Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследований -11
1.1. Анализ работ по исследованию износа плунжерных пар топливных насосов высокого давления -11
1.2. Анализ существующих конструкций топливных насосов высокого давления распределительного типа -16
1.3. Исследования износа плунжерных пар топливных насосов распределительного типа семейства НД - 22
1.4. Выводы -29
1.5. Задачи исследований -35
Глава 2. Разработка математической модели работы экспериментальной системы питания - 36
2.1. Теоретическое исследование процесса износа плунжерной пары топливного насоса распределительного типа НД-21/4 - 3 7
2.1.1 Определение износа частицами абразива, размер которых меньше величины зазора плунжерной пары - 39
2.1.2 Определение износа частицами абразива, размер которых больше величины зазора плунжерной пары - 44
2.1.3 Результаты расчета величины износа плунжерных пар серийного топливного насоса НД-21/4 с впускными окнами втулки и при их отсутствии в предлагаемой конструкции топливного насоса - 51
2.2 Определение параметров экспериментального топливного насоса распределительного типа с впускным клапаном, обеспечивающих оптимальный закон топливоподачи - 55
2.2.1 Гидродинамическая модель процесса топливоподачи с учетом волновых явлений в топливопроводе - 56
2.2.2 Расчет рабочего процесса в насосе - 63
2.2.3 Расчет рабочего процесса в форсунке - 74
2.4. Выбор метода численного интегрирования уравнений - 78
2.5. Выявление основных зависимостей рабочего процесса, расчет оптимальных параметров системы. - 79 -
2.6. Расчет пружины наполнительного клапана - 86 -
2.7. Выводы -90-
Глава З. Методика экспериментальных исследований -92-
3.1. Программа исследований. -92-
3.2. Объекты исследований. - 93 -
3.3. Исследования процесса топливоподачи топливной системой с экспериментальным насосом. - 97 -
3.3.1 Методика исследования процесса топливоподачи. - 97 -
3.3.2 Методика определения оптимальных параметров экспериментального насоса. -107
3.4 Ускоренные стендовые сравнительные износные испытания. -109
3.4.1 Методика проведения ускоренных стендовых сравнительных износных испытаний. -109
3.4.2 Методика обработки результатов ускоренных стендовых сравнительных износных испытаний. -114
3.5 Моторные испытания топливной системы с экспериментальным насосом на двигателе Д-240Л -119
3.5.1 Методика моторных испытаний -119
3.5.2 Методика обработки результатов моторных испытаний -124
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований -127
4.1 Результаты исследований параметров топливоподачи экспериментального и серийных насосов -127
4.2 Результаты ускоренных стендовых сравнительных износных испытаний серийного и экспериментального насосов -134
4.3 Результаты моторных испытаний -137
Глава 5. Расчет экономической эффективности переоборудования насосов серии НД-21/4 на новый рабочий процесс. -138
Выводы -142
Библиографический список использованных источников
- Анализ работ по исследованию износа плунжерных пар топливных насосов высокого давления
- Теоретическое исследование процесса износа плунжерной пары топливного насоса распределительного типа НД-21/4
- Исследования процесса топливоподачи топливной системой с экспериментальным насосом.
- Результаты исследований параметров топливоподачи экспериментального и серийных насосов
Введение к работе
Надёжность, экономичность и устойчивость работы дизелей тракторов, автомобилей и сельскохозяйственных машин зависит от надежности и совершенства топливной аппаратуры [9,11,52]. На работу дизелей значительно влияет состояние топливоподающей системы, особенно ее прецизионных деталей. Существующие топливные фильтры не обеспечивают достаточной степени очистки топлива от механических примесей и пропускают абразивные частицы размером до 10 мкм [22,24,25,66,70], что вызывает абразивный износ поверхностей деталей плунжерных пар, утечки топлива через увеличивающиеся в результате износа зазоры и нарушение характеристик топливоподачи системой питания дизельного двигателя. Некачественная работа топливной аппаратуры ведет к снижению ресурса дизеля, падению мощности, а порой и к его аварийной остановке. Наибольшее количество отказов дизелей, до 40 %, происходит вследствие неисправностей топливных систем [9,52,70].
Актуальность работы. Основными элементами, определяющими долговечность топливной аппаратуры дизелей, являются прецизионные детали, в частности, плунжерные пары. Исследованиями характера износа плунжерных пар рядных топливных насосов установлено, что изнашиваемыми участками являются зоны поверхности гильзы плунжера, прилегающие к наполнительным отверстиям и поверхности плунжера, перекрывающие впускные отверстия гильзы [9,52]. Износ поверхностей плунжера и гильзы в районе отсечных отверстий значительно меньше. Это объясняется тем, что в начале подачи, по мере перекрытия плунжером впускного отверстия, происходит гидроудар и защемление абразивных частиц, содержащихся в топливе, между кромками наполнительных отверстий втулки и торца плунжера. Из этого следует, что долговечность плунжерной пары определяется интенсивностью износа плунжера и гильзы в зоне наполнительных отверстий [9 ,52,70].
Плунжерные пары топливных насосов высокого давления распределительного типа в сравнении с парами рядных насосов имеют большую цикличность работы и как следствие большую скорость изнашивания, определяющую ресурс топливных насосов данного вида, равный 2300-2800 моточасам. В связи с этим повышение долговечности топливных насосов распределительного типа имеет большое научно-практическое значение [9 ,52,70,81,84].
Диссертационная работа выполнена в соответствии с планом НИР ФГОУ ВПО «Омский государственный аграрный университет» в рамках государственной темы № 0120.0 601331 «Совершенствование топливных систем автотракторных дизелей».
Цель исследования - повышение надежности топливных насосов высокого давления распределительного типа путем увеличения ресурса плунжерных пар.
Объект исследования - процессы изнашивания и топливоподачи плунжерной парой топливного насоса высокого давления распределительного типа.
Предмет исследования - закономерности влияния организации процесса наполнения надплунжерного пространства на скорость износа плунжерной пары и характеристику впрыска топливным насосом высокого давления распределительного типа.
Рабочая гипотеза - исключение перепуска топлива во впускные окна втулки на ходе нагнетания плунжера позволит увеличить ресурс плунжерной пары насосов распределительного типа, не ухудшая при этом характеристику процесса топливоподачи.
Задачи работы:
1. Исследовать процесс абразивного изнашивания на различных участках прецизионной поверхности плунжерной пары топливного насоса распределительного типа семейства НД.
2. Определить рациональные конструктивные и регулировочные параметры предлагаемой конструкции топливного насоса на основе изучения их влияния на наполнение полости и процесс топливоподачи.
3. Определить износостойкость плунжерных пар топливных насосов высокого давления распределительного типа серийной и предлагаемой конструкции насоса методом стендовых ускоренных сравнительных износных испытаний.
4. Определить экономическую эффективность переоборудования серийного топливного насоса НД-21/4 на новый способ организации рабочего процесса.
Научная новизна:
- разработано приспособление для определения гидравлической плотности плунжерных пар насосов высокого давления распределительного типа семейства НД, новизна устройства защищена свидетельством на интеллектуальный продукт № 73200600010, зарегистрирована ФГУП "ВНГИЦ" 17 янв. 2006 г. [78,79];
- разработаны программа расчета процесса изнашивания плунжерной пары на различных участках ее прецизионной поверхности и программа расчета процесса топливоподачи насосом высокого давления распределительного типа;
- предложена конструкция топливного насоса высокого давления распределительного типа с новым способом организации рабочего процесса. Определены рациональные конструктивные и регулировочные параметры предлагаемого насоса, исследована износостойкость плунжерной пары. Новизна защищена патентом на полезную модель № 50608 U1 [61,75].
На защиту выносятся:
- зависимость скорости и характера абразивного изнашивания плунжерных пар топливных насосов распределительного типа от способа организации рабочего процесса насоса и параметров загрязнителя;
- зависимость влияния основных параметров переоборудованного топливного насоса на характеристику топливоподачи.
Практическая значимость. Применение нового рабочего процесса в топливном насосе распределительного типа позволяет в несколько раз уменьшить
-10-локальный износ прецизионных поверхностей плунжерной пары и тем самым увеличить ее ресурс.
Реализация работы. Опытные образцы усовершенствованного топливного насоса установлены на тракторы МТЗ-80, работающие в Сибирской МИС. Устройство для определения гидроплотности плунжерных пар насосов распределительного типа используется на предприятиях, занимающихся поставкой запасных частей к данным насосам, среди которых база снабжения «Омск-Дизель». Программы расчетов процесса изнашивания плунжерной пары и процесса топ-ливоподачи насосом высокого давления распределительного типа, а также установка для осциллографирования параметров топливоподачи системой питания включены в учебный процесс факультета технического сервиса в АПК ОмГАУ.
Апробация работы. Основные положения отдельных вопросов и результаты работы докладывались на научных конференциях профессорско-преподавательского состава и аспирантов ФГОУ ВПО ОмГАУ (Омск, 2003-2006 гг.); на региональной научной конференции молодых ученых аграрных вузов Сибирского федерального округа «Аграрная наука России в новом тысячелетии» (Омск, 2003 г.); на научно-технической конференции, посвященной 55-летию факультета технического сервиса в АПК ФГОУ ВПО ОмГАУ (Омск, 2005 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 6 печатных работ, в том числе патент на полезную модель, свидетельство о регистрации интеллектуального продукта.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти разделов, заключения, библиографического списка и приложений. Общий объем составляют 168 страниц основного текста, 51 рисунок, 6 таблиц, 5 приложений. Библиографический список включает 101 источник.
Анализ работ по исследованию износа плунжерных пар топливных насосов высокого давления
В настоящее время и на ближайшую перспективу дизель является самым экономичным двигателем внутреннего сгорания транспортного ти . па.[11,41,47,84] В дизеле топливо впрыскивается и распыливается непосредст венно в цилиндре, в котором находится сжатый и нагретый до температуры 500 - 700С в процессе сжатия воздух. Топливо, впрыснутое в сжатый и раскалённый воздух, смешивается с ним, прогревается, испаряется, воспламеняется и сгорает. Качество рабочего процесса дизеля зависит от того, как, сколько и когда подается топливо, как оно распыливается и распределяется по объёму камеры сгорания. Это определяется типом и качеством работы топливной системы дизеля, которая является наиболее сложным, дорогим и ответственным его агрегатом. При эксплуатации дизелей 35 - 40% неисправностей приходится на долю системы питания [11,84].
От состояния рабочих поверхностей прецизионных деталей топливопо-дающей системы, основными из которых являются плунжер-втулка зависит работоспособность топливной системы, а также протекание процессов смесеобразования и сгорания в цилиндрах дизеля, определяющих экономические, динамические и эксплуатационные показатели всей машины. Агрегаты системы пи д тания дизелей (топливный бак, фильтры, ТНВД, форсунки) на первый взгляд хорошо защищены от проникновения в них посторонних абразивных частиц. В действительности же пыль, содержащаяся в воздухе, сравнительно свободно проникает в топливные баки через атмосферные трубки, кроме того, топливо загрязняется при небрежном хранении на складах и транспортировке к местам потребления, а также при небрежной заправке топливных баков автомобилей, тракторов и других машин.
Для топливоподающей системы дизельных двигателей необходимо топ v ливо высокой чистоты. Даже незначительное количество механических приме сей вызывает усиленный износ прецизионных деталей. По ГОСТ 305-82 [5] механические примеси в дизельном топливе должны отсутствовать. Однако по данным [71] дизельное топливо по пути его следования к месту доставки возрастает от 0,0005% до 0,0630%, т.е. более чем в 100 раз.
По данным А.И.Селиванова [66], дизельное топливо, выдаваемое нефтебазами, содержит 100 - 120 г. загрязняющих примесей на 1 тонну топлива. В неотстоявшемся дизельном топливе, перевозимом в бочках, содержание загрязняющих примесей колеблется от 50 до 400 г/т [24].
В зависимости от условий эксплуатации тракторных дизелей концентрация пыли в воздухе колеблется в широких пределах и в районах Западной Сибири доходит до 5г/м3. Это отрицательно влияет на работоспособность систем двигателя, в том числе на работоспособность топливоподающей аппаратуры. При работе дизеля при запыленности воздуха 1-2,5 г/мЗ содержание загрязняющих примесей в топливе к моменту его выработки в 2-3 раза больше, чем в момент заправки. В отдельных случаях на один литр топлива, слитого из бака трактора, проработавшего в особо запыленных условиях, обнаружено более 2,5 г загрязняющих примесей [22]. Количество загрязняющих примесей в топливных баках тракторов находится в прямой зависимости от запыленности района и времени года и эксплуатации и достигает 200 - 300 г на одну тонну топлива.
В тракторах загрязнению топлива способствует и то, что во время работы в объёме бака создается разряжение и туда подсасывается пыль. Это связано с клапанами в крышках топливных баков, которые сообщаются с атмосферой. В топливных баках имеет место "большое дыхание" при расходовании топлива во время работы дизеля и "малое дыхание" при температурных расширениях топлива.
По данным [24], в дизельном топливе в баках тракторов нерастворимая часть загрязняющих примесей составляет 30-67%, и состоит из Si02 (кварца), А120з (глинозема), Fe203 (окиси железа) и Zn (цинка). Твердость частиц кварца и окислов металла содержащихся в полевой пыли и проникающей в топливо составляет 6,5-9,0 единиц по шкале Мооса.
-13 Установлено [24,25,70], что топливные фильтры на автотракторных дизелях не обеспечивают достаточной степени очистки топлива от механических примесей (абразивов), которые затем проникают к прецизионным деталям топ-ливоподающей аппаратуры. Доступные для сельского хозяйства на сегодняшний день топливные фильтры тонкой очистки обеспечивают тонкость отсева в начале эксплуатации в пределах 4-5мкм, против 3 мкм по ГОСТу. Однако при дальнейшей эксплуатации в пыльных условиях тонкость отсева фильтров тонкой очистки ухудшается и составляет более 7-9 мкм, независимо от состояния топливного бака (пустой или полный), конструкции фильтрующих элементов и условий эксплуатации.
Согласно ГОСТ 14146-88 [2] на фильтры тонкой очистки топлива дизеля, срок службы бумажных фильтрующих элементов 1500 моточасов. В результате повышенной загрязненности топлива в условиях сельского хозяйства, для обеспечения регламентируемой чистоты топлива данные сроки необходимо уменьшать. Однако в ряде хозяйств Омской области наблюдается превышение сроков службы фильтрующих элементов свыше допустимых пределов, что ведет к резкому увеличению, как количества, так и размеров частиц примесей в прошедшем через фильтр топливе.
Теоретическое исследование процесса износа плунжерной пары топливного насоса распределительного типа НД-21/4
Учеными проведен ряд фундаментальных исследований износа при скольжении абразивных частиц по поверхности металла. Так, М.М.Хрущев и М.А.Бабичев [88] установили, что износ при скольжении можно определить по формуле: Gx=P„-ax-!-? - (2.1.3) где рт - плотность материала плунжера, кг/м3; aj - коэффициент, м 1 Р - нагрузка на абразивную частицу, Н; S -путь трения, м. dae - размер абразивного зерна, мм; Н- твердость металла, Н/мм А.В.Ратнер и В.Г.Зеленский [64] по результатам опытов износа сосуда с кварцевым песком предложили формулу: Gi=- —]j (2.1.4) где аз - коэффициент пропорциональности. Антипов В.В., на основании теории Гуревича, предложил формулу для определения износа G1, где учитываются выражения 2.1.2 - 2.1.4 [9] _ Опп -P-S d N , ч Qm Т. ,_ , _ч G1=fl4-a,.e6- i_ (акв+а„)- .Каб (2.1.5) где а4 - коэффициент учитывающий форму абразивных частиц; as - коэффициент учитывающий качение абразивных частиц; а6 - коэффициент пропорциональности; рт - плотность материала плунжера кг/м ; Р - нагрузка на единичную абразивную частицу, Н; S -путь трения, м; д - диаметральный зазор плунжерной пары мкм; N- количество подач топлива за время работы плунжерной пары; Н- твердость металла плунжера; акв, вгл - коэффициенты, учитывающие абразивные свойства кварцевых частиц загрязнителей и частиц глинозема; Qv Qym - цикловая подача топлива и объем утечек топлива, м/с; Каб - среднее число абразивных частиц данной фракции в топливе за одну подачу. Нагрузка на одну частицу определяется по следующему выражению полученному путем преобразования формулы Герца [9]: Р = 2.59.(1- 6-д (2.1.6) Е где Р - нагрузка на одну абразивную частицу, Н; q - максимальное напряжение (в центре пятна касания), МПа; da6 - диаметр абразивной частицы, мм; ц - коэффициент Пуассона; Е - модуль упругости материала абразивной частицы, МПа.
Расчет величины износа Gh произведенный по формуле 2.1.5 предложенной Антиповым имеет существенный недостаток - не принимается во внимание динамика процесса износа, т.е. изменение параметров плунжерной пары вследствие износа. При расчете по формуле 2.1.5 на период работы пары N величина ее зазора, утечки топлива, а также диаметр и количество абразивных частиц принимаются постоянными. В действительности же, износ при каждом цикле работы плунжерной пары ведет к увеличению ее зазора, что ведет в свою очередь к увеличению утечек топлива, увеличению размера частиц, попадающего в зазоры, в результате чего увеличивается скорость износа.
Произвести расчет процесса износа в динамике нам позволила организация цикла расчетов в математической программе Mathcad. В качестве шага цикла был принят один час работы насоса на номинальной частоте вращения кулачкового вала. Уменьшение шага цикла ведет к увеличению времени счета программы, без заметного увеличения точности расчетов. При переходе вычисления величины износа плунжерной пары на следующий шаг расчета (на следующий час наработки насосом) с учетом результатов расчетов на предыдущем шаге изменяются величина радиального зазора плунжерной пары, величина утечек топлива через эти зазоры, размер абразивных частиц, участвующих в износе, а также их концентрация в топливе.
С учетом выражений 2.1.5 - 2.1.6 величина объёмного износа абразивными частицами, размер которых меньше величины зазора, за один цикл определяется по следующему выражению: G, =а4 -а5 -а6 -N-(\-M2)2 /„ -S-Qym -Kva6 .- EfL. (2.1.7) Ьаб И где а4 - коэффициент учитывающий форму абразивных частиц; as - коэффициент, учитывающий качение абразивных частиц; сів - коэффициент пропорциональности; N- количество подач топлива за время работы плунжерной пары; ц - коэффициент Пуассона; da6- размер абразивной частицы, мкм; Е- модуль упругости материала абразивной частицы, Па; S - путь трения, м; Qym - величина объёма утечек, м/с; Kvas - количество абразивных частиц данной размерной группы в одном кубическом метре топлива; 0Пр.аб - предел прочности абразивной частицы, Па;
Н- твердость металла плунжера; Первоначальные значения коэффициентов а4, as, ав были приняты на основании экспериментальных исследований В.В. Антипова [9]. Далее, значение коэффициента a s было скорректировано с учетом собственных экспериментальных исследований процесса износа плунжерной пары насоса НД-21/4, описанных в главе 3 и 4 данной работы.
В связи с тем, что величиной шага цикла расчета износа принят один час наработки насоса на номинальной частоте вращения, количество подач топлива насосом НД-21/4 за время продолжительности шага, будет равно: N = бОмин 1100 мин" 4 = 2,64-105 Коэффициент Пуассона у. принимаем ц = 0,2 [9]. Средний диаметр абразивных частиц участвующих в износе: 4б = 0,9«/ (2.1.8) где / - величина радиального зазора плунжерной пары, мкм. Предел прочности кварцевой абразивной частицы апрмб=206МПа [9]. Модуль упругости кварца Е= 1.8 1010 Па [9]. Путь трения S можно определить по формуле [9]:
Исследования процесса топливоподачи топливной системой с экспериментальным насосом.
Особенностями процесса топливоподачи в автотракторных дизелях являются большая цикличность (до 5—10 Гц), малая продолжительность (0,001— 0,003 с) и высокие скорости изменения параметров. При исследовании ТА необходимо измерять от 0,01 до 3 МПА в линии низкого и до 200 МПа в линии высокого давления, а также перемещения (0,2—5,0 мм) деталей: плунжера, наполнительного и нагнетательного клапана, иглы форсунки. Требуется регистрация не только переменной, но и постоянной составляющей процесса, например изменения давления в нагнетательном трубопроводе в период впрыска 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.
Комплексные исследования экспериментальной топливной системы проводились на топливном стенде КО-1618, значительно усовершенствованном в соответствии с методическими особенностями экспериментальных исследований.
Для исследований работы топливной аппаратуры широкое распространение получили электрические методы измерений неэлектрических величин [84, 76]. Применяемая аппаратура состоит из трех основных элементов: датчика (преобра -зователя механического параметра в электрическую величину), усилителя и регистрирующего прибора — осциллографа. В комплект измерительной аппаратуры обычно входят вспомогательные устройства: блоки питания, стабилизаторы напряжений, соединительные кабели, тарировочные приспособления и др.
Для исследований характеристик впрыска насосов высокого давления на кафедре "Тракторов, автомобилей и эксплуатации МТП" в ОмГАУ была создана установка для осциллографирования на базе 12-ти канального усилителя, входящего в состав тензометрической станции УТС1-ВТ-12/35 на несущей частоте 35кГц и платы аналого-цифрового преобразователя Ла-2М5, устанавливаемой в ISA шину материнской платы персонального компьютера. Схема установки представлена на рис. 3.5 , а ее общий вид на рис. 3.6
Типы и устройство датчиков определяются методом преобразования в нем неэлектрической величины сигнала в электрическую. Основные методы, получившие распространение на практике: пьезоэлектрический, тензометриче-ский, индуктивный, емкостный, фотоэлектрический. При исследовании процесса топливоподачи топливной системой с экспериментальным распределительным ТНВД использовались тензометриче-ские и индуктивные датчики, конструкции ЦНИТА, а также разработанные и изготовленные самостоятельно на кафедре тракторов, автомобилей и ЭМТП ОмГАУ:
Тензометрический датчик высокого давления. Предназначен для измерения давления до 80 МПа в нагнетательном трубопроводе. Чувствительным эле -101 ментом является мембрана диаметром 10 мм, толщиной 2мм с наклеенным на ней проволочным преобразователем 50-100 Ом, являющимся рабочим плечом измерительного моста. Еще один аналогичный этому преобразователь наклеивается вблизи измерительной мембраны, но на недеформируе-мую поверхность и является компенсационным, т.е. исключает, либо сводит к минимуму температурную составляющую изменения сопротивления преобразователя.
Индуктивный датчик подъема иглы форсунки ИПИ-2, рассчитанный на работу с тензометрическими усилителями на несущей частоте 15-35 кГц. Он имеет две катушки: балансировочную и рабочую, выполненные раздельно. Причем рабочая катушка максимально приближена к штанге, что позволило уменьшить длину и вес стержня.
Тензометрический датчик характеристики впрыска ТЭП-1
В замен шлейфного осциллографа нами была создана регистрирующая аппаратура для цифровой записи изменения электрического тока на выходе усилителя. Данная аппаратура создана на базе персонального ЮМ РС/АТ-совместимого компьютера с использованием универсальной платы аналого-цифрового преобразователя ЛА-2М5 производства ЗАО "Руднев-Шиляев" г. Москвы [62], и позволяет в режиме реального времени отслеживать и записывать до 16 одновременно протекающих исследуемых процессов. Данный "виртуальный" осциллограф позволяет с минимальными затратами времени приступить к обработке полученной информации.
Общий вид платы АЦП установленной на 16-ти разрядной шине материнской платы компьютера показан на рис. 3.5, а далее приведены ее основные технические характеристики.
Другим отличием аналого-цифрового преобразователя от шлейфного осциллографа, которое, пожалуй, является основным с точки зрения совместимости с датчиками и усилительными устройствами, является его сопротивление и амплитудно-частотные характеристики. Сопротивление входного канала платы АЦП по техническим условиям не менее 100 Ом, тогда как сопротивления при меняемых шлейфов осциллографа 1,5 - 4 Ом [83,62]. К тому же АЦП позволяет регистрировать частоты на порядок выше, нежели самые высокочастотные вибраторы шлейфных осциллографов, так как электронная система не обладает инерционностью и частота дискретизации преобразователя при регистрации одновременно пяти сигналов составляет ЮОкГц (максимально возможная -500кГц при одном включенном канале, при добавлении каналов частота делится между ними поровну) [62,16,].
Это обстоятельство потребовало разработки и изготовления ряда вспомогательных радиотехнических устройств, основным из которых стал фильтр высокой несущей частоты, установленный между усилителем и аналого-цифровой регистрирующей системой электронного полосового фильтра для подавления гармоник несущей частоты усилителя. К такому же способу прибегают при использовании электроннолучевых осциллографов.
По необходимым параметрам частоты среза был рассчитан, спроектирован и выполнен 6-ти канальный дифференциальный фильтр с частотой среза 6 кГц. с усилением сигнала на операционных усилителях LM 358 [21,89]. Данный фильтр обеспечил прохождение без искажений сигналов с частотами менее 6 кГц. Сигналы частотой свыше 6 кГц поглощаются фильтром.
Кроме подавления высокочастотных гармоник в фильтре предусмотрен усилитель, позволяющий увеличивать малую амплитуду слабого полезного сигнала до уровня, при котором он попадает в середину рабочего диапазона измеряемого напряжения АЦП. Усиление и фильтрация сигнала обеспечивают высокое качество осциллографирования сигналов с малой амплитудой.
Результаты исследований параметров топливоподачи экспериментального и серийных насосов
За критерий оптимальности работы топливной системы был принят закон подачи топлива, в значительной степени влияющий на характер тепловыделения в цилиндре и определяющий применимость топливной системы на дизеле. Основными параметрами, оценивающими динамику процесса топливоподачи являются продолжительность подачи топлива (рвт давление топлива в полости форсунки (давление подачи) Рт и скорость нарастания давления топлива в линии высокого давления перед входным сечением форсунки Рт/(Рті.
В качестве оптимальных значений перечисленных параметров впрыска были приняты значения аналогичных параметров впрыска серийного насоса НД21/4, так как целью данной работы является увеличение ресурса плунжерной пары данных насосов при сохранении параметров характеристики подачи.
Варьируемыми параметрами при поиске оптимальных условий топливоподачи являлись величина предварительного натяжения пружины наполнительного клапана Fnpo, давление подкачки Рее, а также различные варианты наполнительного клапана и профиля кулачкового вала насоса.
Данные основных параметров серийного насоса НД и экспериментального насоса сведены в таблице 4.1. На рис. 4.1 представлены осциллограммы экспериментального насоса с двумя вариантами наполнительного клапана на различных скоростных режимах насоса.
Начальными значениями варьируемых факторов при движении к оптимальным значениям функций отклика явились значения теоретических расчетов приведенных в главе 2 данной работы. ход плунжера; ход наполнительного клапана; ход иглы; давление в полости форсунки; закон подачи. а.), б.), в.) - клапан без пояска при частоте вращения кулачкового вала 500,850, и 1150 мин"1 соответственно, давлении подкачки 4 МПа, усилии предварительного натяжения пружины Fnpo - 0.6 Н; г.), д.), е.) - клапан с цилиндрическим пояском, расположенным на расстоянии 1.5 мм от запорного конуса клапана при частоте вращения кулачкового вала 500,850, и 1150 мин"1 соответственно, давлении подкачки 4 МПа, усилии предварительного натяжения пружины Fnpo = 0.6 Н; Результаты испытаний определили следующие значения параметров экспериментального топливного насоса, обеспечивающих закон топливоподачи, соответствующий серийному насосу НД: Величина предварительного натяжения пружины клапана Fnpo 0.6 - 0.9 Н, при жесткости пружины (тпр 30 Н/м Давление подкачки Р«г0.25 - 0.35 Клапан варианта а рис. 1.16с расстоянием от открывающей грани до запирающего конуса равным 1.5 мм. и массой М = 4 гр.
В таблице 4.1 - приведены параметры характеристики топливоподачи экспериментального образца и серийных моделей НД-21/4 и УТН-5, при настройке параметров в соответствии с требованиями двигателя Д-240, при частоте вращения вала насоса пвал-1 ЮОмин"\ цикловой подаче Уц=70мм3
В таблице 4.1 фвп - угол поворота вала насоса за который происходит подача топлива насосом; (AP/Aq )max - крутизна переднего фронта нарастания давления топлива в полости форсунки, Рв тах - максимальное давление в полости распылителя; 6тах - максимальная подача топлива через распыливающие отверстия форсунки за один градус порота вала насоса.
Кроме этого у экспериментального насоса и его серийных прототипов были исследованы скоростные безрегуляторные характеристики, определяющие зависимость цикловой подачи насосом от его скоростного режима. Орган цикловой подачи - втулка-дозатор при этом фиксируется в положении, обеспечивающем номинальную цикловую подачу топлива для двигателей, на которые проектируется насос, на номинальных для этих двигателей оборотах кулачкового вала.
Скоростная характеристика насоса в значительной степени зависит от давления подкачки, поэтому были получены скоростные характеристики насосов на различных давлениях подкачки.
На рис. 4.2 представлены скоростные характеристики серийного насоса НД, серийного насоса серии VE фирмы R.Bosch, а также экспериментального образца опытного насоса, в зависимости от давления подкачки.
На рис. 4.3 представлены полученные зависимости неравномерности цикловой подачи топлива от частоты вращения вала насоса, а также от давления подкачки.
При проведении сравнительных испытаний снимались характеристики с испытуемых насосов, до испытаний, во время испытаний и по окончании испытаний. Решение об окончании сравнительных износных испытаний принималось в связи с выходом основных показателей за пределы допустимых величин, т.е. с достижением величиной износа аварийного значения наиболее износостойкого из испытуемых образцов насоса.
Испытуемые насосы, перед установкой на износный стенд были настроены на одинаковую подачу. Общий цепной привод и питание из одного бака обеспечили идентичность рабочих условий испытуемых насосов. Испытание делилось на этапы продолжительностью по 10 часов. По истечении очередного этапа с установленных насосов одновременно снимались рабочие характеристики подачи, по которым косвенно без разборки и замеров деталей можно судить о величине износа плунжерной пары. К таким показателям относится пусковая подача. Это цикловая подача на режиме пусковой частоты вращения вала насоса: п=80 мин л и положении рычага управления регулятором на максимальной подаче;
Программа обработки результатов экспериментов представлена в приложении Е. На рис. приведены графики, на которых показаны полученные зависимости снижения пусковой подачи насосами на режиме частоты вращения вала насоса п=80 мин \ давление открытия форсунок 27,5 МПа, вязкость топлива 9.9 -10 сСт. при температуре топлива и насосов 35-40С.
Из анализа полученных результатов видно, что по мере увеличения износа уменьшаются пусковая подача пропорционально увеличению утечек топлива через зазоры прецизионных деталей. К тому же, чем больше износ, тем больше количество и размеры абразивных частиц попадающих в зазоры и это в свою очередь ведет к увеличению скорости износа.
