Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса и задачи исследования 5
1.1 Требования к топливной аппаратуре 5
1.2 Влияние технического состояния плунжерных пар на выходные параметры топливного насоса и технико-экономические показатели дизеля 9
1.3 Связь зазора и расхода утечек топлива в плунжерной паре 18
1.4 Обзор существующих методов и средств испытания плунжерных пар 26
Выводы и задачи исследований 40
2 Теоретическое обоснование метода оценки технического состояния плунжерной пары. 42
3 Программа и методика экспериментальных исследований 48
3.1 Программа исследований 48
3.2 Объект исследований 50
3.3 Исследование микрогеометрии плунжерных пар 51
3.4 Испытание плунжерных пар на гидравлическую плотность 54
3.5 Исследование нарастания давления в надплунжерном пространстве ...56
3.6 Методика исследования максимального развиваемого давления плунжерных пар и безмоторных исследований 63
3.7 Математическая обработка результатов исследования 66
4 Результаты экспериментальных исследований 68
4.1 Исследование технического состояния плунжерных пар 68
4.2 Гидравлическая плотность плунжерных пар 84
4.3 Исследование технического состояния плунжерных пар по максимальному развиваемому давлению 87
4.4 Оценка технического состояния плунжерных пар по нарастанию давления в надплунжернои полости 93
5 Практическое использование результатов исследований 98
Выводы 109
Общие выводы 110
Литература 112
Приложения 130
- Влияние технического состояния плунжерных пар на выходные параметры топливного насоса и технико-экономические показатели дизеля
- Обзор существующих методов и средств испытания плунжерных пар
- Исследование нарастания давления в надплунжерном пространстве
- Исследование технического состояния плунжерных пар по максимальному развиваемому давлению
Введение к работе
Актуальность темы. Экономичность, безотказность, долговечность работы дизелей в значительной степени зависит от технического состояния топливной аппаратуры, важным элементом которой являются плунжерные пары. Основные параметры процесса нагнетания топлива, а именно: продолжительность подачи топлива за цикл, скорость нарастания давления топлива и максимальное давление изменяются в процессе эксплуатации в результате изнашивания прецизионных поверхностей плунжерных пар.
В настоящее время оценку технического состояния плунжерных пар топливной аппаратуры дизелей в основном производят по статической гидравлической плотности. Этот метод приемлем для вновь изготовленных плунжерных пар, а в ремонтном производстве применяются пары с различной степенью износа. В результате, при дефектации не обоснованно выбраковываются плунжерные пары, имеющие достаточно большой остаточный ресурс.
Динамические методы испытания плунжерных пар, основываясь на реальном процессе работы топливного насоса, позволяют получить объективную оценку технического состояния плунжерных пар, имеющую непосредственную связь с изменением цикловой подачи топлива, что позволит наиболее полно использовать ресурс плунжерных пар.
Цель работы. Разработать динамический метод оценки технического состояния плунжерных пар для ремонтных предприятий.
Научная новизна. Впервые предложено оценивать техническое состояние плунжерных пар топливной аппаратуры дизелей по скорости нарастания импульса давления в надплунжерном пространстве. Теоретически рассчитана зависимость изменения цикловой подачи топлива от угла нарастания давления, позволяющая рассчитать долговечность плунжерных пар при контроле их технического состояния. Полученные экспериментальные зависимости продолжительности нарастания давления в
4 надплунжернои полости от величины износа плунжерных пар и цикловой подачи топлива.
Практическую ценность работы представляет динамический метод оценки технического состояния плунжерных пар по скорости нарастания импульса давления топлива в надплунжерном пространстве.
Реализация результатов исследований. Разработанный способ оценки технического состояния плунжерных пар принят к внедрению в ГОСНИТИ, а также внедрена в ООО "Ремпрогрес", в учебные процессы Московского автомобилестроительного колледжа и Московского государственного индустриального университета.
Достоверность и обоснованность результатов исследований подтверждаются использованием стандартных, общепринятых методов исследований, современных проверенных контрольно-измерительных приборов и оборудования, применением математических методов их обработки с использованием ПЭВМ, достаточной повторностью и хорошей сходимостью теоретических и опытных данных, эксплуатационными испытаниями.
Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в 17 научных статьях.
Апробация работы. Материалы диссертации докладывались и обсуждались на научно-техническом семинаре ЛСХИ "Диагностика, повышение эффективности, экономичности и долговечности двигателей", научной конференции РГАЗУ (г. Балашиха 2004г.), на заседаниях лаборатории ГОСНИТИ.
1.СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ 1.1. Требования к топливной аппаратуре
Наиболее широко распространенная схема подачи топлива в цилиндр дизеля показана на рис. 1.1. Плунжер 12 топливного насоса совершает возвратно-поступательное движение во втулке 13. Когда он находится в нижнем положении, топливо через впускное окно 10 поступает в надплунжерное пространство 9. При движении вверх плунжер перекрывает это окно, и топливо, приподнимая нагнетательный клапан 7, поступает в топливопровод 4. Когда давление топлива на торцевую поверхность иглы форсунки достигает величины, превышающей усилие пружины 6, прижимающей иглу форсунки к седлу, игла приподнимается над седлом. Топливо при этом с большой скоростью впрыскивается через сопло распылителя в камеру сгорания дизеля [2, 11, 15, 17, 36, 70].
От работы топливной аппаратуры зависят основные мощностные и экономические показатели дизеля, его надежность и стабильность параметров, удельные весовые и объемные характеристики, уровень создаваемого шума, а также токсичность и дымность отработавших газов. Обеспечение высокой технико-экономической эффективности работы дизеля возможно в том случае, когда топливная аппаратура будет удовлетворять ряду следующих специальных требований:
создавать высокое давление в системе топливоподачи;
отмеривать (дозировать) порции топлива, соответствующие нагрузке дизеля;
подавать топливо в камеру сгорания в определенный (наивыгоднейший) момент;
подавать топливо в течение заданного промежутка времени с определенной интенсивностью;
обеспечивать одинаковую подачу топлива во все цилиндры дизеля при любой нагрузке;
- хорошо распиливать и равномерно распределять топливо по объему камеры сгорания [1, 10, 16, 32].
Топливо не сгорает сразу же при поступлении в цилиндр дизеля. Воспламенение и сгорание его являются сложными, непрерывно развивающимися по времени и объему камеры сгорания физико-химическими процессами, которые согласно [82,154], можно условно разбить на пять периодов, [рис. 1.2]
Период индукции 1 /запаздывания, или задержки воспламенения/ длится от начала поступления топлива в цилиндр дизеля до момента видимого горения /момент, соответствующий отрыву линии сгорания на индикаторной диаграмме от линии сжатия/.
Период быстрого /взрывного/ горения характеризуется резким нарастанием давления в цилиндре дизеля. Скорость сгорания почти мгновенно возрастает от практически нулевой до максимальной.
Период управляемого горения 3 длится от конца второго периода до достижения максимального давления. Свое название этот период получил в связи с тем, что характер тепловыделения в этом периоде в существенной степени определяется скоростью подаваемого в цилиндр топлива.
Период основного горения 4 соответствует времени от момента достижения максимального давления до момента, в котором отмечается наибольшая температура цикла. Этот период характеризуется распространением пламени из образовавшихся зон горения по всему пространству камеры сгорания с достижением высокой объемной скорости протекания процессов. [77, 83, 85, 97]
Период замедленного горения 5 определяется как время от момента достижения максимальной температуры до практического конца горения. После окончания основной фазы горения топлива завершение окислительных процессов в цилиндре дизеля, как правило, продолжается и
распространяется на значительную часть такта расширения. На полных нагрузках догорание может длиться даже до открытия клапанов.
Топливная аппаратура должна обеспечивать идентичность подачи топлива в каждый цилиндр дизеля по следующим показателям: цикловой подаче топлива, углу опережения впрыска и характеристике впрыска, а в случае применения многодырчатых распылителей - по подаче топлива через отдельные отверстия распылителя.
Различия в этих показателях приводит к перегрузке некоторых цилиндров двигателя, что сокращает срок его службы, а в форсированных по коэффициенту избытка воздуха дизелях может приводить к ухудшению топливной экономичности [23, 28, 68, 95,109, 116].
Характеристика впрыска определяется на каждом конкретном режиме работы топливной аппаратуры суммарным влиянием гидродинамических параметров всех элементов нагнетательного тракта, которые в свою очередь, зависят от конструкции того или иного элемента, а также от принятых на заводе-изготовителе допусков на точность его геометрии. [3, 20, 26, 45, 46, 47]
Таким образом, обеспечить идентичность характеристики впрыска топлива по цилиндрам дизеля можно только установкой на всех нагнетательных трактах топливной аппаратуры элементов, специально подобранных по идентичности своих гидродинамических параметров [143, 144,175, 178, 182, 186].
Влияние гидродинамических параметров элементов линии нагнетания на процесс топливоподачи можно оценивать комплексно по коэффициенту подачи и углу запаздывания впрыска.
Коэффициент подачи топлива, подаваемого форсункой за один впрыск /qu/, [ ].
ЦН =.._.^ =.--^ (1.1)
С]цігі Псіпл Ііпл.акт.
Геометрическим активным ходом плунжера является та часть общего хода, в течение которой надплунжерное пространство не сообщается с полостью низкого давления.
Геометрический активный ход определяют проливкой топливного насоса под давлением, превышающим давление открытия нагнетательных клапанов. При этом за геометрический активный ход принимают расстояние, проходимое плунжером от начала перекрытия верхним торцем впускного окна втулки до начала открытия отсечного окна винтовой кромки плунжера.
Действительный активный ход плунжера при работе топливного насоса отличается от геометрического активного хода, определенного проливкой на неработающем насосе. Это объясняется тем, что вследствие значительной скорости движения плунжера, сжатие топлива в надплунжерном пространстве начинается раньше, чем плунжер перекроет впускное окно втулки. После открытия отсечного окна какое-то время в надплунжерном пространстве еще будет сохраняться высокое давление за счет дросселирования топлива в узкой щели между винтовой кромкой плунжера и кромкой отсечного окна. [13, 19, 51, 73, 98]
При регулировке всех секций насоса на определенную равную цикловую подачу числитель в уравнении (1.1) будет оставаться неизменным. Если при этом гидродинамические параметры элементов нагнетательных трактов различных секций не будут одинаковы, то равная цикловая подача топлива по секциям насоса будет получена при различном геометрическом активном ходе плунжера. Следовательно, коэффициент подачи по секциям насоса будет характеризовать идентичность их работы. [18, 31, 69, 77,107]
Углом запаздывания впрыска топлива (фз) называют разность
между углом начала подачи (фнп) и углом начала впрыска (фнв) топлива. Его определяют из следующего выражения [84]:
фз = фнп-фнв (1.2)
Угол, на который ось симметрии кулачка топливного насоса не доходит до совмещения с осью симметрии плунжера в момент перекрытия верхним торцем плунжера впускного окна, называют углом начала подачи.
Топливная аппаратура устанавливается на двигатель по углу опережения подачи, определенному по мениску. В связи с этим существенное значение имеет обеспечение равномерности по углу запаздывания впрыска топлива.
Угол, на который не доходит ось симметрии кулачка топливного насоса до совмещения с осью симметрии плунжера в момент начала выхода топлива из форсунки, называют углом начала впрыска топлива. При постоянном угле начала подачи угол начала впрыска топлива может быть различным, вследствие различных величин гидродинамических параметров форсунок, топливопроводов высокого давления и других элементов линии нагнетания [80].
Это следует учитывать при комплектовании элементов ДТА на двигатель.
1.2 Влияние технического состояния плунжерных пар на выходные параметры топливного насоса и технико-экономические показатели дизеля
Топливоподающая аппаратура непосредственно осуществляет необходимую для каждого конкретного двигателя расчетную характеристику впрыска топлива. В процессе эксплуатации детали топливной аппаратуры изнашиваются. Износы имеют различную природу в соответствии с условиями работы деталей аппаратуры. Износы не прецизионных деталей, кроме случаев аварийных поломок, приводят к смещению основных точек регуляторной характеристики и компенсируются, в основном, повторной регулировкой аппаратуры или заменой деталей в соответствии с техническими требованиями к ним.
Наибольшее влияние на работу дизельной топливной аппаратуры оказывает износ плунжерных пар. Определяющим видом изнашивания является гидроабразивное. В топливе всегда имеются твердые механические частицы. Современные фильтры тонкой очистки топлива не в состоянии отделить частицы менее 0,002 мм. Предусмотренный технологией отстой топлива не всегда осуществим в условиях рядовой эксплуатации, а частицы менее 0,001 мм удерживаются во взвешенном состоянии в топливе даже после длительного отстоя. Процесс топливоподачи характеризуется большими перепадами давления. Топливо, перетекая из полостей низкого давления, увлекает за собой твердые механические частицы, которые снимают с поверхностей прецизионных деталей микростружку. Как правило, плунжерные пары в результате такого вида изнашивания имеют местный износ. В результате износа плунжерных пар снижается цикловая подача и растет неравномерность топливоподачи секциями насоса [7, 49,150, 172, 183].
При регулировке топливного насоса высокого давления для обеспечения необходимой цикловой подачи, увеличивают активный ход плунжера. Количество подаваемого топлива возрастает, но растягивается при этом продолжительность впрыска, а при условии сохранения момента начала подачи топлива насосом эта увеличенная доза топлива приходится на конец впрыска, то есть на догорание.
А. И. Толстов показал [159], что при изношенных плунжерных парах за счет увеличения продолжительности подачи топлива заметно ухудшается экономичность процесса сгорания вследствие снижения эффективности использования заключительных порций топлива. При этом сгорание последних порций топлива переносится на этап выпуска, вызывая при этом повышение теплонапряженности поршневой группы, деталей линии выпуска и лопаток турбины.
Из-за увеличения продолжительности впрыска распылитель форсунки за каждый цикл длительнее подвергается воздействию
продуктов сгорания. Его средняя температура за цикл возрастает от 180....190 до 200....210 С. Надежность его снижается [22, 37, 62, 123, 166].
Плунжерные пары на одном насосе работают практически в одинаковых условиях, но износ у них разный [131]. Дело в том, что в настоящее время плунжерные пары при комплектовке в один насос проверяют на гиревых стендах по гидроплотности. Из-за большой погрешности метода в один комплект попадают плунжерные пары с неодинаковым техническим состоянием. Это и является причиной неравномерного износа пары в эксплуатации, а неравномерный износ плунжерных пар увеличивает неравномерность топливоподачи. [177]
Зазор в плунжерных парах рядных топливных насосов находится в пределах 0,6....1,6 мкм. При увеличении зазора в плунжерной паре (уменьшении ее гидроплотности) уменьшается производительность насосной секции, а угол начала впрыска смещается в сторону запаздывания. Кроме того, изменяется продолжительность впрыска топлива [129]. Если при большой частоте вращения кулачкового вала вследствие высокой скорости плунжера и малой продолжительности процесса топливоподачи изменение зазора в плунжерной паре в широком диапазоне (0,6....14 мкм) практически не влияет на основные показатели впрыска рис. 1.2 [171], то при работе на пусковом режиме увеличение зазора приводит к существенному изменению показателей процесса. В результате в линии нагнетания позднее создается давление, достаточное для отрыва иглы распылителя от ее седла, а после отсечки давление в линии нагнетания падает быстрее. В конечном итоге уменьшается коэффициент подачи, увеличивается угол запаздывания впрыска топлива и сокращается общая продолжительность впрыска.
На основании результатов исследования [179] установлено следующее влияние износа плунжерных пар на подачу топлива:
износ плунжерных пар значительно снижает производительность;
наибольшие потери часовой подачи топлива, имеющие место на пусковых оборотах (100...200 мин"1), составляет до 70-73 % от подачи новых плунжерных пар;
с увеличением частоты вращения перетекание топлива у изношенных пар уменьшается, однако и при нормальных оборотах производительность все же меньше на 35 % при максимальном износе, чем насоса с новыми парами;
на пусковых оборотах потеря производительности насоса настолько велика, что не обеспечивает пуск дизеля.
При износе плунжерных пар резко возрастает неравномерность подачи топлива, особенно на пусковых оборотах [164]. Если насос с новыми плунжерными парами имеет неравномерность подачи 7 %, то при изношенных плунжерных парах она возрастает до 63 %. Причиной такого нарушения неравномерности подачи является наличие неодинаковых начальных зазоров в комплекте плунжерных пар и разная глубина местных износов. Вследствие этого имеют место различные зазоры головки плунжера и втулки. При активном ходе плунжера происходит неодинаковые перетекания топлива, результатом чего является высокая неравномерность цикловой подачи топлива [5].
Изношенные пары подают значительно меньше топлива, чем новые. Плунжерные пары с предельным износом подают мало топлива и самовыключаются при малых активных ходах.
Анализируя влияние износа плунжерной пары на подачу топлива можно отметить [88]:
- изношенные плунжерные пары не обеспечивают подачу
необходимого количества топлива на малых оборотах и при
малых активных ходах плунжера;
- плунжеры с местным износом 20....25 мкм при половинном и меньшем активном ходе самовыключают подачу на всех оборотах вала насоса.
При неравномерной или завышенной подаче топлива цилиндр дизеля работает с перегрузкой, не в оптимальном режиме. При ее увеличении возрастает среднее индикаторное давление, уменьшается коэффициент избытка воздуха, повышается температура выхлопных газов и температура деталей: клапанов, головки, поршня, колец [4].
Увеличение тепловой напряженности деталей неизбежно приводит к ухудшению работы распылителей форсунок, интенсивному старению и коксованию масла, ухудшению подвижности поршневых колец [21].
На форсированных современных дизелях неравномерность подачи топлива оказывает значительно большее влияние на изменение экономических показателей, чем на нефорсированных. Поэтому при оценке неравномерности подачи топлива следует учитывать изменения: тепловой напряженности, требований к смазочным маслам и экономических показателей двигателей.
При увеличении подачи топлива значительные трудности представляет осуществление отвода теплоты, т.к. абсолютное количество тепл, не превращаемого в работу, возрастает [43]. Повышение тепловой напряженности может представлять опасность для основных деталей двигателя: головки цилиндров, клапанов, поршня, гильзы цилиндров.
В применяемых в настоящее время двигателях водяного охлаждения увеличение среднего эффективного давления (Ре) на 0,1 МПа приводит к повышению максимальной температуры поршня на 10-25 С, головки блока - примерно на 10 С [61].
Для двигателей с воздушным охлаждением наибольшую опасность представляет повышение температуры головки цилиндров. При повышении Ре на 0,1 МПа температура головки возрастает примерно на
45 С. При повышении Ре с 0,6 до 0,7 МПа температура головки цилиндров выходит за пределы допустимых температур.
Эти данные свидетельствуют о том, что при анализе работы отдельных конструкций двигателей необходимо учесть возможные изменения тепловой напряженности при увеличении неравномерности подачи топлива.
При увеличении нагрузки отмечается рост температуры распылителя форсунки. Многими исследователями [87, 99, 101, 167] установлена зависимость увеличения температуры распылителя от нагрузки и склонность распылителя к закоксовыванию. Интенсивность образования углеродистых отложений в дизелях в большей степени зависит от температуры деталей цилиндропоршневой группы двигатея, состава и полноты сгорания рабочей смеси, емкости системы смазки.
Условия работы масла на двигателе оцениваются показателем напряженности, который может быть определен по формуле:
rGT НЛ
А =
Ка Кохл (1.3)
Fj GM
где:
А - показатель напряженности работы масла на двигателе;
GT - часовой расход топлива;
F - суммарная рабочая поверхность зеркала цилиндра, днища
поршня и головки цилиндра;
і - число цилиндров;
GM - емкость масла в картере;
Ne - эффективная мощность двигателя;
Ка - коэффициент, учитывающий состав рабочей смеси.
Для двигателя Д-240, отрегулированного на мощность 75 кВт,
показатель напряженности равен 360 —/м2 [ ]. Если изменить цикловую
подачу топлива для двигателей Д-240, чтобы изменилась мощность с 75 до
80 кВт при n = 2200 мин "\ то Ре изменится с 0,64 до 0,69 МПа. Коэффициент избытка воздуха изменяется с 1,6 до 1,3, часовой расход топлива увеличится примерно на 13 %.
Напряженность работы повышается почти в 2 раза, а это значит, что для перегруженных цилиндров необходимо иметь новый, более качественный и более дорогостоящий сорт масла для обеспечения надежной работы [174].
Исходя из этих результатов, можно сделать вывод, что для двигателя Д-240, отрегулированного на мощность 75 кВт, длительная работа с неравномерностью подачи, равной 13 %, недопустима и приведет к ухудшению надежности работы [9].
Одним из определяющих факторов при оценке допустимой неравномерности подачи топлива является изменение экономичности работы дизеля [184].
Изменение экономичности при изменении нагрузки (цикловой подачи топлива) зависит не только от характера изменения удельного расхода в зависимости от нагрузки на выбранном скоростным режиме, но и от исходного режима работы, который выбирается за номинальный [169].
Так, например, если номинальная мощность должна быть равной 70 кВт, то при скоростном режиме 2000 мин"1 Ре=0,66 МПа, удельный расход топлива равен 170 г/э.кВт.ч. При увеличении нагрузки на 20 % удельный расход топлива возрастает на 11 г/э.кВт.ч.
Но двигатель Д-240 в соответствии с техническим заданием должен обеспечивать 75-80 кВт при 2200 мин"1. При мощности 80 кВт среднее эффективное давление равно 0,69 МПа, удельный расход топлива 185 г/э.кВт.ч. В случае увеличения нагрузки на 10 % удельный расход топлива возрастает до 196 г/э.кВт.ч., а при увеличении ее на 20 % удельный расход возрастает до 240 г/э.кВт.ч., т.к. двигатель переходит на режим недопустимой нагрузки.
Из этого примера следует, что увеличение неравномерности подачи топлива по цилиндрам двигателя выше 10 % выводит за допустимые техническими условиями значения удельных расходов топлива.
Приведенные данные свидетельствуют о необходимости поисков путей уменьшения исходной неравномерности подачи топлива, т.к. принятое общее направление по форсированию двигателей не может быть осуществлено без повышения требований к топливной аппаратуре и уменьшению неравномерности подачи топлива.
Одна из причин неисправности топливного насоса - заклинивание плунжерных пар [6].
Зависание плунжера относительно втулки в верхнем положении приводит к выключению подачи топлива этой секцией. При заклинивании его в нижнем положении происходит удар и остановка насоса, срез шпоночных соединений, поломка толкателя, подшипников и других деталей.
Зависание плунжеров вызывает заклинивание рейки. Двигатель может не заводиться. При частичном схватывании наблюдается неустойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя.
Наиболее частой причиной зависания и нарушения подвижности плунжерных пар является попадание в зазор прецизионных деталей воды [8, 14]. При этом на трущихся поверхностях нарушается смазывающая топливная пленка, плунжер начинает работать без смазки. Происходит задир прецизионных поверхностей, их нагрев и заклинивание. Присутствие в топливе воды вызывает коррозию плунжера и втулки. На прецизионных поверхностях образуется оксидная пленка толщиной до 0,002 мм с высокой шероховатостью, что вызывает заклинивание плунжера во втулке.
Снижение цикловой подачи и изменение закона подачи является следствием изменения гидродинамических процессов, происходящих в топливной аппаратуре [170].
Отклонение параметров рабочего процесса от оптимальных значений также могут являться результатом колебания геометрических размеров, как отдельных деталей, так и их сопряжений.
В связи с этим при подборе в комплект насоса попадают пары с различным исходным техническим состоянием, которое в дальнейшем определяет характер и темп нарастания изнашивания. Неравномерное изменение параметров подачи топлива также обусловлено последующим влиянием регулировочных операций, при помощи которых компенсируется неоднородность плунжерных пар в комплекте по зазору, активному ходу, углам сверления отверстий втулки, углу наклона винтовой кромки плунжера, конусности, овальности [12, 25, 30, 41, 55, 75, 103].
Весьма неблагоприятно на долговечности топливной аппаратуры сказывается подбор в комплект насоса плунжерных пар с различным исходным техническим состоянием. Существующие способы контроля плунжерных пар при комплектовании их в рядный топливный насос высокого давления, базирующийся на статической гидравлической опрессовке, не в состоянии дать объективную оценку рабочих качеств плунжерных пар. [57, 76, 89, 94, 104, 122, 124]
Следует отметить, что вопросы контроля технического состояния плунжерных пар, бывших в эксплуатации, исследованы недостаточно. Не полностью изучено влияние на надежность топливной аппаратуры комплектование рядных топливных насосов плунжерными парами, подобранными различными способами. В ремонтных предприятиях нет средств надежного контроля технического состояния плунжерных пар, не даны научно обоснованные критерии и технические условия на их выбраковку.
18 1.3. Связь зазора и расхода утечек топлива в плунжерной паре.
Из работ многих авторов известно, что основным фактором, влияющим на техническое состояние плунжерной пары, являются утечки топлива через зазор между плунжером и втулкой в момент нагнетания [119]. Количество перетекающего топлива зависит от зазора между втулкой и плунжером, активного хода и отклонений от правильной геометрической формы рабочих поверхностей втулки и плунжера. Однако, форма поверхностей и зазор в процессе работы изменяются. Поэтому не случаен интерес к решению проблемы с зависимостью зазора и количеством перетекающего через него топлива.
Первой попыткой установить эту зависимость явилась работа B.C. Любинецкого (100), в которой рассматривается условие равновесия кольцевого зазора цилиндра вязкой жидкости с одинаковой толщиной стенки, равной радиальному зазору в плунжерной паре, причем стенки этого цилиндра располагаются симметрично относительно окружности среднего радиуса геометрического зазора.
При выборе формулы автор делает предположение, что изменение скорости по зазору осуществляется симметрично относительно окружности среднего радиуса геометрического зазора, что может быть принято как допущение при относительно малом зазоре.
Формула B.C. Любинецкого с поправкой Г.Г. Калиша [100] имеет вид:
3 71 DPI
Q = , (1.4)
12 p,L
где:
Q - утечки топлива;
D - диаметр плунжера;
19 I - радиальный зазор; Р - перепад давления; L - длина уплотняющей поверхности; [І - абсолютная вязкость топлива.;
Из уравнения B.C. Любинецкого - Г.Г. Калиша видно, что оно идентично уравнению Пуазейля для случая ламинарного течения вязкой жидкости в капиллярном зазоре и может быть применимо только к перетеканию топлива в уплотняющей части плунжера, тогда как решающим участком является зазор в золотниковой части плунжера и соответствующего участка втулки.
Уравнение не учитывает искажений сопряженных поверхностей плунжерной пары от износа. В силу этих предположений, приведенный метод определения утечек невозможно применять для практических целей.
Ю.Ф. Дитякин (54) поставил целью выявить влияние на процесс впрыска просачивания топлива через технологические зазоры прецизионных пар насоса и форсунки, используя уравнение в виде:
27ICP
Q= , (1.5)
I n R/r
где:
С - коэффициент, учитывающий вязкость жидкости и зазор;
R - радиус наружного кольца;
г - радиус внутреннего круга кольца;
В ходе исследований им получено уравнение расхода в следующем виде:
7Г5Р
Q= , (1.6)
6цІ n 1/q
где:
б - зазор в плунжерной паре;
Р - перепад давления; ,
\i - абсолютная вязкость;
р = 1 / q - отношение радиусов, ограничивающих круговое кольцо,
на котором отображена область уплотняющей поверхности
золотниковой части плунжера и втулки с одним отверстием.
С целью проверки теоретических расчетов автором были проведены опыты по опрессовке прецизионных деталей. Эксперименты показали, что просачивание зависит от положения отверстия втулки относительно контура развертки, вопреки теоретическим выводам, которые отрицали подобную зависимость. Несовпадение опытных и теоретических данных Ю.Ф. Дитякин объясняет переменностью зазора, который в свою очередь зависит от «технологического заваливания» кромок верхнего торца головки плунжера.
Другие исследователи (81), проверяя плунжеры без «заваливания» кромок, также установили несовпадение теоретических и экспериментальных данных, что объясняется неточностью приближенного решения задачи методом конформного отображения, поскольку контур развертки головки плунжера достаточно сложен и не может быть с достаточной точностью отображен на поверхности.
Изучению искажения основной закономерности подачи топлива в зазор между сопряженными деталями в зависимости от технического состояния сопряжения плунжер - втулка посвящена работа (63).
Рассматривая теорию нестационарного просачивания через зазор в прецизионной паре, им рекомендуется формула для определения просачивания топлива за время одного активного хода плунжера:
Онест. = Т
8h ВІТ
U+
12 ц
Рк-Ро
-\
т-
;л
6 г»
BTh,
(1.7)
где:
Т - время одного впрыска;
U - скорость плунжера;
С - ускорение плунжера в см/с2;
v - кинематическая вязкость дизельного топлива в кГсм2/с;
L - уплотняющая часть плунжера, см.
Заменив в формуле первый член, который дает тоже самое количество просачивающегося топлива, что и при стационарной опрессовке через [ 8 ] получено:
Онест. = Q +
BThC
т -
.2 Л
(1.8)
Анализируя полученное выражение, Ш.Г. Алиев приходит к выводу, что влияние переменной скорости плунжера при тех периодах подачи и ускорениях плунжера, какие имеют место в топливном насосе, можно вести по формулам для стационарного просачивания, считая скорость плунжера равной ее среднему значению за время подачи [ 3 ].
Полагая, что главная часть утечки топлива будет иметь место в золотниковой части плунжера через окно втулки, автор представил формулу в виде:
ЯІ13 Рк - Ро
Q= * , (1.9)
6\х, In рг/рі
где:
р2 / pi - отношение радиусов кругового кольца, на которое при преобразовании отображается развернутая золотниковая часть плунжера и втулки.
Рассматривая приведенное уравнение, можно сделать вывод, что оно совершенно идентично уравнению, предложенному Ю.Ф. Дитякиным.
Ш.Г. Алиев также утверждает, что количество топлива, которое просачивается в окна втулки не зависит от положения кромок плунжера относительно окон втулки, если зазор в плунжерной паре одинаков по всей длине рабочей части плунжера и на этой рабочей части плунжера нет завалов, эксцентриситета, конусности и износов, которые могут значительно изменить зазор, а следовательно, и количество просачивающегося топлива.
Г.А. Ташкинов, исследуя износ плунжерных пар, вывел формулу для определения зазора по просачиванию топлива применительно к испытанию плунжерных пар на гидравлическую плотность [156]:
\/ 5—7
I = \/ 3/2 цх х , (1.10)
V АР t
где:
I - радиальный зазор; ц, - абсолютная вязкость; АР - давление топлива во втулке; х - активный ход плунжера; D - диаметр плунжера;
t - гидроплотность, с.
Полученный по формуле зазор, определяемый по фактическому просачиванию топлива, автор именует «эквивалентным зазором» учитывающим все искажения геометрической формы плунжерной пары за счет общего и местного износов [157].
Однако по многим данным, приведенным ниже, точность определения гидравлической плотности, особенно по изношенным плунжерным парам, является сомнительной, а формула, основанная на гидроплотности, теряет ценность.
Одним из обобщающих исследований в области влияния изменений гидравлической плотности, особенно на процесс топливоподачи, является работа Д.Ф. Гуревича [49, 50, 51]
Автор дает зависимость между гидроплотностью и зазором в
плунжерной паре, рассматривая процесс просачивания топлива в зазор как
ламинарное течение вязкой жидкости в плоской щели.
ЛА ЯА
Qm = +
Р+1]
JH + О |(Hh-H)cosrf +1
6 I II
6ІІ1
(1.11)
где:
А = — коэффициент гидравлической плотности ;
Н - расстояние в см, от верхнего торца плунжера до впускного отверстия втулки при данном рассматриваемом положении плунжера;
Hh - активный ход плунжера; R - радиус отверстия во втулке, мм; а - угол подъема спирали отсечной кромки в градусах. Приведенная формула, как признает сам автор, является приближенной, так как длина прямолинейных контуров питания при
выводе формулы принята бесконечно большой, тогда как в реальных условиях она имеет конечные размеры. Не учитываются также искажения геометрической формы плунжера и втулки из-за допусков на размеры.
Теории утечек топлива в уплотняющих зазорах плунжерных пар посвящена работа И.Н. Пономарева (130). Предложенное им уравнение имеет вид:
2 5^
под3АР Г Зр
1 +
Q= — U7TD6-
2 12 Цср L
где:
~N
(1.12)
Цср - среднее значение вязкости жидкости за время цикла;
р - эксцентриситет;
Предложенное автором уравнение относится к просачиванию топлива в направляющей, а не в золотниковой части плунжера.
Представляет интерес работа (29) для случая просачивания топлива в золотниковой части плунжера.
Влияние технического состояния плунжерных пар на выходные параметры топливного насоса и технико-экономические показатели дизеля
Топливоподающая аппаратура непосредственно осуществляет необходимую для каждого конкретного двигателя расчетную характеристику впрыска топлива. В процессе эксплуатации детали топливной аппаратуры изнашиваются. Износы имеют различную природу в соответствии с условиями работы деталей аппаратуры. Износы не прецизионных деталей, кроме случаев аварийных поломок, приводят к смещению основных точек регуляторной характеристики и компенсируются, в основном, повторной регулировкой аппаратуры или заменой деталей в соответствии с техническими требованиями к ним.
Наибольшее влияние на работу дизельной топливной аппаратуры оказывает износ плунжерных пар. Определяющим видом изнашивания является гидроабразивное. В топливе всегда имеются твердые механические частицы. Современные фильтры тонкой очистки топлива не в состоянии отделить частицы менее 0,002 мм. Предусмотренный технологией отстой топлива не всегда осуществим в условиях рядовой эксплуатации, а частицы менее 0,001 мм удерживаются во взвешенном состоянии в топливе даже после длительного отстоя. Процесс топливоподачи характеризуется большими перепадами давления. Топливо, перетекая из полостей низкого давления, увлекает за собой твердые механические частицы, которые снимают с поверхностей прецизионных деталей микростружку. Как правило, плунжерные пары в результате такого вида изнашивания имеют местный износ. В результате износа плунжерных пар снижается цикловая подача и растет неравномерность топливоподачи секциями насоса [7, 49,150, 172, 183].
При регулировке топливного насоса высокого давления для обеспечения необходимой цикловой подачи, увеличивают активный ход плунжера. Количество подаваемого топлива возрастает, но растягивается при этом продолжительность впрыска, а при условии сохранения момента начала подачи топлива насосом эта увеличенная доза топлива приходится на конец впрыска, то есть на догорание.
А. И. Толстов показал [159], что при изношенных плунжерных парах за счет увеличения продолжительности подачи топлива заметно ухудшается экономичность процесса сгорания вследствие снижения эффективности использования заключительных порций топлива. При этом сгорание последних порций топлива переносится на этап выпуска, вызывая при этом повышение теплонапряженности поршневой группы, деталей линии выпуска и лопаток турбины.
Из-за увеличения продолжительности впрыска распылитель форсунки за каждый цикл длительнее подвергается воздействию продуктов сгорания. Его средняя температура за цикл возрастает от 180....190 до 200....210 С. Надежность его снижается [22, 37, 62, 123, 166].
Плунжерные пары на одном насосе работают практически в одинаковых условиях, но износ у них разный [131]. Дело в том, что в настоящее время плунжерные пары при комплектовке в один насос проверяют на гиревых стендах по гидроплотности. Из-за большой погрешности метода в один комплект попадают плунжерные пары с неодинаковым техническим состоянием. Это и является причиной неравномерного износа пары в эксплуатации, а неравномерный износ плунжерных пар увеличивает неравномерность топливоподачи. [177] Зазор в плунжерных парах рядных топливных насосов находится в пределах 0,6....1,6 мкм. При увеличении зазора в плунжерной паре (уменьшении ее гидроплотности) уменьшается производительность насосной секции, а угол начала впрыска смещается в сторону запаздывания. Кроме того, изменяется продолжительность впрыска топлива [129]. Если при большой частоте вращения кулачкового вала вследствие высокой скорости плунжера и малой продолжительности процесса топливоподачи изменение зазора в плунжерной паре в широком диапазоне (0,6....14 мкм) практически не влияет на основные показатели впрыска рис. 1.2 [171], то при работе на пусковом режиме увеличение зазора приводит к существенному изменению показателей процесса. В результате в линии нагнетания позднее создается давление, достаточное для отрыва иглы распылителя от ее седла, а после отсечки давление в линии нагнетания падает быстрее. В конечном итоге уменьшается коэффициент подачи, увеличивается угол запаздывания впрыска топлива и сокращается общая продолжительность впрыска. На основании результатов исследования [179] установлено следующее влияние износа плунжерных пар на подачу топлива: - износ плунжерных пар значительно снижает производительность; - наибольшие потери часовой подачи топлива, имеющие место на пусковых оборотах (100...200 мин"1), составляет до 70-73 % от подачи новых плунжерных пар; - с увеличением частоты вращения перетекание топлива у изношенных пар уменьшается, однако и при нормальных оборотах производительность все же меньше на 35 % при максимальном износе, чем насоса с новыми парами; - на пусковых оборотах потеря производительности насоса настолько велика, что не обеспечивает пуск дизеля. При износе плунжерных пар резко возрастает неравномерность подачи топлива, особенно на пусковых оборотах [164]. Если насос с новыми плунжерными парами имеет неравномерность подачи 7 %, то при изношенных плунжерных парах она возрастает до 63 %. Причиной такого нарушения неравномерности подачи является наличие неодинаковых начальных зазоров в комплекте плунжерных пар и разная глубина местных износов. Вследствие этого имеют место различные зазоры головки плунжера и втулки. При активном ходе плунжера происходит неодинаковые перетекания топлива, результатом чего является высокая неравномерность цикловой подачи топлива [5]. Изношенные пары подают значительно меньше топлива, чем новые. Плунжерные пары с предельным износом подают мало топлива и самовыключаются при малых активных ходах. Анализируя влияние износа плунжерной пары на подачу топлива можно отметить [88]: - изношенные плунжерные пары не обеспечивают подачу необходимого количества топлива на малых оборотах и при малых активных ходах плунжера; - плунжеры с местным износом 20....25 мкм при половинном и меньшем активном ходе самовыключают подачу на всех оборотах вала насоса. При неравномерной или завышенной подаче топлива цилиндр дизеля работает с перегрузкой, не в оптимальном режиме. При ее увеличении возрастает среднее индикаторное давление, уменьшается коэффициент избытка воздуха, повышается температура выхлопных газов и температура деталей: клапанов, головки, поршня, колец [4]. Увеличение тепловой напряженности деталей неизбежно приводит к ухудшению работы распылителей форсунок, интенсивному старению и коксованию масла, ухудшению подвижности поршневых колец [21]. На форсированных современных дизелях неравномерность подачи топлива оказывает значительно большее влияние на изменение экономических показателей, чем на нефорсированных. Поэтому при оценке неравномерности подачи топлива следует учитывать изменения: тепловой напряженности, требований к смазочным маслам и экономических показателей двигателей. При увеличении подачи топлива значительные трудности представляет осуществление отвода теплоты, т.к. абсолютное количество тепл, не превращаемого в работу, возрастает [43]. Повышение тепловой напряженности может представлять опасность для основных деталей двигателя: головки цилиндров, клапанов, поршня, гильзы цилиндров. В применяемых в настоящее время двигателях водяного охлаждения увеличение среднего эффективного давления (Ре) на 0,1 МПа приводит к повышению максимальной температуры поршня на 10-25 С, головки блока - примерно на 10 С [61].
Обзор существующих методов и средств испытания плунжерных пар
Указанный метод с определенным приближением может быть использован для новых плунжерных пар, но он не пригоден для плунжерных пар, имеющих износ, в связи с искажением спряженных поверхностей и увеличением зазора в местах местного износа.
Таким образом, в имеющихся в настоящее время исследованиях вопросы определения расхода утечек топлива в зазор плунжерной пары связаны с определением зазора в сопряжении «плунжер-втулка», что допустимо лишь для новых изделий, и не пригоден для плунжерных пар, бывших в эксплуатации и имеющих местные износы на прецизионных рабочих поверхностях. Это обуславливает необходимость в проведении работы по изучению увеличения расхода утечек топлива в процессе эксплуатации и их влияния на характеристику процесса подачи топлива, что также позволит объективно подойти к выбору способа оценки состояния плунжерных пар.
Оценку технического состояния плунжерных пар проводят в процессе эксплуатации и при ремонте дизельной топливной аппаратуры. Критерием работоспособности новых плунжерных пар является зазор между рабочими поверхностями плунжера и втулки, а для бывших в эксплуатации - местный износ прецизионных поверхностей плунжера и втулки или утечки топлива [122, 124].
Зазор определяется с помощью измерительных приборов с точностью 0,0001 мм. Этот метод применяется, в основном, на заводах-изготовителях топливной аппаратуры. По результатам измерений происходит сортировка по размерным группам плунжеров и втулок с последующей комплектацией [105].
При дефектации плунжерных пар, бывших в эксплуатации, измеряется максимальная глубина местного износа на прецизионной поверхности плунжера в зоне головки [64]. Износ на головке плунжера чаще всего имеет форму желоба. В зависимости от условий работы дизеля ширина желоба может быть различной при одинаковой глубине, поэтому с целью повышения точности, предлагается метод измерения площади сечения желоб [48]. При применении данного метода оценки технического состояния плунжерных пар повышается трудоемкость проведения измерений и сложность обработки результатов.
Для определения погрешности формы и износа прецизионной поверхности плунжерных пар применяют различные профилографы [65]. Профилографы позволяют отображать износы в многократном увеличении в линейных или угловых координатах. Как правило, эти приборы применяются при исследованиях в лабораторных условиях. Профилограммы снимают в определенном сечении плунжера или втулки (рис.1.3)[115]. Износы на прецизионной поверхности плунжера отличаются не только по ширине и глубине «желоба», но и по длине распространения износа. Измерительных средств для оценки местного износа по трем параметрам нет, да и их применение было бы затруднено в связи со сложностью обработки результатов измерений. На ремонтных предприятиях иногда применяют метод с визуальной оценкой зоны износа [74]. Главным выбраковочным признаком плунжера является состояние участка поверхности головки, расположенного против впускного отверстия втулки. Если на этом участке (ширина по окружности 4,5-5 мм, длина 9,5-10 мм) от верхнего торца головки плунжера идут продольные глубокие бороздки, которые распространяются за середину головки, а поверхность от большого количества бороздок имеет матовый цвет, то плунжер выбраковывают[121].
Проверяют так же состояние поверхности, прилегающей непосредственно к отсечной кроме. Осматривают через лупу поверхность вдоль всей винтовой кромки, особенно участок, расположенный против перепускного отверстия втулки плунжера. Матовый цвет поверхности и наличие мелких рисок свидетельствуют о большом износе, и плунжерная пара при этом выбраковывается [72].
Зазор в сопряжении плунжер-втулка не может являться критерием оценки технического состояния плунжерных пар, особенно при ремонте топливной аппаратуры, потому что это величина переменная. Она изменяется не только от появления локальных участков износа, но и от монтажных деформаций, давления топлива [140]. Это обуславливает значительную неравномерность зазора по длине плунжерной пары и делает практически невозможным его измерение.
Определение зазора в плунжерных парах — весьма трудоемкая операция, требует сложные приборы высокого класса точности и высококвалифицированного обслуживающего персонала. Однако, определение зазоров в плунжерных парах не характеризует в полной мере их уплотняющих свойств, особенно это видно при наличии местных износов [33]. Это объясняется тем, что зазор определяется лишь в некоторых местах или поясах прецизионных поверхностей плунжера и втулки, а уплотняющие свойства плунжерной пары зависит от качества выполнения и степени изнашивания всей рабочей поверхности деталей, оценку которого сделать весьма сложно. Поэтому оценку технического состояния плунжерных пар производят различными методами, используя комплексные показатели [24, 27, 53, 86].
Наиболее широкое распространение получил метод оценки технического состояния плунжерных пар, основанный на измерении времени перетекания через зазор плунжерной пары рабочей жидкости под постоянным давлением. На основе данного принципа работают гиревые стенды, приборы КИ-1640А, КИ-3369 [44,90].
Для определения гидроплотности плунжерных пар на указанных приборах втулку плунжера заполняют рабочей смесью. Предварительно у втулки по торцу закрывают отверстие притертой пластиной. Плунжер устанавливают в определенное положение и нагружают заданным усилием. В момент приложения осевого усилия включают секундомер.
Исследование нарастания давления в надплунжерном пространстве
Для измерения интервалов времени применяется частотомер 43-33 с диапазоном от 10" до 100 с. Движение поршня гидроаккумулятора регистрируется индукционным датчиком YWT302, затем сигнал поступает на усилитель ИМ131 и на второй канал осциллографа. Двухлучевой осциллограф С1-75 позволяет одновременно наблюдать и фотографировать процесс нарастания давления в надплунжерном пространстве и характер перемещения гидроаккумулятора. Настройку и контроль гидроаккумулятора осуществляют, подсоединения его к прибору для контроля и регулировки форсунок «Testmaster» фирмы Hartridge (Великобритания) (рис. 3.6). Создавая давление в надплунжерном пространстве, фиксируют давление начала перемещения поршня. Регулировка давления начала подъема поршня гидроаккумулятора производится затяжкой поджимных пружин. На этом же приборе осуществляется тарировка датчика давления. Тарировка индуктивного датчика перемещения производится с помощью индикаторной головки. Исследование фронта нарастания давления производится с плунжерными парами различной степени износа. Для этого они поочередно устанавливаются в устройство. Сверху на плунжерную пару устанавливается седло нагнетательного клапана и поджимается гидроаккумулятором. Устройство позволяет изменять угол поворота плунжера во втулке, регулируя, таким образом, активный ход. Продолжительность фронта нарастания давления замеряется с помощью частотомера, а также на экране осциллографа при различных угловых положениях плунжера, с интервалом примерно в 3. При этих же угловых положениях замеряется цикловая подача топлива при п= 100 мин"1. Для этого с корпуса устройства снимается гидроаккумулятор и устанавливается нагнетательный клапан, штуцер, топливопровод высокого давления и форсунка. Затем методом «проливки» определяется активный ход плунжера. Для этого удаляется нагнетательный клапан, и к штуцеру подсоединяется тонкая стеклянная трубка. В надплунжерной полости создается давление топлива 0,03 МПа. Прокручивая за маховик стенда, определяют углы (на маховике) начала и конца истечения топлива из трубки, т.е. положения начала и конца активного хода. Затем удаляется штуцер, и с помощью индикаторной головки, замеряется ход плунжера между двумя отмеченными точками.
Техническое состояние плунжерных пар по максимальному развиваемому давлению определялось на стенде КИ-15711, на который устанавливался шестисекционныи топливный насос высокого давления ЯЗТА без регулятора. В качестве рабочей жидкости применялось дизельное топливо марки Л ГОСТ 305-82 вязкостью 4,5 10" м /с при температуре 25 С. Температура топлива в баке стенда поддерживалась автоматически. Давление топлива на входе в топливный насос создавалось стендовым топливоподкачивающим насосом, и было установлено 0,11 МПа. Максимальное развиваемое давление замерялось манометром. При каждом положении плунжера производилось не менее трех замеров, на основании которых определялся средний показатель замера.
К поворотной втулке плунжера крепилась стрелка, а к корпусу ТНВД градуированная шкала. Поворот плунжера во втулке осуществлялся при помощи рейки топливного насоса, которая затем фиксировалась в корпусе ТНВД. За начало отсчета угла поворота плунжера во втулке принималось такое положение плунжера, при котором ось отверстия плунжера находится в одной плоскости с осями отверстий втулки.
Безмоторные исследования проводятся с целью оценки эффективности методов испытаний плунжерных пар на контрольно-регулировочном стенде «Bosch» (рис. 3.7). На стенд устанавливается топливный насос высокого давления с комплектом стендовых форсунок и топливопроводов высокого давления. Топливный насос предварительно проверяется и, в случае необходимости, регулируется. В одну и ту же секцию топливного насоса поочередно устанавливаются плунжерные пары, регулируется номинальная подача топлива и замеряется цикловая подача на режиме пуска.
Плунжерные пары типа ЯМЗ на режиме пуска показывают сравнительно небольшое уменьшение цикловой подачи топлива. Для оценки технического состояния плунжерных пар типа ЯМЗ по выходным параметрам, а именно, по степени снижения цикловой подачи, измерение подачи топлива производится при закрепленной рейке топливного насоса и активных ходах плунжера, равных 4,3 мм и 2,4 мм. Активный ход плунжера определяется методом проливки, описанным ранее.
Исследования безотказности и долговечности (ресурса) топливной аппаратуры показали, что основным ресурсным отказом топливных насосов высокого давления в эксплуатации является снижение цикловой подачи топлива на режиме пуска, как следствие износа плунжерных пар. Цикловая подача на режиме пуска в 2 и более раза выше, чем на номинальном режиме, а время подачи больше. Вследствие этого объем утечек топлива на пусковом режиме значительно возрастает. В то же время, если топливный насос не обеспечивает запуск двигателя, то проверять его параметры не имеет смысла. Поэтому при проведении данных исследований цикловая подача на режиме пуска принимается за основной функциональный параметр плунжерных пар, а по степени ее снижения производят оценку их технического состояния.
Исследование технического состояния плунжерных пар по максимальному развиваемому давлению
По результатам исследований предложен динамический метод оценки технического состояния плунжерных пар.
Стенд для реализации предлагаемого метода (рис.5.1.) содержит секцию 1 топливного насоса высокого давления рядного типа без нагнетательного клапана, топливопровод высокого давления 2, стендовую форсунку 3, датчик давления 4 с пороговым блоком 5, установленный в штуцере секции высокого давления. К датчику давления подсоединены два измерителя времени 6 и 7. Датчик давления с измерителями времени и пороговым блоком образуют измерительное устройство. В состав стенда входит исполнительный механизм 8, предназначенный для поворота плунжера 9. Стенд снабжен блоком памяти 10, блоком управления 11, счетно-решающим блоком 12, классификатором (Кл) 13 и электронным табло 14.
Привод 15 для перемещения плунжера выполнен в виде кулачкового механизма. Впрыск топлива производится форсункой 3 в бак 16. Отсутствие нагнетательного клапана обусловлено тем, чтобы при измерении параметров импульса давления на результаты испытаний не влияли его гидравлические характеристики. Пороговый блок 5 предназначен для регистрации заданного уровня поступающего с датчика импульса давления, преобразованного в электрический сигнал. Датчик давления 4 может быть реализован в виде двузапорных устройств с регистрацией определенного уровня давления.
Измерители времени 6 и 7, например электронные секундомеры, предназначены для измерения временных параметров импульса давления с точностью до 0,01 с. Профиль кулачка привода 15 выполнен таким, что при стабильном вращении привода кулачкового вала (с погрешностью не более ±2 мин"1) на пусковом режиме толкатель поднимается равномерно на одну и ту же высоту. При этом форма переднего фронта импульса давления имеет линейную по времени характеристику, обусловливающую оптимальную точность измерения. Изменение углового положения плунжера, происходящее в диапазоне, соответствующем изменению активного хода от 0,33 до 0,67 номинальной величины с фиксацией длительности импульсов измерителями времени 6 и 7, обусловлено тем, что данный диапазон изменения активного хода является рабочим для топливного насоса в реальных условиях эксплуатации дизеля. Угол поворота плунжера между положениями в указанном диапазоне целесообразно выбирать не менее 15. Меньшие углы предопределяют использование измерительных устройств повышенной точности.
По команде блока 11 управления исполнительный механизм 8 устанавливает поводок плунжера 9 в исходное положение фі запускается привод 15 и осуществляется впрыск топлива через топливопровод 2 и стендовую форсунку 3 в бак 16 за один ход плунжера, который с помощью датчика 4 давления преобразует импульс давления в электрический импульсный сигнал, подаваемый одновременно на пороговый блок 5 и измерители 6 и 7 времени, причем измеритель 6 времени дополнительно соединен с датчиком 4 через пороговый блок 5.
Предлагаемое устройство можно использовать в качестве дополнительного оборудования к стенду типа КИ- 15711, а также автономно, в зависимости от предполагаемого объема испытания плунжерных пар.
В настоящее время в ремонтном производстве для оценки технического состояния плунжерных пар применяется статический метод испытания плунжерных пар. Техническое состояние плунжерных пар определяют по времени перетекания через зазор между плунжером и втулкой определенной дозы рабочей жидкости. Этот метод приемлем для плунжерных пар с зазором менее 0,005 мм, а при зазоре свыше 0,005 мм время перетекания жидкости близко к нулю. Применение данного метода при зазоре свыше 0,005 мм не представляется возможным. Плунжерные пары изготавливаются с зазором 0,001...0,002 мм. В течение примерно 1000 моточасов эксплуатации этот зазор увеличивается до 0,005 мм, и все плунжерные пары, поступившие в ремонт после первого года эксплуатации, выбраковываются и заменяются новыми, а они могут эксплуатироваться до 5-6 тыс. моточасов до образования зазора до 0,015 мм.
Проведенные сравнительные испытания плунжерных пар существующим (гидравлическая опрессовка) и предлагаемым методом показали, что для вновь изготовленных плунжерных пар результаты испытаний совпадают. Продолжительность времени нарастания давления значительно стабильнее, с меньшим разбросом результатов для каждой испытуемой пары и не зависит от активного хода в диапазоне 0,3- 0,7 максимального значения, При комплектовании топливных насосов плунжерными парами по времени нарастания давления значительно снижается неравномерность подачи топлива на режимах холостого хода, максимальной нагрузки и пуска.
Применение предлагаемого динамического метода испытания плунжерных пар устраняет недостатки существующего статического метода, позволяет проводить испытание плунжерных пар с различной степенью износа и последующей оценкой их технического состояния в динамическом режиме. При внедрении данного метода в ремонтном производстве значительно сократится расход плунжерных пар в качестве запасных частей, за счет полного использования ресурса работы плунжерных пар, а также уменьшится удельный расход топлива дизелем при подборе в комплект плунжерных пар с одинаковым расходом топлива через зазор в плунжерной паре и уменьшением степени неравномерности подачи топлива на всех режимах работы дизеля. Данный метод обладает достаточно высокой производительностью, большой точностью, прост в эксплуатации, несложен в изготовлении.
