каждого типа автомата подзадач 213010, 213Q3M 213030, рассчитывают оптимальные параметры автоматические устройств.
Процесс проектирования при решении групповых задач мето« дом численной оптимизации (на примере насосов высокого давле< ния — задача 250100). Методология численной оптимизации паре* метров топливной аппаратуры в настоящее время еще окончи тельно не разработана. Ее реализация стала возможной в связи! с широким внедрением в практику проектирования высокопроиа*! водительных ЭВМ и математических методов оптимизации. Ниже изложены общие положения пути ее реализации на примере паре® метров секции высокого давления.
Для количественной оптимизации параметров ТА АТД не» обходимо сформулировать многопараметрическую целевую функ-цию Q, связывающую варьируемые независимые параметры X | (конструктивно-регулировочные параметры ТА) и параметры Y (конечные, выходные характеристики ТА). При решении локаль* ных оптимизационных задач (например, оптимизации параметров насоса высокого давления), входящих в иерархическую структуру задач САПР ТА АТД, в качестве параметров Y могут выступать промежуточные для глобальной оптимизации в целом, но выхода I ные конечные для данного узла характеристики, параметры (ха* рактеристика впрыскивания и др.). Между варьируемыми пара* метрами и конечными характеристиками объекта существует функциональная связь. Если X = (х,, ..., xn), Y = (уг, ..., ут) — векторы в многомерном пространстве, то Y = А (X), где А —= оператор (формула, дифференциальное уравнение, алгоритм, про* грамма и т. д.).
Целевая функция Q также зависит от серии параметров X и Y—Q = Б (X, Y) (Б — оператор целевой функции). Если осу* ществляется варьирование параметрами-числами х, то оптими» зационная задача решается методами математического програм* мирования, а если варьируемые параметры х выражаются функ* циональными зависимостями, то оптимизационная задача относится к области оптимального управления. Задача оптимизации параметров ТА сведена к виду, решаемому методами математичг-ского программирования. Математические условия оптимизации онной задачи предусматривают формулирование целевой функции Q (X, Y) —>- min ограничительных условий Fi (х, у) — A; F2 (*• у) = В, ..., FK (х, у) — К граничных значений параметров < < Хс < bi\ а} < yi < b\.
Зависимости Ft, ..., FK связывают значения части или всея варьируемых параметров и характеристики объекта в k точкам (п + т)-мерного пространства (п — количество варьируемых кои*
306
структивных параметров х; т — количество характеристик объекта у).
Известно значительное количество численных методов решения оптимизационных экстремальных задач. В САПР ТА АТД применен градиентно-статистический метод [11]. Он позволяет
осуществить поиск оптимума при движении в направлении гра-
диента целевой функции, который определяет направление наибольшего ее изменения .
Под grad Q (X) в данной точке X понимают вектор, перпендикулярный к кривой или поверхности постоянного уровня функции:
grad Q (х) = Е (dQ/dxt) е,, (3.76)
Г=1
где ef — орты осей переменных хъ ..., хп.
В САПР ТА АТД предусматривается следующий алгоритм решения оптимиза
ционных задач. Для каждого оптимизируемого функционального модуля ТА или процесса разрабатываются математиче-
ская модель и соответствующий программный модуль, позволяющий на основе варьирования входными параметрами получить на выходе функциональные параметры модуля или процесса. Формулируются целевая функция (или параметр), ограни
чительные условия и граничные значения параметров.
В окрестностях исходной точки А (рис. 3.46) варьируемых параметров (параметры в исходной точке соответствуют -принятому прототипу ТА, определяются экспертным путем или назначаются на основе приближенных эвристических методов) осуществляется локальная аппроксимация целевой функции линей
ными уравнениями регрессии, для чего проводится с использованием математической модели объекта планируемый вычислительный полный или дробный факторный эксперимент. Может строиться при необходимости и нелинейная модель системы по схеме планирования экспериментов второго порядка.
На основе полученной локальной модели градиентным методом осуществляется поиск экстремума при движении к точке Б, лежащей в области, определяемой заданными ограничениями задачи. Спуск из точки А в точку Б осуществляется в направлении вектора, равного вектору суммы градиентов изменений, нарушенных в исходной точке А ограничений на варьируемые параметры.
Точка Б ‘’’принимается за второй исходный уровень поиска экстремума. В окрестности точки Б проводится повторный планируемый полный или дробный факторный вычислительный эксперимент и строится новая уточненная локальная модель системы.
После достижения границы ограничений в случае необходимости (когда не достигнуты заданные условия) продолжается
307
зигзагообразный поиск вдоль границы допустимой области путем поочередного выполнения одного-двух шагов вдоль градиент и целевой функции, после чего возвращаются в допустимую об ласть вдоль вектора, равного сумме градиентов нарушений х ограничений.
Весь поиск экстремума целевой функции согласно изложенному алгоритму осуществляется автоматически, по специальной пр<> грамме, путем взаимодействия программы управления поиском и расчета характеристик исследуемого объекта.
Целью оптимизации параметров нагнетающей секции (в соч» тании с другими элементами нагнетательного тракта) является обеспечение требуемой характеристики впрыскивания для до стижения наилучшей топливной экономичности. Такая характг ристика впрыскивания определяется совместно со значением р.р/. н 6. Математически это условие записывается следующим образом
Q (X) = J [рвад (ф) - р«ас (ф)]2 dtp -* min (= | б |), (3.7 /)
о
где рвэад (ср) и р£ас (ср) — текущие заданные и расчетные значения давлений впрыскивания; | б | — заданная степень приближения к требуемой характеристике впрыскивания. При этом сходимосп. значений отдельных точек характеристик рв (ф) будет достаточной, если не будет превышать допустимых значений б (с точносты<« 5—8% от заданных значений). Если же это условие нарушается, то необходимо задать опорные точки характеристики рв (ф) и [и-шать многокритериальную оптимизационную задачу методами линейного программирования [111.
Исходными варьируемыми параметрами и характеристиками при достижении целевой функции будут диаметр плунжера характеристика изменения скорости плунжера (см. рис. 3.35). Предполагается, что скорость плунжера между характерными моментами фъ .... фп изменяется по закону, близкому к линей’ ному. Одновременно задаются конструктивная схема насоса, опре« деляющая структуру и размеры каналов гидравлического тракте в системе; величина объемов сжимаемого топлива в секции выси* кого давления и трубопроводе (VH, VK, VTp), а также величины т^, ою Ь, hn, а, Лп<— Лп,- Величины hOt—hBi определяются по формуле
4>л Ф1
— hnt~h„. а=4Уц/(л(1пт)у) = |сп(1ф — J сп(1ф. (3.78) о о
Назначаются следующие ограничительные условия на диаметр плунжера и кинематику его перемещения. Диапазон варьировании диаметром плунжера:
V4Уц/[лт]у (ЬП1 - ЬП1) <4 < (од°7(Ю-3.0,418)] х
х jA cos yb2k/[\,2лр™*Е (1 + ЛЬ)]. (3-79)
308
Пуск
Ph^..3.47. Структурная схема алгоритма расчетной оптимизации параметров нагнетающей секции высокого давления
309
На параметры, ограничивающие кинематику плунжера (общ.щ продолжительность перемещения плунжера от НМТ до ВМТ q>h должна быть меньше заданной величины ср™ах (фп < Фпах)- Перемещение плунжера в момент соответствует перекрытию нм«
У’
полнительных окон, равно йгнн или йГнн = | с dtp, где йганн -* о
перемещение плунжера в момент ГНН.
В формуле (3.79) значение р„ах подсчитывается согласно вы* ражениям (3.1) и (3.4), а значения коэффициента k для рядных насосов при различных расстояниях между осями секции еле дующие:
Коэффициент k......... 0,85 0,85 0,83 0,85 0,87 0,77 0,80 0,81
Расстояния между осями сек-
ции, мм .............. 22 25 26 30 32 35 40 45
Для распределительных насосов типа НД с расстоянием межд> осями 22—24 мм k == 0,71, для насосов типа НДСП с тремя роли ками k — 0,29, с четырьмя роликами k — 0,22.
Исходя из принципов построения кулачкового профиля, -ы даем сП1 сП1 сП1.
В задаче принимаются следующие граничные значения пари метров: (^ад -- е) < ( Vpac + <0 или Урас = Гцэад (Гцэад и Гцрас
задаваемые и рассчитываемые значения цикловых подач топлива) Аналогично задаются граничные значения на р™ах, фв, ф/ тй1ц. условие отсутствия дополнительных впрыскиваний: хв — 0. За дача решается в следующей последовательности (рис. 3.47)
1. Исходя из заданных значений р™* и nPfa, подсчитываем согласно выражениям (3.1) и (3.4) значение р™ах, а затем и систем (3.8) и (3.9) определяем первые приближения для х, (d, (координата точки А — см. рис. 3.42). Первые приближения зн; чений других варьируемых параметров устанавливаются следук щим образом:
Фп1 и сщ задается с учетом граничных значений на величин' hH, фн при этом ЬП1 = сП1ф!/(12пн);
фп задаются иа уровне граничного значения ф“ах:
Ф4 — фп Афэап “ Фп 6пи 1/ 2 (Sn п. э»
где hat = йгнн + йп. а + мм; (hn. а определяется согласно (3.78), d„ — по формуле (3.79), а /п. в задается разработчиком на конструктивных соображений согласно выполненным аналогам)}
Сп» Сп,Сп* = Сп. п»
принимаются фа = 1,2ф1; ф3 = 0,8ф4.
Значение с„р п задается в пределах 0,3—0,6 мм на 1° иа осно« вании выполненных аналогов:
310
УТН-5..............0,28
НТД-27.............0,23
НТД-40.............0,41
НД-21 ............ 0,35
НД-22 .............0,24
МТНМ..................0,31
MW ...................0,20
РЮ....................0,40
Р.....................0,30
Р9....................0,37
2. Методом планируемого эксперимента (полного или дробного факторного) на основе программы гидродинамического расчета процесса топливоподачи строится в точке А линейная модель целевой функции путем проведения серии расчетов процесса впрыскивания (для построения модели используется специальный программный модуль)
Q = а0 + щ dn + <22СП1 4- азСп. + а4Сп4 + а5<Р2 4- абфз + а?Ф4- (3.80)
3. Исходя из значений коэффициентов уравнения (3.80), определяют градиент функции Q (X) согласно выражению (3.76). При линейной модели целевой функции частные производные dQfddn, dQ/dcnn, dQ/d<pn будут представлять значения коэффициентов ап ..., а7 в уравнении регрессии (3.80). По указанным коэффициентам (вернее, их проекциям на оси координат) определяют направление градиента функции Q (X) и осуществляют поиск экстремума в случае Q max в направлении градиента Q, а в нашем случае (Q -> min) — в противоположном градиенту направлении, которое условно обозначаем grad Q. Движение в направлении поиска экстремума выполняется путем изменения совокупности параметров, определяющих значение уровня целевой функции Q. Шаг изменения натуральных значений варьируемых параметров вычисляют по формуле Ill]
Ьх^Ьх^/а^а^, (3.81)
где 6Xf — интервал варьирования Z-го параметра; aQi — коэффициент при варьировании • параметра в уравнении регрессии; aQax — максимальный по абсолютной величине коэффициент в уравнении регрессии (3.80); Дхос — заданный в долях от интервала варьирования шаг изменения параметра, наиболее влияющего на критерий оптимальности. Так как Q min, значение варьируемого параметра уменьшается на величину шага Д%/ с учетом его знака.
4. В исходной точке расчета (см. рис. 3.46) параметры х могут не соответствовать всем требованиям наложенных ограничений и ограничительных условий. Поэтому анализируются значения параметров х, входящих в целевую функцию, и в случае, если ограничения нарушены, то спуск из точки А в точку Б осуществляется в направлении вектора, равного вектору суммы градиентов изменения нарушаемых в каждой точке спуска ограничений. После каждого шага расчета значений целевой функции Q рассчитывают граничные условия и граничные параметры.
Если нарушений граничных условий и ограничительных значений нет, то движение по поверхности целевой функции продолжается из точки Б (см. рис. 3.46) до тех пор, пока значения харак-
311
теристик не выйдут за пределы заданных ограничений (область ИКМН) или пока точки не попадут в область, где целевая функ» ция Q начнет увеличиваться (при min). Тогда движение в на» правлении ранее определенного градиента на основании коэффи» циентов уравнения (3.80) осуществляется с меньшими интервалами варьирования и, если это не дает результатов, то на оснований полученных в точке Б значений варьируемых параметров повторно проводится дробный факторный эксперимент, строится новая линейная модель целевой функции Q и поиск оптимальных параметров продолжается по изложенному выше алгоритму до тех пор, пока целевая функция Q не приблизится по своему зим чению к заданной величине. Согласно последней версии, значения функции Q определяются соответствующими оптимальными зня» чениями варьируемых параметров х: dB, сП1, сП1, сП4, ф2, ф3, ф*, Если в качестве исходной принимается точка Б в области ИКМН| параметры в которой уже назначены с учетом принятых ограничь» ний, то поиск оптимального решения соответственно упрощается.
5. Если задано жесткое ограничение (в виде равенства) н* какой-либо параметр (например, V£ac = УцаА, а не Уааде < Уцйе)| что можно исключить при оптимизации параметра ТА, то осущр ствить поиск экстремального значения целевой функции Q rpip диентным способом практически невозможно, так как это требует больших затрат машинного времени. В этом случае целесообразнв применить метод проектируемых градиентов [11].
6. После нахождения варьируемых параметров (dn, сП1, сП|( Сщ, фг, Фз> Ф<) в результате решения оптимизационной задачи для* целевой функции Q (X) строится оптимизированный профиль кулачка с использованием задачи 206000. При этом может быть применен описанный выше алгоритм оптимизации.
При установлении параметров кулачкового профиля условия< оптимизационной задачи формулируются следующим образом!
<₽п
целевая функция Q (X) = [ [спад (ф) — с£ас (ф)]2 <*ф -> min или б
— ] б |, в которой варьируются параметры х (&, р, R, гв). ОграничИч тельным условием для решения будет являться: р = kb, а гр|* ничные значения параметров примут вид: ак < од°п, У < Ттец 8п $п Д, j | /max |, [ Rmin | R <1 | ^?max |-
7. После завершения расчета профиля кулачка согласно 1 даче 204000 проводятся контрольный расчет характер» । впрыскивания и сопоставление полученной характеристики данной. Если полученное приближение не устраивает разр чика, то повторяют расчет, расширяя граничные условия и । р| ничные значения на параметры кулачкового механизма k, b, я а также на dn. После окончательного выбора параметров кула| кового механизма и dn переходят к оптимизации параметров н| гнетающей секции с использованием задачи 205000.
312
Глава 4
МЕТОДЫ ИСПЫТАНИЙ И ИССЛЕДОВАНИЙ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
4.1. ОЦЕНКА ПЛОТНОСТИ ПРЕЦИЗИОННЫХ ПАР И
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЭЛЕМЕНТОВ
Методы оценки плотности. Хотя имеются приборы для измерения диаметров наружных и внутренних цилиндрических поверхностей с точностью до 0,2—0,4 мкм, однако получаемые при этом размеры локальных зазоров вследствие отклонения от правильной геометрической формы *не характеризуют полностью уплотняющих свойств прецизионных элементов. Для комплексной оценки зазоров и геометрической формы уплотняющих поверхностей прецизионных деталей применяются косвенные методы, основанные на оценке плотности при опрессовке прецизионных пар.
Плотность плунжерных пар определяется временем перемещения плунжера относительно гильзы на величину заданного hn. 8 (для АТД не должно превышать 4,5 мм) под воздействием груза, создающего в надплунжерном пространстве постоянное давление, препятствующее перемещению плунжера (рис. 4.1, а). В соответствии с ГОСТ 25708—83 (СТ СЭВ 2406—80) при опрессовке применяется смесь дизельного топлива с маслом вязкостью 9,9— 10,9 мм2/с при 20 °C. Груз должен создавать в надплунжерном пространстве давление (15-=т20) ± 10 МПа. Время опрессовки составляет 15 с и более, и устанавливается ТУ на изготовление плунжерных пар. Недостатками способа являются резкое изменение плотности при зазорах между плунжером и втулкой Дп. в с < 14-1,5 мкм и недостаточная чувствительность при Дп. в > > 5“6 мкм (рис. 4.1, 6). Время опрессовки Т существенно зависит от давления опрессовки р, вязкости жидкости v (рис. 4.1, б—г).
Возможны и другие способы оценки плотности плунжерных пар по количеству просочившегося через зазор топлива, по продолжительности падения давления (схема испытаний аналогична приведенной на рис. 4.2). В практике применяется также метод оценки плотности по максимальному давлению, развиваемому насосной секцией на пусковом режиме (пн = 100 мин"1 и Гц. п), определяемому с помощью максиметра, в качестве которого может быть использована обычная форсунка. При такой проверке у новой угунжерной пары максимальное давление, развиваемое секцией насоса при Уц. п, должно быть не ниже 50 МПа.
Плотность пары игла — корпус распылителя оценивается временем Т падения давления в системе от 19,61 до 17,65 МПа
313
о 4 8 12 Angr/4KM
Рис. 4.1. К оценке плотности плунжерных пар:
и — схема стенда;
б — зависимость плотности плунжерных пар насоса УТИ-5 от давления опрессовки при различных значенияхv (ымв/с): 1 — 9,5; 2 - 5,9; 3 - 4,4; 4 - 2,9; 5 - 1,9; б -0.75;
в, г — зависимости времени опрессовки плунжерных пар насоса УТП-5 соответственно от активного хода плунжера и
вязкости жидкости;
0 — вавнсимость времени опрессовки от ваэора между плунжером и втулкой: 1 — насос УТП-5; 2 — насос ЯМЗ-236;
с — вавнсимость времени опрессовки плунжерной пары насоса НД21/4 от величина Дп в
при различных зазорах Дп д между плунжером и дозатором
(рис. 4.2, а). Давление в системе создается поршневым насосом 1 с ручным приводом, отключаемым от форсунки 4 и аккумулятора 3 краном 2. При опрессовке (ГОСТ 25708—83) применяется смесь дизельного топлива с маслом вязкостью 9,9—10,9 мм2/с при 20 °C. Время Т устанавливается ГОСТ 25708—85 в зависимости от типа распылителя (5 с и более) и зависит от зазора Ав в распылителе, вязкости жидкости v и объема аккумулятора Кк1 фис. 4.2, б—е). По изложенной методике определяется не только плотность направляюшей цилиндрической части распылителя, но и герметичность по запорному конусу.
Плотность по игле распылителя может оцениваться по падению давления между отдельными впрыскиваниями при работе фор-
1 Объем аккумулятора должен быть 65±5 см3.
314
Рис. 4.2. К оценке плотности распылителей форсунок;
а <— схема стенда;
б— вавнонмооть времени опрессовки от зазора: / — распылитель РШ-6Х2Х25; 3 — распылитель форсунки 6Т2; 3 — распылитель форсунки ЯМЗ;
в — зависимость времени опрессовки распылителя форсунки 6Т2 (----------) и распылителя РШ-6Х2Х25 (---------------------------------------------------) о* зазора и вязкости жидкости v (мм*/с): / — 10,1:
3 — 8,1; -3 — 6,1; 4 — 4,2:
в — аавнснмость времени опрессовки распылителя от объема аккумулятора
сункн с секциями высокого давления при малой скорости плунжера (сп = 4 см/с). На этом принципе работает прибор 213064, разработанный ЦНИТА. Одновременно этот прибор позволяет оценить подвижность иглы.
Для опрессовки плунжерных пар ГОСНИТИ разработан прибор КП-3369 (вместо прибора КИ-759), в котором на табло выдаются значения плотности в секундах и фактического активного хода. Для проверки технического состояния стендов используют эталонные прецизионные пары.
Для ускорения процесса испытаний распылителей на плотность могут применяться установки с механическим приводом и аккумулятором топлива. Методика испытаний распылителей такая же, как и на приборе с ручной подачей топлива. Для проверки растлителей на плотность в эксплуатационных условиях могут использоваться приборы: КИ-15706 с электросекундомером
315
и КИ-22203М с пневмоприводом, разработанные взамен выпускаемых приборов КИ-1609А (КИ-562) и КИ-15706.
Герметичность форсунок по запирающему конусу (ГОСТ 10579—88, ГОСТ 25708—83) проверяют созданием в форсунке давления на 1—1,5 МПа меньше давления в начале впрыскивания, установленного в технических условиях на форсунку. В течение 15 с не должно быть пропуска топлива через запирающий конус при визуальном наблюдении; допускается увлажнение носика (торца) корпуса распылителя без появления капли.
В ЦИИТА разработан прибор 213065, в котором герметичность по конусу иглы оценивается по количеству воздуха, просачивающегося через уплотнение за заданный промежуток времени. Плотность по разгрузочному пояску нагнетательных клапанов на заводах при' массовом их производстве определяется с помощью пневматических длинномеров (ротамеров) типа ДП. При этом нагнетательные клапаны разбиваются на группы.
Герметичность клапанной пары по запорному конусу в эксплуатационных условиях может быть определена с помощью капиллярных стеклянных трубок, устанавливаемых на штуцере топливного насоса. В питающую полость насоса подается топливо под давлением (не более 0,5рк. п) от ручного насоса. Клапан считается герметичным, если мениск в стеклянной трубке неподвижен; если мениск «плывет», клапан негерметичен. Для испытания клапанов может быть использован прибор КИ-1086.
Методы определения гидравлических характеристик. Гидравлические характеристики зависят от величины проходных сечений отдельных элементов ТА (распылителя, клапанов, окон и др.), которые определяют пропускную способность этих элементов. Так как процесс топливоподачи является нестационарным, наиболее объективная оценка их может быть получена при прокачке от реального циклически действующего насоса высокого давления. Так, пропускная способность форсунки (ГОСТ 105579—88) оценивается прокачкой топлива через форсунку секцией стендового (контрольного) топливного насоса при частоте вращения и подаче топлива, установленных в технических условиях или рабочих чертежах на форсунку. Наряду с этим оценку пропускной способности форсунки и других элементов ТА можно осуществить по их гидравлическим характеристикам, снимаемым при стационарном течении, при давлении, обеспечивающем турбулентное истечение топлива. Экспериментальное определение гидравлических характеристик производится па стенде постоянного давления, позволяющем изменять давление перед исследуемым элементом и измерять расход топлива.
При неустойчивом режиме работы форсунок, например на участке а—б (рис. 4.3, a), dQ/dp< 0. При снятии характеристик применяют следующий прием. Ход иглы ограничивают упором последовательно при различных ее подъемах. При этом снимают устойчивые ветви характеристик (штриховые линии на рис. 4.3, а), 316
получаемые при увеличенных расходах топлива, когда игла находится на упоре. Постепенно уменьшая расход топлива, находят крайние точки характеристик, образующие на рис. 4.3 сплошную линию и соответствующие неустойчивому режиму, когда игла начинает отрываться от упора.
При проливке элемента на стенде можно определить величину, характеризующую эффективное проходное сечение,
Н/ = QIV (2/р) Ар,
где Q — объемный расход топлива через испытываемое проходное сечение при перепаде давлений Ар.
Для получения достоверных данных при определении р/ необходимо измерять давление непосредственно перед исследуемым проходным сечением и после него. Коэффициент расхода будет зависеть от давления, при котором осуществляется проливка проходного сечения топливом. При малом давлении движение топлива может носить ламинарный характер, и в этом случае
коэффициент расхода будет сильно зависеть от числа Рейнольдса Re (рис. 4.3, б). Как видно из графика, резкое изменение эффективного проходного сечения распылителя рр/с наблюдается до давления 4 МПа при подъеме иглы 0,25 мм. Опытным путем установлено,
Рис. 4.3. Гидравлические характеристики распылителя: а — построение характеристики;
9 — зависимость величины Upfc от перепада ^давлений при проливке для различных значений йн. мм: 1 — 0,025; 2 — 0,05; 3—0,1; 4 — 0,15; 5 — 0,25;
6 — 0,47;
в — зависимость величины Upfc от давления проливки р;
^тах — 0,47 мм: 1 — истечение в атмосферу; 2—6 — истечение в области, где Ид _
да вленже среды составляет соответственно 1; 2; 3; 4 н 5 МПа
317
что достаточно стабильные результаты при проливке элементов ТА топливом (v = 3 мма/с) получаются при Re > 1000, причем Re = cd/v, где с — скорость жидкости в проливаемом сечении, см/с; d — характерный диаметр сечения, сма/с.
Из распылителя топливо истекает в среду, заполненную газом, что необходимо учитывать при опенке (рис. 4.3. в) 139]. Эффективное проходное сечение распылителя может быть также определено путем продавливания через сопловой аппарат распылителя определенного количества топлива, вытесненного плунжером под постоянным давлением, регламентируемым грузовым устройством. На этом принципе в ЦНИТА разработан прибор 213063.
Для определения р/могут быть применены косвенные методы, основанные на продувке элементов ТА воздухом. Хотя указанные способы позволяют получить относительную оценку величины и их применение возможно при наличии специальных эталонных элементов, по которым проводится настройка прибора, они получили распространение при массовом контроле деталей ТА (в основном распылителя) вследствие малой трудоемкости.
4.2. ОЦЕНКА ПРОЦЕССОВ И ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕМЕНТОВ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
Оценка параметров струи распыленного топлива. Основными параметрами, оценивающими струю распыленного топлива, являются характеристики изменения от времени длины и угла раствора конуса, а также дисперсность распиливания. Наряду с известными методами [41 ] для оценки этих параметров начали применяться специальные оптические, в том числе голографические, методы визуализации процессов развития струи [15] при взаимодействии с потоком воздушного заряда, т. е. в условиях, приближенных к протеканию процессов в АТД. В ЦНИТА для таких исследований разработана установка УИПФ-2 (рис. 4.4). Опа позволяет работать с давлением газа до 5 МПа и имеет в контуре циркуляции подогреватель. Визуализация процесса развития струи осуществляется через смотровые люки, выполненные из кварцевого стекла с помощью теневого прибора ИАБ-451.
Сущность теневого метода состоит в том (рис. 4.5, а), что длиннофокусные объективы и О2 создают в плоскости Р изображение ярко освещенной щели С. В этой же плоскости установлена диафрагма N с прямолинейным острым краем (ножом Фуко), которая при перекрывании щели вызывает по всему полю равномерное ослабление яркости экрана ВВ. Если в поле параллельного хода лучей (плоскость S) ввести оптический неоднородный объект, имеющий в отдельных точках различный показатель преломления, это вызовет перераспределение освещенности экрана ВВ и на нем будет наблюдаться теневая картина неоднородности объекта.
318
Рис. 4.4. Установка УИПФ-2 для исследования струи распыленного топлива в потоке сжатого газа:
1 — баллон; 2 — насос; 3, 4 — моторы; 5 — редуктор; 6 — угловой редуктор; 7 — воздушный редуктор; 8 — кран; 9 — нагнетатель; 10 ~ форсунка; 11 — дифманометр; 12 — топливный насос высокого давления; 13 — редуктор; 14 — мотор; 15 — стол; 16 — диск стробоскопа! 17 — электронагреватель; 18 — камера; 19 — заслонка; 20 — подкачивающая помпа; 21 — кран; 22 — бачок слива топлива; 23 — топливные бакн; 24 — трехходовый кран; 25, 26 — фильтры; 27, 31 — отстойники; 28 — переходник; 29 — холодильник; 30 — ресивер с отстойником; 32 — трубка Пнтса с дифманометром; 33 — кран спускной; 34 — краны; 35 — пеногасители: 36 — весы; 37 — мензурки;
38 — топливный бачок
Рис. 4.5. Схемы фотографирования струи топлива;
а — теневым способом: 010ж — длиннофокусные объективы; N — диафрагма; S — наблюдаемая неоднородность; С — освещаемая цель; ВВ — экран; л — источник света;
6 — в отраженном свете: 1 — фотопластинка; 2 — отражатели; 3 — искровые разрядники; 4 кварцевое стекло; 5 — форсунка; 6 — камера;
« — в проходящем свете: 1 — источник света; 2 — конденсатор; 3 — кварцевые стекла; 4 — форсунки; 5—камера; в —крышка; 7 — объектив; в —фотопластинка
319
11
12 13
Рис. 4.6. Схема установки для записи голограмм дизельной струи:
1 — зеркала резонатора; 2 — пассивный модулятор добротности; 3 — рубиновый стержень; 4 — оптический клин; 5 — зеркала; 6 — телескопы; 7 — кварцевые окне; в — объектив; 9 — маска-фильтр; 10 — регистратор; 11 — насос ЯМЗ-232; 12 — емкость; 13 — манометр; 14 — блок питания ВС-23; 15 — осциллограф; 15 — прибор ЭУРТ-8; 17 — блок синхронизаций; 18 — прибор ФК-19
Регистрация струи может осуществляться в отраженном свете с помощью искрового разрядника (рис. 4.5, б), используемого в качестве источника освещения, и в проходящем свете с использованием в качестве источника света импульсного рубинового лазера (Арзни-407) (рис. 4.5, в) .Для фазирования момента вспышки источника света на приводном валу насоса устанавливается прерыватель, или индукционный датчик, угловое положение которого можно изменять относительно вала насоса и обеспечивать последовательное фотографирование струи в различные фазы ее развития (с интервалом 1—2° по углу ПВН).
Большой разрешающей способностью при идентификации структуры струи обладает голографический метод. Установка
Рис. 4.7. Схема для восстановления изображения струи: 1 — лазер ЛГ-38; 2 — телескоп; 3 — голограмма; 4 — микроскоп;
5 фотоаппарат
320
для снятия и восстановления голограммы струи распыленного топлива разработана в ЦНИТА на базе промышленного лазера УИГ-1М (рис. 4.6 и 4.7). Установка ЦНИТА не позволяет расшифровать детальную микроструктуру ядра струи (видимо, для этого требуется использовать более мощный коротковолновый источник излучения). Расшифровка капельной структуры оболочки струи возможна путем обработки фотографий периферийных участков, полученных с увеличением через микроскоп (400х), и последующей их обработки сканирующим анализатором частиц МТА-1.
Оценка качества распыливания в серийном производстве. Ввиду сложности и большой трудоемкости непосредственного определения качества распыливания в заводских условиях применяют косвенные методы оценки. Необходимость проверки качества распыливания топлива .у каждого распылителя, изготовляемого в массовом производстве, объясняется тем, что незначительные отклонения геометрических размеров деталей приводят к ухудшению качества распыливания. Одной из основных причин ухудшения качества распыливания является зависание — потеря подвижности иглы (закрытый распылитель в этом случае работает как открытый, что приводит к плохому распиливанию топлива, особенно при низких частотах вращения и нагрузках). Подвижность иглы проверяют прокачкой топлива или технологической жидкости через форсунку, отрегулированную на заданное давление начала впрыскивания при плавном движении рычага стенда и частоте впрыскиваний 30—40 в минуту (ГОСТ 10579—88), или на аккумуляторном стенде при повышении давления в установке на 1—2 МПа/с (одно впрыскивание за 2 с). Впрыскивание топлива должно сопровождаться звуком, характерным для соответствующего конструктивного исполнения распылителя. Качество распыливания проверяют прокачиванием топлива или технологической жидкости через форсунку на стенде при частоте впрыскиваний 60—80 в минуту или на аккумуляторной установке при повышении давления не менее чем на 2,5 МПа/с (одно впрыскивание за 1 с). Распыленное топливо, выходящее из распылителя, должно быть при визуальном наблюдении туманообразным, без сплошных струек и легкоразличимых местных сгущений. Для штифтовых распылителей допускается видимость стержня струи топлива.
Источником характерного звукового эффекта, наблюдаемого при испытаниях распылителей, является автоколебательный процесс иглы распылителя и связанных с ней деталей (рис. 4.8) с интенсивно выраженной частотой основного тона, который возникает при определенных соотношениях между объемной скоростью подачи топлива к распылителю и его гидравлической характеристикой [53]. Условиями, обеспечивающими генерацию колебаний, является отсутствие повышенного трения или прихватов иглы в корпусе распылителя, а также отчасти герметичность рас-
11 Файнлейб Б Н. 321
^ЛА л л Л АЛ ЛЛЛЛЛ Л Л Л Л Л ЛАЛ Л д Л Лл 5
Рис. 4.8. Виброхарактеристики звонких (/) и глухих (//) распылителей: а — осциллограммы: 7 — перемещения иглы; 2 — колебаний звука; 3 — вибраций корпуса распылители; 4 — изменения давления в трубопроводе; 5 — отметка времени — 500 Гц;
б — звуковые спектры шума распылителей прн испытаниях: / — частота иолеба-инй: /7 — уровень звука
пылителя по конусу. Поэтому предусматриваемые ГОСТ 25708—83 испытания позволяют не столько оценить качество распиливания (глухие распылители при работе с насосом на рабочих режимах могут обеспечить аналогичное звонким распылителям качество распыливания топлива),. сколько проверить подвижность иглы распылителя в собранной форсунке, что необходимо для его длительной работоспособности. Вскрытие механизмов процессов, происходящих при испытаниях распылителей по методике ГОСТ 10579—88, позволило разработать новый метод оценки подвижности иглы распылителя, исключающий субъективный фактор фиксирования звукового эффекта с помощью слухового аппарата человека. Оценка подвижности иглы производится по
интенсивности колебательного трубопроводе, измеряемой с усилительной схемы (рис. 4.9)
Рис. 4.9. Схема прибора для проверки подвижности иглы:
1 — насоо высокого давления; 2 — датчик давления; 3 — ф°РсУика; 4 — электронный блок управления: 5 — индикаторные лампы; 6 — усилитель; 7 — блок детектирования; 8 — блок управления лампами; 9 — выпрямитель оо стабилизатором
процесса в нагнетательном помощью датчика и приемно-[53].
В ЦНИТА была разработана серия приборов ПУФ, а затем прибор 213060, в которых прокачка форсунки была осуществлена от одноплунжерного насоса, а годность форсунки оценивают по световому сигналу, срабатываемому при недостаточной интенсивности колебательного процесса.
В соответствии с ГОСТ 25708—83 должна обеспечиваться наряду с подвижностью плавность перемещения иглы (игла, выдвинутая из корпуса
322
Рис. 4.10. Приспособления для проверки распылителей:
а — для определения равномерности подачи топлива через отдельные отверстия многодырчатого распылителя: 1 — ось; 2 — мензурка; 3 — рамка; 4 — шток; 5 — сливная трубка; 6 — штуцер; 7 — секции; 8 — кронштейн; 9 — маховик винтового зажима; 10 — фиксатор; 11 — штуцер; 12 — фиксатор рамки; 13 — рукоятка;
б — для определении углового положения струн: 1 — насос; 2 — колпак; 3 — возвратная пружина; 4 — зажим распылители; 5 — корпус; б — распылитель
должна плавно и безостановочно опускаться под воздействием силы тяжести при наклоне оси корпуса распылителя под углом 45° к вертикали).
На качество распиливания топлива влияет герметичность по уплотняющему конусу распылителя.
Отечественной промышленностью для испытаний распылителей выпускается прибор КИ-15206 с ручным приводом, а также стенд КИ-22203М с пневматическим приводом [46]. Фирмой «Фридман и Майер» для испытания форсунок выпускается прибор АФ305А, оборудованный манометром до 40 МПа. Фирмой «Хартридж» (Hartrig, Великобритания) изготовляется прибор НН600 с*ручным приводом для проверки распылителей [39], а также стенд НН1 (сопловой анализатор), имеющий пневматический привод насосной секции. Для испытания форсунок в ПНР выпускаются два прибора: PRW2 (упрощенная модель) и PRW3 (усиленная модель).
Определение равномерности подачи топлива через отдельные отверстия распылителя и углов расположения отверстий. При определении пропускной способности каждого соплового отверстия многодырчатого распылителя форсунка устанавливается в кронштейне 8 (рис. 4.10, о). Мензурки для улавливания топлива из каждого отверстия установлены на поворотной рамке 3. Распределение топлива по мензуркам от сопловых отверстий осуществляется секторами 7, число которых соответствует количеству 11* 323
5) J
Рис. 4.11. Электронные стробоскопические устройства: а — схема устройства; б — контактный датчик, срабатывающий от струи топлива; в — контактныйs датчик, связанный с перемещением нглы форсунки; г — схема определений угла начала подачи топлива при помощи стробоскопического устройства с не* реносной неоновой лампой
сопловых отверстий распылителя. Топливо к форсунке может подаваться от топливного насоса или от аккумулятора топлива нв< стенде постоянного напора.
Для определения угла между сопловыми отверстиями много* дырчатых распылителей (рис. 4.10, б) в специальное гнездо при* споообления устанавливается корпус распылителя бив камеру распылителя от насоса подводится топливо под давлением 0,2— 0,3 МПа. Струи топлива, выходящие из сопловых отверстий, попадают на стенки прозрачного колпака 2. На поверхность колпака нанесены угловые и линейные деления, по которым оцениваются углы между струями и наклон струй.
Определение момента начала подачи топлива. Наиболее простым способом является оценка угла начала подачи топлива насосом (условно ГНН) по началу движения мениска топлива в капиллярной трубке, установленной на штуцере насоса, при медленном поворачивании кулачкового вала насоса. Действи тельный момент начала впрыскивания через форсунку наступай!
324
через некоторое время после ГНН. Поэтому даже при качественной регулировке углов начала подачи по мениску между секциями насоса вследствие различия в параметрах топливопроводов и форсунок может существовать повышенная неравномерность действительных углов подачи топлива.
Для определения действительных моментов начала впрыскивания топлива применяются электронные стробоскопические устройства. Устройство (рис. 4.11, а) состоит из импульсного трансформатора 1, газоразрядного высоковольтного осветителя 2, датчика-прерывателя 3 и схемы управления. При размыкании или замыкании прерывателя с частотой, равной или кратной частоте исследуемого процесса, включается блок, управляющий вспышками газоразрядной лампы. Если таким импульсным источником света осветить исследуемый объект (вращающийся маховик с градуированной шкалой или струю топлива, вытекающего из форсунки), то вследствие стробоскопического эффекта он будет неподвижным, зафиксированным в определенной фазе своего развития. На универсальных стендах количество датчиков обычно соответствует количеству насосных секций топливного насоса.
На рис. 4.11, б показан датчик, применяемый при определении угла начала впрыскивания на стенде СДТА-1. Под действием труи топлива, выходящей из распылителя 3, подвижный контакт 2 датчика, преодолевая сопротивление пружины, перемещается вниз до встречи с неподвижным контактом 1. В момент соприкосновения контактов включается электрическая схема.
Применяются также контактные датчики (рис. 4.11, в), действие которых связано с перемещением иглы форсунки. Сигналом для включения электрической схемы служит начало подъема иглы форсунки /, что приводит к размыканию контактов 2 прерывателя 3. Недостатки этого датчика: недостаточная точность из-за того, что начало впрыскивания топлива отстает от момента отрыва иглы от седла, а также необходимость установки в форсунку специальной удлиненной штанги.
Наблюдение за процессом впрыскивания в различные моменты его развития осуществляется при определении угла начала подачи топлива с помощью стробоскопического устройства /, импульсный источник света которого включается от прерывателя 2, расположенного на приводном валу стенда (рис. 4.11, г). Угловую фазу срабатывания прерывателя можно изменить за счет поворота контактов относительно оси приводного вала.
Методика испытания фильтров. В соответствии с ГОСТ 14146—88 основные показатели качества работы фильтров тонкой очистки топлива должны определяться на специальной установке, позволяющей осуществлять загрязнение и циркуляцию топлива через фильтры. Для загрязнения топлива применяют кварцевую пыль с удельной площадью поверхности 10 500 см2/г (ГОСТ 8002—74*). Примерный дисперсный состав кварцевой ныли:
325
Диаметр часиш, мкм 0—2 О—4 О—8 О—18 О—20 Св. 20 Содержание час нт JC 30 65 90 97 Остальное
Концентрация загрязнителя в топливе составляет 0,1% от массы топлива. При испытаниях определяется условная пропускная способность фильтра (средний часовой массовый расход топ лива через его фильтрующие элементы при перепаде давлений в элементах 3 ± I кПа). Полнота отсева — отношение разности между концентрациями загрязнений топлива до и после фильтрации к концентрации загрязнения топлива до фильтра при не однократном прохождении через него топлива. Тонкость отсева характеризует элемент по способности задерживать (отфильтровывать) частицы определенного размера. Тонкость отсева определяют микроскопическим методом на основании сравнения коли чества частиц искусственного загрязнителя в топливе до фильтрования и после него по размерным группам. Методы испытаний фильтров грубой очистки топлива регламентируются ГОСТ 14146—88.
4.3. СТЕНДЫ ДЛЯ КОМПЛЕКСНЫХ ИСПЫТАНИЙ ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
Задачи комплексных испытаний ТА и требования к стендам. Для комплексной оценки соответствия ТА предъявляемым к ней требованиям проводятся ее испытания на специальных стендах. Эти испытания можно разбить на четыре группы. К первой относятся обкаточные, регулировочные и контрольно-сдаточные испытания, которым подвергается ТА на заключительной стадии технологического процесса на заводе-изготовителе. Вторая группа включает испытания ТА на ремонтно-технических станциях и в других организациях, занимающихся ремонтом и техническим обслуживанием ТА в процессе ее эксплуатации. К третьей группе относятся испытания по подготовке и проведению специальных исследований ТА в лабораторных условиях. Четвертая группа охватывает испытания ТА, проводимые на заводах-изготовителях с целью периодической проверки качества ее изготовления, а также приемочные йены гания ТА новых и модернизированных конструкции.
При проведении этих испытании решается ряд общих задач: определяется производительность топливной системы - в зависимости от положения регулирующего органа (рейки) топливного насоса в рабочем диапазоне изменения п„; проверяются и регулируются секции топливного насоса на равномерность моментов геометрического и действительного начала подачи топлива при различных скоростных и нагрузочных режимах; проверяется и ретулируется равномерность подачи топлива секциями топливного насоса; определяется пропускная способность форсунок; настраивается регулятор, сблокированный с топливным насосом, а также снимаются внешняя и частичные регуляторные характе-326
ристики; определяются производительность топливоподкачивающих насосов и развиваемый ими напор, а также допустимая величина разрежения.
К универсальным стендам предъявляются следующие основные требования:
1. Мощность приводного электродвигателя должна обеспечивать проведение испытаний топливных насосов с диаметром плунжера до 10—15 мм и числом секций до 12. Для испытания ТА в заводских условиях, а также на ремонтных предприятиях экономически целесообразно иметь менее универсальные стенды с числом секций и мощностью привода в соответствии с объектом испытаний. Мощность электродвигателя (кВт), необходимая для привода насоса, может быть определена по формуле [39]
JV,= 11 • 10“8рьРУцл„>„.
2. Регулируемый диапазон частот вращения приводного вала стенда должен быть не менее 50—1500 мин-1 для испытаний ТА тракторных дизелей и 15—6000 мин*"1 — для ТА автомобильных дизелей.
3. Привод должен обеспечивать плавное (бесступенчатое) изменение частоты вращения. В соответствии с ГОСТ 8670—82 должно обеспечиваться поддержание заданной частоты вращения кулачкового вала насоса при установившейся подаче топлива в течение 60 с с допуском ±0,5% при пя > 800 мин-1 и ±5 мин-1 при пя < 800 мин"1, соединительная муфта должна исключать проскальзывания и угловой зазор между приводным и кулачковым валом, компенсировать допустимые при установке насоса несоосность (до 30') и непараллельность (до ±0,05 мм) соединяемых валов.
4. Стенд должен быть оборудован автоматической или полуавтоматической системой для измерения производительности секций насоса с суммарной погрешностью не более 1%. Тахометр должен обеспечивать измерение частоты вращения с погрешностью до ±5 мич"1 (ГОСТ 8670—82).
5. Стенд должен быть оборудован прибором для определения момента действительного начала подачи топлива или устройством для проверки различия углов начала нагнетания топлива с погрешностью не более ±20', двухступенчатой системой фильтрации топлива, устройством для автоматического поддержания постоянной температуры топлива на входе в насос (с точностью ±5 °C), а также автономной подкачивающей помпой. Погрешность приборов для измерения температуры и давления топлива должна быть до 2,5%. Желательно, чтобы на стенде можно было испытывать топливные насосы с короткими топливопроводами (длиной 300—500 мм), а также топливоподкачивающие насосы поршневого и шестеренного типов и фильтры.
Основные показатели работы насоса (nH, Уц, Gr), интервалы между чередованием углов начала нагнетания и др. должны вы-327
водиться на цифровое табло или экран в легко воспринимаемой оператором форме. Желательно, чтобы процесс испытаний был автоматизирован, обеспечивалось сто проведение по заданной программе.
Универсальные стенды. Красноуфимским заводом наряду с выпуском стенда КИ-921М (СДТА) начато производство новых стендов, разработанных ГОСНИТИ (табл. 4.1). Одна из моделей стенда (КИ-15716) изготовляется Малоярославским опытным заводом ГОСНИТИ.
В ЦНИТА разработан стенд (мод. 213068) для испытаний топливных насосов в условиях производства ТА. Стенд оборудован специализированным креплением (оригинальным для каждого типа насоса), позволяет настраивать по жесткой программе режимы испытаний по частоте вращения и измеряет Иц (с точностью до ±1%). Стенд имеет тиристорный привод мощностью 7,8 кВт и оборудован регулятором температуры топлива. Измерение Уц осуществляется объемным методом с помощью растрового измерителя линейных перемещений типа ВЕ-162. Вывод информации на световое табло в цифровом и аналоговом виде. Масса стенда около 900 кг.
Испытательные стенды выпускаются рядом зарубежных фирм. Фирма «Фридман и Майер» разработала новую конструкцию стенда модели ПО НЕ. Привод от насоса осуществляется от трехфазного электромотора с гидропередачей мощностью Ц кВт, частота вращения 0—-1800 мин-1 и 0—4000 мин-1 (с двухступенчатым редуктором), момент инерции маховика 22 м’. Стенд оборудован системой низкого давления (0—6 МПа). Число секций 12, измерение Уц производится с помощью градуированных мензурок объемом 45 и 150 см3. Габаритные размеры стенда 2120 х X 1420x1945 мм, масса 1090 кг. Стенд оборудован поворачивающимся электронным табло и перемещающимся устройством для измерения Уд.
Стенды фирмы «Р. Бош» имеют привод от трехфазного электродвигателя через двухступенчатый зубчатый редуктор и гидропередачу. Основные технические характеристики стендов представлены в табл. 4.2. Фирма выпустила модернизированную серию стендов EPS 270, EFEP 500А, EFEP 512, EFEP 615А, EPS 675, EPS 707. Модель EFEP 512 имеет 4 диапазона частот вращения до 5000 мин-1, массу 500 кг, габаритные размеры 1656Х 1725х X 1000 мм, мощность привода 7,5 кВт, момент инерции приводного вала 19,2 Н-м*. Модель EPS707 (мощность привода 7,5 кВт) приспособлена также для испытания насосов распределительного типа и имеет 4 диапазона частот вращения вала до 4000 мин-1. Габаритные размеры стенда: 1565Х 1720 x 800 мм.
Фирма «Моторпал» выпускает модели стендов серии NC с приводом от электродвигателя переменного тока с гидропередачей. Число измерительных секций стендов 12, масса 780—800 /<<?-Другие основные параметры стендов представлены в табл. 4.3. 328
Таблица 4.1. Параметры стендов для испытаний насосов высокого давления (разработанных ГОСНИТИ)
Модель стенда Мощность приводного двигателя, кВт Объем мерных мензурок (цена деления), см* Количество секций Частота вращения, мни-1 Масса, кг Габаритные размеры, мм Тип привода, особенность исполнения
КИ-921М 3,00 100(1); 20 (0,2) 8 120—420 360—1300 520 1100Х620Х 1680 Механический вариатор
КИ-22205—01 4,75 100 (1); 20 (0,2) 8 120—420 360—1300 800 1100Х620Х 1680 Механический вариатор, электронный блок
КИ-15716М 8,00 135 (1) *х; 40 (0,2) 12 40—3000 1025 1770Х720Х 2030 в Тиристорный, с плоскозубчатой передачей
КИ-15711М 15,00 135 (1) *2; 40 (0,2) 12 40—3000 1100 2000Х 890Х 1970 Гидравлический
КИ-15736 15,00 135 (1); 40 (0,2) 12 70—3000 1050 1700 Х650Х 1800 >
Ч = 120 мм3 в диапазоне 300—1100 мни-1. •* V ®а* = 300 мм3.
0££
Таблица 4.2. Основные характеристики стендов фирмы «Р. Бош»
\ Мощность, кВт Объем мерных мензурок, см* Количество секций Частота вращения, мни-1 Максимальные rfn, sn испытуемых насосов, мм Момент инерции приводных масс, Н-м* Масса, кг
Модель стенда
rfn sn
EFEP 375А 5,5 45; 155 8; 1 0—1500; 0—4300 11,5; 20 12; 20 12 730
5,5 *’
EFEP 41ОА 5,5 *J 45; 155 12; 8; 1 0—1500; 0—4300 9; 11,5; 20 8; 12; 20 12 750
5,5 *®
EFEP 315А 11 *1 45; 260 12; 8; 1 0—1500; 0—4300 12; 15; 22 10; 12; 20 15 820
10 *®
EFEP 390 16 +1 45; 260 12; 5; 1 0—1250; 0—4200 15; 18; 22 12; 20; 20 16 900
14 *®
•* Мощность приводного двигателя. •* Мощность, снимаемая с приводного вала.
Таблица 4.3. Основные параметры стендов фирмы «Моторпал»
Модель стенда Мощность привода, кВт Частота вращения приводного вала, мни”* Габаритные размеры, мм
NC108 5,5 0—3000 1600X 845X1830
NC110 11,0 50—1450 1600Х 845Х 1830
NC128 7,5 50—1450 1575Х 845Х 1920
NC129 12,5 50—1450 1730Х 845Х 2020
Характеристики стендов фирмы «Картридж» представлены в табл. 4.4. Модели 2500 и 3000 могут оснащаться дисплеем VDM с точностью отсчета показаний по = 0,1 мм3, момент инерции маховика у модели 2500—4,5 Н.-м2.
Фирма «Бакарак» (Bakarac, США) выпускает стенды для испытаний насосов более 25 лет. Последние модели имеют мощность привода 7,5; 11 и 15 кВт (модель 8020 с Уц до 400 мм3). Стенды укомплектованы маховиком на приводном валу и дисплеем для выдачи показаний производительности секции. Частота вращения приводного вала 50—5000 мин'1. На стендах могут испытываться рядные многоплунжерные насосы и насосы распределительного типа.
Отдельные устройства универсальных стендов могут проверяться типовыми метрологическими средствами. Комплексная аттестация стендов осуществляется на основе применения системы эталонирования (ОСТ 23.1-362—73), в соответствии с которой создаются контрольные эталонные комплекты ТА, состоящие из эталонных насоса высокого давления, комплекта форсунок и нагнетательных трубопроводов, которые являются комплексным метрологическим средством проверки стендов на точность измерения основного показателя.
Скоростные характеристики топливоподачи на стендах снимаются в диапазоне (0,5-?1,2) пн. н через 100 мин-1. При снятии регуляторных характеристик точки снимаются через 10 мин-1 в диапазоне изменения частоты вращения от значения, соответствующего полному выключению подачи, до значения, соответствующего выходу на внешнюю характеристику, или, если точки не выходят на внешнюю характеристику, —до значения, когда устанавливается максимальная подача топлива.
Для каждой характеристики должно быть получено не менее восьми точек. В области максимальных значений и резких изменений показателей интервалы между опытными точками следует уменьшить.
Стенды для ускоренных испытаний ТА на надежность и долговечность» Непрерывно увеличивающийся моторесурс ТА (8000— 12 000 ч и более) существенно удлиняет сроки оценки надежности и долговечности ТА по результатам ее эксплуатационных испы-
331
Таблица 4.4. Основные параметры стендов для испытаний насосов высокого давления фирмы «Картридж»
Модель стенда Мощность привода, кВт Тнп привода Частота вращения вала, мин-’ Характеристика измерительного устройства Параметр испытуемого насоса
550 3,75 Бесступенчатая механическая коробка передач 80—3750 Градуированные мензурки, объем 0—10 и 8—26 см3 До 8 секций
875 7,5 То же 0—4200 Градуированные мензурки, объем 0—30 и 0—135 см3 То же
1100 7,5 > 0—4200 Градуированные мензурки, объем 0—30 н 0—135 см3 До 12 секций
1150 11,0 » 0—400 Градуированные мензурки, объем 0—30 и 0-135 см3 То же
2500 7,5 Электромотор постоянного тока с тиристорным регулированием 50—4000 Поршень в мерном цилиндре, измеряемый объем 12—60 см3 »
2500 7,5 То же 3000 при (до 200 мм3); 1500 при У„ (до 400 мм3) Поршень в мерном цилиндре, измеряемый объем 12—60 см3 До 8 секций
3000 25,0 » 2500 Поршень в мерном цилиндре, измеряемый объем 0—30 и 10—135 см3 » 12 секций
590 * — — — Поршень в мерном цилиндре, измеряемый объем 0—30 и 10—135 см3 » 8 секций (Уц до 9000 мм3)
Измерительная приставка веа привода.
таний. Поэтому разработаны ускоренные методы испытаний ТА на надежность и долговечность, которые проводятся с целью прогнозирования технического моторесурса изделия, для определения качества серийно выпускаемой продукции, а также для оценки долговечности отдельных узлов и деталей в процессе доводки новых конструкций ТА. Создание методов ускоренных испытаний отдельных узлов и деталей ТА, надежно моделирующйх во времени отказы ТА в эксплуатации, является сложной проблемой, не нашедшей еще окончательного решения. Согласно ОСТ 23.1.364—81, интенсификация испытаний достигается за счет добавления в топливо, питающее насосные секции, абразивного материала (с удельной площадью поверхности 10 500 см2/г) в количестве 12,5 г на 1 т топлива и заливки в корпус насоса топлива с абразивным материалом (с удельной площадью поверхности 5600 см2/г) в количестве 2 г на 1 л, за счет сообщения изделию вертикальных вибраций (с ускорениями до 10 м/с2 и частотой 50 Гц), а также за счет интенсификации неустановив-шихся режимов изменением вращения (мин-1) приводного вала в интервале птах = [пн. н — (30-4-50) (nmin 2/ЗпНе н) ]. Существующая методика требует уточнения при использовании для насосов с централизованной смазочной системой.
Для ускоренных испытаний ЦНИТА разработан стенд со следующими основными техническими характеристиками: числом одновременно испытываемых насосов 1—2; расстоянием от оси привода до стола НО мм; предельным числом секций или штуцеров у испытываемых насосов 12; предельными габаритными размерами насосов 850x250x400 мм; Гц = 250 мм3; массой насоса до 35 кг; частотой вращения приводного вала 650—3000 мин-1, крутильными колебаниями вала насоса 2,5—3,5 кол./об; мощностью приводного электродвигателя 2x4,5 кВт; габаритными размерами стенда 1800x850x1700 мм; массой стенда — 1500 кг.
Могут проводиться комплексные испытания всего изделия или его отдельных узлов, например плунжерной пары, насосной секции, регулятора и др., для чего используются частные методики. Метод позволяет сократить время испытаний насоса в 100 раз. В процессе испытаний через каждые 10 ч работы с контрольного комплекта форсунок снимаются регуляторные, а также скоростные характеристики при жестко закрепленном органе, управляющем подачей топлива (рейкой насоса, дозатором). По падению Ец На пусковой частоте вращения пи. н = 100 мин'-1 суд^т об интенсивности износа прецизионных деталей. Если в процессе испытаний на номинальном режиме Гц изменяется более чем на 5%, то производится подрегулировка насоса до восстановления первоначальных показателей.
Моторесурс насоса при ускоренных испытаниях на стенде определяется продолжительностью периода испытания без отказов второй группы (поломок или других дефектов, которые не устраняются без замены деталей). В течение этого периода вели-
333
чина Уц. п не должна изменяться в такой степени, что ее нельзя восстановить подрегулировками до величины 1,2УЦ. н, должно обеспечиваться выключение подачи топлива (подрегулировкой насоса). Неравномерность чередования углов не должна изменяться более чем на ±2°, а неравномерность подачи топлива должна составлять не более 8%.
Разработка методики ускоренных испытаний форсунок в настоящее время еще не завершена. Интенсификация их испытаний может быть достигнута за счет повышения цикличности впрыскивания, увеличения затяжки пружины форсунки и некоторого добавления абразивов в топливо. Хотя известны факторы, способствующие интенсивному коксованию распылителей, ввиду сложности процессов, сопутствующих коксованию, методика ускоренных испытаний на коксование также еще окончательно не отработана. Для каждого дизеля следует подбирать режимы испытаний, при которых температура носика распылителей будет наибольшей.
4.4. ТЕХНИЧЕСКОЕ ОБСЛУЖИВАНИЕ
И ДИАГНОСТИКА ТОПЛИВНОЙ АППАРАТУРЫ
Техническое обслуживание. Общие требования к техническому обслуживанию ТА изложены в ГОСТ 20793—86. Предусмотрены следующие виды обслуживания: при эксплуатационной обкатке щ по ее окончании, ежесменное техническое обслуживание (ЕТО): первое (ТО-1), второе (ТО-2) и третье (ТО-3) техническое обслуживание; сезонное обслуживание при переходе к весенне-летнему и осенне-зимнему периодам эксплуатации (ТО-ВЛ и ТО-ОЗе); техническое обслуживание перед началом сезона и в особых условиях. Для тракторов ТО-1 выполняется после 60 ч, ТО-2 — после 240 мото- и ТО-3 — после 960 мото-наработки, ЕТО проводится через 10 ч работы. Для вновь разрабатываемых машин ТО-1 должно проводиться через 125 мото-ч, ТО-2 — через 500 ч, ТО-3 — через 1000 ч наработки. Перечень операций по видам технического обслуживания конкретных марок тракторов, машин и ТА разрабатывается с учетом конструктивных особенностей и условий эксплуатации. Включение в ТО-3 проверки и при необходимости регулировки форсунок на давление начала впрыскивания и качество распыла топлива, а также топливного насоса предусматривает ГОСТ 20793—86. Кроме того, проверяются контрольные приборы, отсутствие течей, уровни масла и топлива, заменяются фильтрующие элементы фильтров тонкой очистки [3, 121. Техническое обслуживание при хранении следует выполнять в соответствии с ГОСТ 7751—85.
Диагностика. Общие технические требования и правила диагностирования регламентируются ГОСТ 24925—81 и ГОСТ 20793—86. Правила обеспечения контролепригодности в части их приспособленности к диагностированию регламентируются 334
[('OCT 26656—85. Приспособляемость к диагностированию оценивают средней оперативной трудоемкостью диагностирования, |Д также коэффициентом безразборного диагностирования. На тракторах может быть установлен сигнализатор предельного давления топлива после фильтра тонкой очистки. Концентрация и компоновка системы топливоподачи низкого давления должны обеспечивать возможность и удобство подсоединения топливомера без разборки системы топливоподачи.
Диагностирование тракторов (самоходной машины), включая диагностирование ТА, осуществляется обычно одновременно с техобслуживанием, и его задачей является определить готовность машины к выполнению работ до очередного ТО. В соответствии с ГОСТ 20793—86 диагностирование ТА осуществляется в период проведения каждого ТО-3 и предусматривает определение работоспособности всережимного регулятора (по неравномерности частоты вращения коленчатого вала), давления, развиваемого подкачивающим насосом, давления перед фильтрами тонкой очистки топлива. Одновременно оцениваются эффективная мощность, общий и удельный расход топлива, на который также влияет работа ТА. Полный перечень диагностических работ, выполняемых в процессе ТО, должен быть включен в перечень работ технического обслуживания конкретной модели машины и ТА [3].
|.5. ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПРОЦЕССА ТОПЛИВОПОДАЧИ
Методы исследования процесса топливоподачи. Особенностями процесса топливоподачи в АТД являются ее большая цикличность (до 15—40 Гц), малая продолжительность (0,001—0,003 с) и высокие скорости изменения параметров. При исследовании ТА измеряют давления до 0,5 МПа в линии низкого и до 200 МПа в линии высокого давления, а также перемещения (0,2—5,0 мм) деталей (иглы форсунки или нагнетательного клапана). Требуется регистрация не только переменной, но и постоянной составляющей процесса, например изменения давления в нагнетательном трубопроводе в период впрыскивания и остаточного давления между циклами. Объем каналов и полостей в элементах ТА на линии высокого давления мал, массы подвижных деталей незначительны. Во избежание искажений необходимо, чтобы измерительные приборы не изменяли заметно эти и другие показатели протекания процесса.
Для исследования ТА широкое распространение получили электрические методы измерений неэлектрических величин. Применяемая аппаратура состоит из трех основных элементов: датчиков (преобразователей механического параметра в электрическую величину), в основном пьезокварцевых, пьезометрических, индуктивных и фотоэлектрических, усилителя и регистрирующего прибора — осциллографа. В комплект измерительной аппаратуры обычно входят вспомогательные устройства: блоки питания,
335
Рис. 4.12. Расчетные зависимости амплитуды треугольного импульса от порядка учитываемой гармоники (а) и времени нарастания от порядка учитываемой гармоники (б)
стабилизаторы напряжений, соединительные кабели, тарировоч-ные приспособления, а также в наиболее современную аппаратуру программные блоки и устройства вывода и отображения информации.
Аппаратура для исследования процесса топливоподачи. Аппаратура должна обеспечивать одновременную регистрацию не менее трех—пяти взаимосвязанных процессов с нанесением от-! меток угла поворота или времени; осциллограммы воспроизво-^ димых процессов должны иметь размеры, удобные для обработки;! зависимость между параметром и выходным сигналом должна быть: линейной во всем диапазоне измерений. Желательно оснащение аппаратуры программными микропроцессорами, позволяющими автоматизировать обработку получаемых результатов.
Аппаратура должна быть надежно защищена от внешних помех, не чувствительна к вибрациям, к изменению температуры окружающей среды, а также к влиянию электростатических и магнитных полей; должна обеспечиваться стабильная длительная ее работа в течение 7—10 ч без выключения.
Регистрация процессов должна осуществляться с требуемой точностью как по амплитудным значениям измеряемых величин, так и по скорости нарастания фронта процесса. Точность регистрации процесса определяется амплитудно-частотными характеристиками всего измерительного тракта (зависимостью коэффициента трансформации сигнала от частоты). Полоса частот, которая может быть пропущена прибором с допустимыми искажениями, определяет верхний рабочий предел частот прибора. Очевидно, что чем выше необходимый спектр частот для описания исследуемого процесса с допустимыми искажениями, тем выше должен быть этот предел. Представление о необходимом спектре частот, описывающих процессы в ТА с заданной точностью, можно полу-
336
Таблица 4.5. Необходимый спектр частот (Гц) в эввисимости от погрешности определения амплитуды
Частота вращения кулачкового вала насоса. мян~* Погрешность определения амплитуды, %
1 3 5
500 900 850 720
1000 1800 1700 1440
2000 3600 3400 2880
3000 5400 5100 4320
Таблица 4.6. Необходимый спектр частот (Гц) в зависимости от времени нарастания
Частота вращения кулачкового вала насоса, мкн”1 Отношение времени нарастания к длительности основного процесса. %
1 2 3 4
500 1000 2000 3000 3 600 7 200 14 400 21 600 2 600 5 200 10 400 15 600 2 000 4 000 8 000 12 000 1600 3200 6400 9600
чить на основании анализа треугольного и прямоугольного импульсов, форма которых близка к осциллограммам процессов, исследуемых в ТА (например, к кривой подъема иглы форсунки или кривой давления впрыскивания топлива). Пределы необходимого спектра можно установить на примере анализа треугольного импульса (рис. 4.12, а), описываемого функцией в виде ряда (табл. 4,5, срв = 15°)
< Х=оо
fx = А 1 о/(4л) 4- [1/(Лл)] 2 [(sin ka — (1 — со$Ла)/(аЛ)] cos Ar -f-
4- [— cos ka + (sin kcty(ak)\ sin kx ?, где k — порядок учитываемой гармоники.
С уменьшением длительности процесса при той же частоте вращения вала насоса необходимый спектр частот будет увеличиваться.
При регистрации процессов с крутыми фронтами нарастания необходимый спектр можно определять по величине фазового сдвига срт (рис. 4.12, б) на основании выражения для внешнего сигнала при прямоугольной форме импульса
fx — А
k=ao
[а/(2л)] Ц- [ 1/(Лгтх)] У sin ka coskx 4- (1 — cos ka) sin kx f. k=i )
С уменьшением длительности увеличивается «скважность» процесса, а следовательно, необходимый спектр частот (табл. 4.6).
Принимая допустимую величину запаздывания нарастания импульса равной 2%, для процессов топливоподачи АТД можно принять за верхнюю границу необходимого спектра частоту порядка 5000—10 000 Гц. У приборов, предназначенных для регистрации процессов в ТА, верхний предел пропускаемых частот должен быть выше необходимого спектра, так как при этом условии будут обеспечены указанные пределы погрешностей.
337
Рис. 4.13. Частотные характеристики усилителей (а):
1 — постоянного тока для пьезокварцевых индикаторов; 2,3 — тензометрических с несущей частотой соответственно 50 и 5 кГц н шлейфов (6):
1—& — шлейфы Н-135-2, степень успокоения соответственно 60 и 15%; 3,4 — шлейфы MOB2-1, степень успокоения соответственно 60 и 100%
Применяются в основном два типа усилителей: постоянного тока с электрометрическим входом, предназначенный для работы с пьезокварцевыми датчиками, и с несущей частотой, предназначенный для работы с тензометрическими, индуктивными и фотоэлектрическими датчиками. Выходная мощность усилителя должна быть достаточной для нормальной работы регистрирующего прибора. Погрешность, вносимая усилителем, не должна превышать 0,3—0,5%, для чего входной Ао и выходной Ап сигналы должны иметь постоянный коэффициент пропорциональности в широком диапазоне частот, т. е. частотная характеристика усилителя (рис. 4.13, а) должна быть линейной.
Зависимость отношения А0/Ац от частоты характеризует рабочий диапазон частот усилителя. Он может быть определен опытным путем [491. У усилителя постоянного тока линейная (в пределах 1%) зависимость сохраняется в диапазоне частот 0—10 кГц. Такой рабочий диапазон частот обычен для усилителей пьезоэлектрических индикаторов, рассчитанных на работу с низкоомным регистрирующим прибором (шлейфом), рабочий диапазон частот которых обычно не превышает 3 кГц, максимальная сила тока на выходе до 100—200 мА.
Рабочий диапазон частот усилителей напряжения, рассчитанных на работу с электронно-лучевым осциллографом, может достигать 60—100 кГц. Для усилителей с несущей частотой рабочий диапазон частот можйо принять равным 1/6—1/10 несущей частоты. При этом погрешность в воспроизведении модулированного сигнала находится в пределах 2—6%. При исследовании процессов топливоподачи следует использовать усилители с несущей частотой не ниже 25 кГц. В том случае, если усилитель рассчитан на работу с электронно-лучевым осциллографом, имеющим более высокий диапазон рабочих частот, чем шлейфный осциллограф, целесообразно, чтобы несущая частота усилителя составляла 50—100 кГц.
Отечественной промышленностью пьезоэлектрические усилители серийно не выпускаются. Тензометрическая усилительная аппаратура, работающая на несущей частоте, выпускается оте-338
чественной промышленностью в виде многоканаль-
ных усилителей (табл. 4.7).
Для исследований процесса топливоподачи в АТД могут применяться осциллографы, обеспечивающие запись процессов на кинопленку шириной 36 мм. Полученные фотонегативы после 5—10-кратного увеличения легко поддаются обработке. Применение бумаги для записи связано с реализацией
Таблица 4.7. Параметры тензометрических усилителей
Тип усилителя Число каналов Несущая частота, кГц Рабочий Диапазон частот, кГц Максимальная сила тока на выходе, мА
ИТУ-6 6 35 0—5,0 120
УТС1-ВТ-12/35 12 35 0—5,0 120
лтк-з 2; 3; 4 50—75 0—0,10 100-150
больших скоростей про-
тяжки, лимитируется чувствительностью фотоматериала, и ввиду скважности процессов в ТА получаемый экспериментальный материал весьма громоздок при хранении. Основные характеристики отечественных шлейфных осциллографов и шлейфов
завода «Вибратор», которые могут быть использованы для исследований ТА, представлены в табл. 4.8, а параметры гальванометров — в табл. 4.9.
Чувствительность шлейфа оценивается величиной отклонения луча (мм) на длине в 1 м при изменении проходящего через шлейф тока. Способность шлейфа воспроизводить без искажений изменения протекающего через него тока зависит от частоты собственных колебаний в воздухе подвижной системы шлейфа и степени его успокоения. Увеличение частоты собственных колебаний шлейфа снижает его чувствительность. Инерционную погрешность шлейфа
Таблица 4.8. Параметры шлейфных осциллографов
Параметр Модель осциллографа
К 121 Н117/1
Фотоматериал Емкость кассеты, м Источник освещения Число каналов Скорость движения фотоленты, мм Масса, кг Габаритные размеры Фотолента шириной г < Ртутная лампа ДРШ ния ОП 6,8-11,5; лампг 1 0,5— ПО 8ЮХ 1100X510 6; 60; 100; 120 мм >5 100-2; лампа накалнва- 1 накаливания ОП7-0,5 8 10 000 33 + 17 * 528X280X313; 205X265X39 *
* Блок питания.
339
Таблица 4.9. Параметры гальванометров
Параметр М014-7000 М014-10000 Ml 007-6000 Ml 007-10000
Рабочая частота, Гц 0—5000 0—7000 0—2500 0—5000
Чувствитель иость, мм/мА 0,21 0.18 1.9 0,48
Максимальный ток, мА во 80 15 20
можно уменьшить за счет его успокоения путем погружения в масло. Степень успокоения влияет также на рабочий диапазон частот шлейфа (рис. 4.13, 6). :
В последнее время получают все большее распространение электронно-лучевые осциллографы, основным достоинством которых является малая инерционность. Запуск генератора развертки осциллографа может осуществляться двумя способами: сигналом исследуемого процесса и внешним сигналом, что обеспечивает на экране неподвижность исследуемого процесса. Второй способ запуска генератора требует установки на валу насоса или стенда специального электроконтактного датчика. Для регистрации процесса применяются фотоприставки, состоящие из тубуса и закрепленного на нем малоформатного фотоаппарата, обычно зеркального типа. В СССР выпускается ряд осциллографов, которые могут быть рекомендованы для исследования ТА. Электроннолучевой осциллограф С1-4 (ЭЛО-1) имеет однолучевую трубку диаметром 135 мм. Он предназначен для исследования импульсных процессов длительностью от 50 мкс до 10 с и имеет два вида разверток — непрерывную и ждущую. Длительность ждущей развертки регулируется ступенчато от 100 мкс до 10 с. Синхронизация может осуществляться как исследуемым импульсом, так и специальным сигналом. Длительность исследуемых процессов может быть определена при помощи калибровочных отметок времени. Можно использовать осциллограф как с пьезоэлектрическим, так и с тензометрическими усилителями при наличии у последних фильтра несущей частоты. Полоса пропускаемых частот не ниже 10е Гц.
Электронно-лучевой осциллограф С1-69 сиабжеи двухлучевой трубкой и предназначен для одновременного наблюдения двух синхронных электрических процессов — непрерывного и импульсного. Развертка для обоих лучей общая — с внутренним и внешним запуском. Длительность развертки изменяется ступенчато. Длительность исследуемых процессов может быть определена при помощи калибровочных отметок времени. Полоса частот, пропускаемых вертикальным усилием, составляет 5-10* Гц.
За рубежом выпускаются специальные индикаторы с электронно-лучевыми осциллографами для исследований процессов в ДВС,
340
в том числе и процессов топливоподачи. Они оснащаются микропроцессорными устройствами, позволяющими обрабатывать информацию, представлять ее на дисплее или подавать ее на графопостроители для получения графиков на бумажных носителях. Фирма АВЛ (Австрия) выпускает управляемые микропроцессором измерительные системы (цифровые анализаторы 652 и 653) для быстрой регистрации динамических процессов (давлений, перемещений, температуры и др.) в двигателях. Измерительная система состоит из датчиков (для измерения давлений пьезокварцевых, перемещений — индуктивных) оптического маркировочного устройства угла поворота вала, устройства сбора данных о 8 (16) процессах, микропроцессоров памяти, графического экранного терминала (дисплея), печатающих устройств. Имеется интерфейс для подключения к внешнему процессору. Анализатор ведет обработку информации согласно 10 жестким программам (определяет скорость процессов, средние значения по 16—256 циклам и др.), позволяют осуществлять диалог. Анализатор оснащен внешней памятью на гибких микродисках (3,5 дюйма) объемом 710 Кбайт, что позволяет запоминать и осуществлять повторное считывание информации. Анализатор 652 имеет габаритные размеры 550x605x600 мм, массу 95 кг, потребляемую мощность 0,45 кВт. Анализатор 653 имеет габаритные размеры 600 х 1300 х ХбОО мм, массу 145 кг, потребляемая мощность 0,5 кВт. Амплитудная разрешающая способность по идентификации измеряемых параметров 12 бит, пропускная способность 500 кГц.
Частота собственных колебаний датчика должна быть в три-четыре раза выше необходимого спектра частот исследуемого процесса, что обеспечивает относительную ошибку в воспроизведении амплитуд гармоник процесса 8—10%. Относительное изменение амплитуд 6 при прохождении сигнала через датчик в зависимости от отношения q частот собственных и вынужденных колебаний датчика определялось из выражения
? = V1 + (1/6)-
Частота собственных колебаний применяемых пьезокварцевых /датчиков составляет обычно ие меиее 50 кГц [30].
Пьезокварцевые датчики (рис. 4.14, а) для исследований процесса топливоподачи отечественной промышленностью серийно не выпускаются (небольшие партии датчиков для собственных нужд изготовляются ЦНИТА, ЦНИДИ, НАТИ и др.).
Зарубежными фирмами выпускаются пьезокварцевые датчики в широкой номенклатуре. Фирма АВЛ для измерения давлений ,в нагнетательном такте выпускает датчики 5QP2002 (диапазон давлений до 600 бар, чувствительность 6,2 пК/бар, собственная Частота 180 кГц), а также датчики 5QP6002 (диапазон давлений до 1400 бар, чувствительность 2,3 пК/бар, собственная частота 220 кГц). Длина датчиков 38,3 мм, установочная резьба М10Х1,
341
Рис. 4:14. Датчики давления:
а — пьеэокварцевый; 1 — сильфон; 2 — изолятор;
3 — кварцевые пластины; 4 — мембрана; 5 — опорный диск;
б — тензометрический.* / — корпус; 2 — вытеснитель; 3 — тенэопреобразователь; 4 — штепсельный разъем; в — емкостный: / — мембрана; 2 — неподвижная пластина
диапазон рабочих температур до 200 °C, масса 13,5 г. Датчики работают с усилителями фирмы АВЛ типов 3059 и 3056.
У тензометрических датчиков давления чувствительным элементом чаще всего является мембрана с наклеенным на ней проволочным преобразователем. Тензометрический датчик высокого давления, разработанный в ЦНИТА (рис. 4.14, 6) предназначен для измерения давления до 150 МПа в нагнетательном трубопроводе. Плоская мембрана диаметром 10 мм, толщиной 1—3,5 мм выполнена как одно целое с корпусом датчика. При толщине мембраны 0,7 и диаметре 10 мм датчик может быть ис-
пользован для измерения давления в питающей полости насоса. Характеристика датчика линейна. Возможно применение емкостных датчиков (рис. 4.14, в).
Для регистрации перемещения деталей используются тензометрический, индуктивный и фотоэлектрический датчики. Предпочтительнее датчики бесконтактного типа. Для датчиков с упругим элементом полоса пропускаемых частот определяется частотой собственных колебаний упругого элемента, для датчиков индуктивного типа — несущей частотой, для фотоэлектрического датчика — частотной характеристикой фотоэлемента.
На рис. 4.15, а показана схема индуктивного датчика подъема иглы форсунки (ЦНИТА). Датчик рассчитан на работу с тензометрическими усилителями на несущей частоте 15—35 кГц. Он имеет две катушки: балансировочную 1 и рабочую 2, выполненные раздельно, причем рабочая катушка максимально приближена к штанге 3, что позволило уменьшить длину и вес стержня.
Фотоэлектрический датчик подъема иглы форсунки (ЦНИТА, рис. 4.15, 6) предназначен для работы с усилителем постоянного тока. В датчике использован фотоэлемент вакуумного типа.
342
Рис. 4.15. Датчики перемещения:
а — индуктивный ИПИ-2;
б — фотоэлектрический ФПН-2: 1 — корпус; 2 — фотоэлемент; 3 — лампа; 4, б — держатели; 6 — штанга;
в — индуктивный датчик перемещения клапана ИПК-1: I — седло клапана; 2 — клапан; 3 — пружина клапана; 4 — штуцер; 5 — фторопластовые прокладки; 6 — регулировочный винт; 7 — балансировочная катушка; 8 — штепсельный разъем; 9 — основная катушка;
а — индуктивный датчик перемещения обратного хлапаиа нагнетательного клапаиа двойного действия насоса НД21: / — головка насосной секции; 2 — катушка; 3 — удлинитель; 4, б — фторопластовые прокладки; 6 — выводы; 7 — обратный клапан
343
В качестве осветителя использована лампа с массивной нитью накаливания типа СЦ-42.
Для регистрации движения нагнетательного клапана топливного насоса могут быть использованы индуктивные датчики конструкции ЦНИТА. Датчик ИПК-1 (рис. 4.15, в) устанавливается вместо серийного штуцера нагнетательного клапана. Для того чтобы обеспечить линейность датчика в сравнительно большом диапазоне перемещений, последовательно с каждой катушкой включены сопротивления типа МЛТ (1,5 кОм), что позволяет уменьшить относительное изменение сопротивления рабочего плеча. По аналогичной схеме выполнен датчик перемещения нагнетательного клапана насоса НД21 (рис. 4.15, г).
Методы определения характеристик впрыскивания. Известны непосредственные методы, основанные на использовании механических устройств, н косвенные методы, позволяющие получить необходимую для построения характеристики информацию. Непосредственные методы позволяют получить в процессе эксперимента характеристику в дифференциальном или интегральном виде. Недостатком непосредственных методов является то, что они не дают представления о характере изменения давления в процессе впрыскивания топлива, весьма трудоемки и в настоящее время имеют ограниченное применение.
Непосредственный метод определения характеристик впрыскивания основан на принципе действия механического стробоскопического устройства, называемого обычно щелевым стробоскопом [39].
Для определения характеристик впрыскивания применяется также стробоскоп с ячеистым колесом, на периферии которого расположены мерные объемы. Для экспериментального определения характеристик впрыскивания топлива косвенным способом измеряется параметр, по которому путем пересчета можно построить характеристику. Для измерения этого параметра используются электрические методы, применяемые при измерении неэлектрических величии.
Распространенным и удобным является метод определения характеристик впрыскивания по осциллограммам давления, снятым под конусом иглы распылителя [39, 48]. Объемная доля топлива, выходящего в единицу времени из сопловых отверстий распылителя форсунки, определяется по формуле истечения
Q = 106рр/с V(2/р) (рв - рц)/(6пв).
Здесь и далее Q[mm8/c], рр/с [см2], р[кг/м8], р[Па]. Для измерения давления под конусом иглы необходимы переделка стандартных (рис. 4.16, а) или изготовление специальных (рис. 4.16, б) распылителей. В первом случае в распылителе выполняется осевое отверстие, соединяющее его подконусное пространство с полостью закрепленного на нем датчика давления. Специальный распылитель предусматривает отдельное
344
Рис. 4.16. Датчики для измерения давления топлива под конусом иглы:
а — со стандартным распылителем: 1 — корпус датчика; 2 — гайка распылителя; 3 — распылитель; 4 — проволочный преобразователь; 5 — штепсельный разъем; 6 — штуцер с мембраной;
б — со специальным распылителем: 1 — корпус распылителя; 2 — мембрана; 3 — штуцер; 4 — штепсельный разъем; 5 — проволочный преобразователь; 6 — сливной штуцер; 7 — сопловая часть распылителя
сопло. Использование этого метода при штифтовых распылителях нецелесообразно.
Характеристику впрыскивания можно определить с учетом изменения ppfc в зависимости от подъема иглы. Для этого следует иметь характеристику распылителя и запись подъема иглы в процессе впрыскивания, а давление измерять не под конусом иглы
распылителя, а в нагнетательном топливопроводе у штуцера форсунки. В этом случае помимо сложности замеров и трудоемкости обработки результатов эксперимента возможны существенные
погрешности, так как характер изменения давления у штуцера форсунки и над конусом иглы распылителя может быть различным. Этот способ можно использовать при проведении исследований на двигателе. Известны и другие методы определения характеристики впрыскивания [39, 48], однако они не получили широкого применения.
В ЦНИТА разработан способ определения характеристики впрыскивания измерением давления датчиком (рис. 4.17) в спе
Рис. 4.17. Тензометрический датчик- для оценки характеристики давлений впрыскивания ТЭП-1
345
циальной приемной камере, устанавливаемой за распылителем форсунки. Для измерения давления могут быть использованы датчики любого типа. Корпус датчика 7 устанавливается на распылитель 3 с помощью специальной гайки 2, уплотняется прокладкой что не требует изменения конструкции форсунки и не нарушает регулировки. Выход топлива из камеры происходит через жиклер 9 и штуцер 8. Приемная камера ограничена с одной стороны мембраной диаметром 10 мм и толщиной 0,8—1,0 мм, выполненной за одно целое с корпусом, с другой стороны — торцом вытеснителя объема 5, поджимаемого пробкой 6. Объем каналов и полости приемной камеры составляет 0,06 см3. Тензометрический преобразователь 1 (рабочее плечо моста) наклеен на внешнюю сторону мембраны, а термокомпенсационный — на недефор-мирующиеся стенки паза. Благодаря жиклеру в камере создается противодавление впрыскиванию, что приближает условия эксперимента к условиям работы ТА на двигателе. Имея кривую изменения давления в камере ри и зная эффективное проходное сечение жиклера и распылителя, можно определить давление топлива под конусом иглы распылителя
Рв = рк [(Цж/ж/Цр/D “h 1 ]•
Эффективное сечение проходного отверстия жиклера подбирается так, чтобы максимальное противодавление соответствовало значению противодавления при работе форсунки на двигателе.
Объем топлива (мм3), подаваемого форсункой при повороте вала насоса на 1°, может быть определен по формуле
<2 = 1аооцж/„<]/(27р)7к/(бЛи).
Давление в приемной камере датчика (при проливке) контролируется манометром, устанавливаемым вместо пробки, при снятом вытеснителе объема. Значение рж/ж находим по формуле
М» = Q/V (2/р) РкЮ-6.
Достоинствами метода являются простота, возможность использования одного и того же приспособления для распылителей любого типа, наглядность результатов и возможность применения для осциллографирования типовой измерительной аппаратуры. Погрешность в определении давлений характеристики впрыскивания составляет 2—3%.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Балакин В. И., Еремеев А. Ф., Семенов Б. Н. Топливная аппаратура быстроходных дизелей. — Л.: Машиностроение, 1967. — 298 с.
2. Башта Т. М. Машиностроительная гидравлика. — М.: Машгиз, 1963. — С. 11—92.
3. Бельских В. И. Диагностирование и обслуживание сельскохозяйственной техники. — М.: Колос, 1980. — С. 319—340.
4. Бесчастнов В. А., Смирнов Э. Л., Малышев Л. М. Новые топливные насосы высокого давления для перспективных автомобильных дизелей//Двнга-телестроение. — 1987. — № 1. — С. 5—7.
5. Брозе Д. Д. Сгорание в поршневых двигателях. — М.-. Машиностроение.— 1969. — 247 с.
6. Вихерт М. М., Мази и г М. В. Топливная аппаратура автомобильных дизелей. — М.: Машиностроение, 1978. — 176 с.
7. Вырубов Д. Н. О методике расчета испарения топлива//Двигатели внутреннего сгорания (МВТУ). — 1964. — № 25. — С. 41—44.
8. Жуковский Н. Е. Собрание сочинений. Т. Ill, М.; Л.: ГИТЛ, 1949. — 120—140 с.
9. Иванченко Н. Н., Семенов Б. Н., Соколов В. С. Рабочий процесс дизелей с камерой в поршне. — Л.: Машиностроение, 1972. — 228 с.
10. Мост В. Взрывы и горение в газах. М., Изд-во яностр. лит. 1952. — 688 с.
11. Исерлис Ю. 3., Мирошников В. В. Системное проектирование двигателей внутреннего сгорания. — Л.: Машиностроение, 1981. —С. 226.
12. Кривенко П. М., Федосов И, М. Ремонт и техническое обслуживание системы питания автотракторных дизелей. — М.: Колос, 1980. — 288 с.
13. Крук Б. А. Методика гидравлического расчета процесса топливоподачи дизелей//Тр. ЦНИТА, 1969. — Вып. 40. — С. 12—16.
14. Крутов В. И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего сгорания. — М.; Машиностроение. — 1979. — 615 с.
15. Кукушкин В. Л., Романов С. А., Свиридов Ю. Б. Экспериментальное исследование оптических свойств струй распыленного топлива при дизельном впрыске//Двигателестроен не. — 1984. — № 12. — С. 12—15.
16. Кутовой В. А. Впрыск топлива в дизелях. — М.: Машиностроение, 1981. — 118 с.
17. Лышевский А. С. Системы питания дизелей. — М.: Машиностроение, 1981. — 215 с.
18. Мелькумов Т. М. Теория быстроходного двигателя с воспламенением от сжатия. — М.: Оборонгиз, 1953. — 407 с.
19. Николаенко А. В., Хватов В. Н. Расчет и экспериментальная оценка надежности автотракторных дизелей. — Л.: Агропромиздат, 1985. — 136 с.
20. Петриченко Р. М., Опосовский В. В. Рабочие процессы поршневых машин. — М.: Машиностроение, 1972. — 167 с.
21. Подача и распылнвание топлива в дизелях./И. В. Астахов, В. И. Т р у с о в, А. С. X о ч и я и и др. — М.: Машиностроение, 1972. — 367 с.
22. Рикардо Г. р. Быстроходные двигатели внутреннего сгорания. — М.: Машгиз, 1960. — 409 с.
23. Ротберг Г. А. Кулачковые механизмы (проектирование, динамика и вопросы точности изготовления). — Л.: Судпромгиз, 1960. — 240 с.
347
24. Русинов Р. В. Топливная аппаратура судовых дизелей. — Л.: Судостроение, 1971. — 224 с.
25. Свиридов Ю. Б. Смесеобразование и сгорание в дизелях. — Л.: Машиностроение, 1972. —- 222 с. <
26. Свиридов Ю. Б., Гриншпан А. 3., Романов С. А. О расчете испаряюще-' гося дизельного факела/УТр. ЦНИТА. — Вып. 69. — 1977. — С. 3—12.
27. Семёнов Н. Н. О некоторых проблемах химической кинетики и реак-^ циоиной способности. — М.: Изд-во АН СССР, 1954. — 350 с.
28. Системы автоматизированного проектирования: Учеб, пособие для ву-зов/Под ред. И. П. Норенкова. — М.: Высш, шк., 1986. — 1392 с.
29. Соколик А. С. Самовоспламенение, пламя и Детонация в газах. — М.:. Изд-во АН СССР, 1960. — 425 с.
30. Стечкин Б. С., Геикин К- И. Индикаторная диаграмма, динамика тепловыделения и рабочий цикл быстроходного поршневого двигателя. — М.: Изд-во АН СССР, 1960. — 199 с.
31. Толстов А. И. Индикаторный период запаздывания воспламенения и динамика цикла быстроходного двигателя с воспламенением от сжатияУ/Тр7 НИЛДа, 1955. — № 1, — С. 5—55. л
32. Топливная аппаратура тракторных и комбайновых дизелей: Справ./ В. Г. К и с л о в, В. А. И а в л о в, А. И. Т р у с о в и др. — М.: Машиностроение, 1981. — 205 с.
33. Трусов В. И., Дмитренко В. П., Масляный Г. Д. Форсунки автотракторных дизелей. — М.: Машиностроение, 1977. — 167 с.
34. Файнлейб Б. Н. Анализ термодинамического цикла быстроходных двигателей с воспламенением от сжатия//Тр. ЦНИТА. — 1965. — № 25. — С. 29—38.
35. Файнлейб Б. Н. К вопросу об оценке технико-экономической эффективности топливной аппаратуры автотракторных дизелей//Тр. ЦНИТА. — 1964.— Вып. 23. — С. 25—32.
36. Файнлейб Б. Н. Методика анализа рабочего цикла дизеля в связи с экспериментальным исследованием н подбором параметров топливной аппара-туры//Тр. ЦНИТА. — 1971. — № 51. — С. 18—26.
37. Файнлейб Б. Н. О единой методике эталонирования топливной аппа-ратуры//Тракторы и сельхозмашины. — 1966. — Т. 2. — С. 5—8.
38. Файнлейб Б. Н. Новый рабочий цикл в насосах распределительного типа//Двигателестроение. — 1979. — С. 37—39.
39. Файнлейб Б. Н. Топливная аппаратура автотракторных дизелей: Справ. Л.: Машиностроение, 1974. — 264 с.
40. Файнлейб Б. Н. Перспективы дальнейшего совершенствования насосов распределительного типа/УДвигателестроение. — 1987.—№ 1. — С. 18—21.
41. Файнлейб Б. Н., Бараев В. И. Влияние конструктивных параметров на распыливание, развитие факела и испарение топлива в быстроходных дизелях. — М.: ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1973. — 50 с.
42. Файнлейб Б. Н., Бараев В. И. Исследование влияния уровня давления впрыска на параметры рабочего процесса быстроходного дизеляУУТракторы и сельхозмашины. — 1971. — № 4. — С. 10—12.
43. Файнлейб Б. Н., Бараев В. И. Требования к интенсификации впрыска топлива при наддуве автотракторных дизелей//Двигателестроеиие.— 1981.— № 12. — С. 6—9.
44. Файнлейб Б. Н., Бараев В. И. Повышение эффективности смесеобразования в дизелях путем воздействия на динамику распыленной струи топливаУ/Дви-гателестроение. — 1986. — № 9. — С. 8—12.
45. Файнлейб Б. Н., Гинзбург А. М., Волков В. И. Оптимизация угла начала впрыска в дизеляхУУДвигателестроение.— 1981. № 2.—С. 16—18.
46. Файнлейб Б. Н., Гинзбург А. М., Аляпышев В. Г. Исследование износостойкости плунжерных пар насосов распределительного типа с различными способами организации рабочего процесса/УТр. ЦНИТА. — 1973. — № 54. — С. 3—8.
47. Файнлейб Б. Н., Гинзбург А. М., Рапопорт Л. А. Уточненная математическая модель гидродинамического расчета топливоподачи в топливных систе-348
мах с одноплунжерными насосами распределительного типа.//Тр. ЦНИТА. — 1971. — № 48. — С. 25—32.
48. Файилейб Б. Н., Голубков И. Г., Клочев Л. А. Методы испытаний и исследований топливной аппаратуры автотракторных дизелей. - М.; Л.: Машиностроение, 1965. — 175 с.
49. Файнлейб Б. Н., Клочев Л. А. Требования к частотным характеристикам электронно-измерительной аппаратуры, применяемой для исследования процесса топливоподачи в быстроходных дизеля х//Аатомоби ль мая промышленность. — 1965. — № 12. — С. 6—9.
50. Файнлейб Б. Н., Колупаев В. Я., Овчинников Н. Ф. Тенденции развития конструкций одноплунжерных и роторных топливных насосов распредели -тельного типа ведущих зарубежных фирм. — М.: ЦНИИТЭИ, 1971.—70 с.
51. Файнлейб Б. Н., Крук Б. А. Уточненная методика расчета процесса топливоподачи в дизелях на ЭВЦМ//Тракторы и сельхозмашины. — 1973. — С. 4—7.
52. Файнлейб Б. Н., Куликов В. П. Исследование связи вибраций поршне вого кольца дизеля ЯМЗ-236 с жесткостью процесса сгорания//Тр. ЦНИТА. — Вып. 70. — 1977. — С. 20—26.
53. Файнлейб Б. Н., Логинов Л. С. Исследование метода промышленной оценки распылителей тракторных* днзелей//Тракторы и сельхозмашины. — 1969.—№ 3. — С. 9—II.
54. Файнлейб Б. Н., Никифоров В. Г. Гипотеза о характере нагрузок в приводе плунжерных топливных насосов диэелей//Двигателестроение. — 1984. — № 6. — С. 59—61.
55. Файилейб Б. Н., Николаев Е. А., Лебедев В. А. Метод расчета кулачкового профиля переменного радиуса для насоса высокого давления дизелей// Дви гател встроен ие. — 1983. — № 4. — С. 37—41.
56. Файилейб Б. Н., Шарков В. В. Состояние и тенденции развития конструкций зарубежных и отечественных систем двойного впрыска топлива. — М._ ЦНИИТЭИ, 1971. — 62 с.
57. Файилейб Б. Н., Шаталов Г. С. Обоснование параметров топливной аппаратуры форсированных дизелей ЧН 16,5/17 для тяжелых промышленных тракторов//Двигателестроение. — 1986. — Ns 7. — С. 9 12.
58. Федотов Г. Б., Левин Г. И. Топливные системы тепловозных дизелей. Ремонт, испытания, совершенствование. — М.: Транспорт. 1983. — С. 162—164.
59. Фомин К). Я., Никонов Г. В., Ивановский В. Г. Топливная аппаратура дизелей: Справ.—М.: Машиностроение, 1982. — 168 с.
60. Штерн В. Я. Механизм оквсления углеводородов в газовой фазе. — М.: Изд-во АН СССР, 1960. — 496 с.
61. Brady R. N. Diesel Fuel Sy$tems//Reston Publishing Incorporated.— 1981. — 564 p.
62. Diesel and Gasturbine Worldwide Catalog. — 1984. — Vol. 49. — P. 1163—1248.
63. Glikin P. E. Fuel injection in diesel engines//Proc. Inst, of Meeh. Eng. — 1985. — Vol. 199. — № 3. — P. 161 — 174.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие....................................................... ► 3
Основные условные обозначения........................................ 4
Глава 1. Параметры автотракторных дизелей и топлив. Требования, предъявляемые к топливной аппаратуре................................. 8
1.1. Параметры автотракторных дизелей....................... —
1.2. Процессы смесеобразования............................. 17
1.3. Характеристика топлив................................. 47
1.4. Требования к процессу впрыскивания.................... 66
1.5. Показатели технического уровня и требования, предъявляемые к топливной аппаратуре ........................... 85
Глава 2. Конструкции топливной аппаратуры.......................... 103
2.1. Схемы топливной аппаратуры и ее элементов.............. —
2.2. Топливная аппаратура, изготавливаемая в СССР .... 120
2.3. Конструкция прецизионных узлов ...................... 140
2.4. Топливная аппаратура зарубежных фирм................. 149
2.5. Топливная аппаратура с электрическими устройствами управления и электронным регулированием .................. 185
2.6. Специальные схемы и конструкции топливной аппаратуры 195
Глава 3. Автоматизированное проектирование топлиаиой аппаратуры автотракторных дизелей............................................. 208
3.1. Система автоматизированного проектирования топливной аппаратуры автотракторных дизелей........................... —
3.2. Прогнозирование исходных схемных и параметрических решений по топливной аппаратуре........................... 219
3.3. Гидродинамический расчет процесса топливоподачи (задача САПР ТА АТД 204000) ....................... 254
3.4. Расчет кулачковых механизмов (задача САПР ТА АТД 206000)................................................... 280
3-5- Расчет параметров секций высокого давления (задача САПР ТА АТД 205000)........................................ 292
3.6. Расчет параметров соплового аппарата распылителя (задача САПР ТА АТД 203000) 296
3.7. Оптимизация параметров ТА АТД........................ 302
Глава 4. Методы испытаний и исследований топливной аппаратуры . . - 313
4.1. Оценка плотности прецизионных пар и определение гидравлических характеристик элементов ....................... —
4.2. Оценка процессов и параметров элементов топливной аппаратуры................................................ 318
4.3. Стенды для комплексных испытаний топливной аппаратуры ..................................................... 326
4.4. Техническое обслуживание и диагностика топливной аппаратуры ................................................... 334
4.5. Исследование параметров процесса топливоподачи .... 335
Список литературы.................................................. 347
Справочное издание
Файнлейб Борис Нафтанович
ТОПЛИВНАЯ АППАРАТУРА АВТОТРАКТОРНЫХ ДИЗЕЛЕЙ
Редактор Н. С. Аникиева
Переплет художника Л. В. Измайловой
Художественный редактор С. С. Венедиктов Технические редакторы: А. И, Казаков, Е. Б. Спрукт. Корректоры: Л. И. Лавриненко, Н. Б. Старостина
ИБ № 5553
Сдано в набор 17.04.90. Подписано в печать 22.10.90.
Формат 60x90*/i«. Бумага офсетная № 1 Гарнитура литературная.
Печать офсетная. Усл. печ. л. 22.0. Усл. кр.-отт. 22,0.
Уч.-изд. л. 23,92. Тираж 10 400 экэ. Заказ № 76. Цена 2 р. щ к.
Ленинградское отделение ордена Трудового Красного Знамени издательства «Машиностроение».
191065, Ленинград, ул. Дзержинского, 10
Типография № 6 ордена Трудового Красного Знамени издательства «Машиностроение» при Государственном комитете СССР по печати.
193144. г. Ленинград, ул. Моисеенко. 10
СТАНДАРТНЫЕ ОБРАЗЦЫ СОСТАВА МАТЕРИАЛОВ
Использование стандартных образцов гарантирует точность и однородность контроля состава материалов.
СТАНДАРТНЫЕ ОБРАЗЦЫ — это образцы с постоянным и аттестованным химическим составом.
Центральный научно-исследовательский институт материалов на договорной основе обеспечит предприятия стандартными образцами чугунов, сталей, алюминиевых и медных сплавов, а также стандартными образцами порошковых материалов и растворов.
Наши стандартные образцы широко используются в народном хозяйстве при определении содержания легирующих компонентов и примесей, в том числе газов, в различных конструкционных материалах ответственного назначения.
Обращаться по адресу: 191014, Ленинград, ул. Парадная, д. 8 ЦН И И Материалов Телефон для справок: 278-93-62