Содержание к диссертации
Введение
Глава I Анализ состояния вопроса и задачи исследования
1.1 Условия работы тракторных дизелей в эксплуатации 8
1.2 Основные параметры топливоподачи и закономерности их влияния на показатели работы тракторного дизеля 12
1.3 Особенности топливоподачи тракторного дизеля в эксплуатационных условиях 21
1.4 Основные направления совершенствования эксплуатационных характеристик топливоподагощей аппаратуры тракторных дизелей 27
1.5 Методы и средства контроля эффективности функционирования топливоподающих систем дизелей. Цель и задачи исследования 32
Глава 2. Теоретические предпосылки контроля параметров топливоподачи тракторных дизелей
2.1 Обоснование возможности повышения эффективности функ ционирования ТПА 43
2.1.1 Идентификация процесса топливоподачи с учетом гидродинамических явлений в топливопроводах высокого давления 43
2.1.2 Моделирование процесса топливоподачи в переходных процессах изменения угловой скорости вала двигателя 57
2.2 Определение основных параметров системы стабилизации остаточного давления в топливопроводе высокого давления 64
2.3 Методические аспекты оценки параметров топливоподачи при испытаниях ТПА 70
Глава 3. Методика экспериментальных исследований
3.1 Программа исследования 78
3.2 Методы стендовых испытаний 79
3.3 Структура информационного обеспечения испытаний ТПА двигателя 83
3.4 Методика выбора параметров измерительного комплекса 94
3.5 Оценка погрешностей измерения 100
3.6 Разработка алгоритмов и программ контроля основных пара метров топливоподачи тракторного дизеля для ЭВМ 102
Глава 4. Результаты экспериментальных исследований
4.1 Особенности формирования показателей топливоподачи в тракторных дизелях 106
4.2. Оценка показателей топливоподачи в условиях стендовых ис пытаний 111
4.3 Влияние остаточного давления на межцикловую неравномерность 115
4.4 Результаты испытаний топливного насоса УТН-5 с использованием разработанных методов и средств 120
4.5 Улучшение показателей топливоподачи за счет применения демпфирующих устройств на линии нагнетания 123
4.6 Расчет экономической эффективности технологии испытания топливных насосов 125
Общие выводы 129
Литература
- Условия работы тракторных дизелей в эксплуатации
- Обоснование возможности повышения эффективности функ ционирования ТПА
- Программа исследования
- Особенности формирования показателей топливоподачи в тракторных дизелях
Условия работы тракторных дизелей в эксплуатации
Неустановившийся характер нагрузок при эксплуатации тракторных дизелей предъявляет повышенные требования к качеству регулировок всех систем, и в первую очередь к топливоподагощеи аппаратуре. Неустановившийся режим работы дизеля формируется, прежде всего, изменениями крюкового усилия трактора.
По данным исследователей [2, 8, 72, 101, 106], тяговые усилия на крюке трактора изменяются по закону Гаусса-Лап ласа и колеблются в широких пределах. Так частотный спектр тягового сопротивления плуга изменяется от 0 до 10 Гц с выраженными максимумами дисперсии в пределах частот от 0...0,75 Гц и 2,5...4,0 Гц. В зоне частот 0,75...2,5 Гц дисперсии примерно постоянны, а при частотах более 4 Гц они уменьшаются [75, 106].
Для тракторных агрегатов степень неравномерности нагрузки колеблется от 0,12 до 0,35; при этом нагрузка изменяется по амплитуде и частоте. В работе [2] отмечается, что период колебания тягового сопротивления при изменении скорости движения от 4,8 до 7,3 км/ч изменяется от 0,303 до 0,22 с, частота его колебаний - от 3,3 до 4,55 цикл/с, степень неравномерности - от 0,2 до 0,162.
Неустановившийся характер нагрузки существенно влияет на скоростной режим двигателя, вызывает колебания частоты вращения коленчатого вала, что приводит к снижению мощности, экономичности и ухудшению экологических показателей тракторного дизеля, снижению скорости движения и производительности машинно-тракторного агрегата.
При неравномерной нагрузке нельзя получить мощность двигателя, равную максимальной мощности при равномерной нагрузке. Основная причина ухудшения показателей двигателя - нарушение стабильности соотношений цикловой подачи и воздушного заряда, отмечают ученые [8, 35, 64, 73, 99, 105, 125].
Экспериментальными исследованиями установлено, что в связи с ухудшением топливоподачи и воздухоснабжения тракторного дизеля без наддува в неустановившихся режимах работы неравномерность среднего индикаторного давления по цилиндрам может достигать 30%, а понижение топливной экономично сти достичь 10...15%. На отдельных режимах уменьшение цикловой подачи относительно статической характеристики может составить 20...40% [127, 134].
Анализируя данные, полученные в результате эксплуатационных испытаний тракторов [91], Ю.К. Киртбая отмечал наличие гармонических колебаний тягового сопротивления с различной частотой и предложил выделить из всего спектра частот составляющие: микроколебания, мезоколебания и макроколебания. Дальнейшие исследования привели к еще большей дифференциации составляющих спектра колебаний.
Группой исследователей сначала в ГІАТИ, а затем в МГАУ имени В.П.Горячкина под руководством Г.М. Кутькова был проведен анализ тяговой нагрузки Ркр трактора на пахотных работах [101], Ими установлено, что тягово-динамические процессы в МТА обусловлены, прежде всего, неравномерным тяговым сопротивлением сельскохозяйственных орудий, воздействием неровностей поля на подвеску остова трактора, подворотами и колебаниями, возникающими в тракторе. Суммарная этих воздействий поступает на коленчатый вал двигателя в виде функции момента сопротивления Мс = f(t), закон изменения которой характеризуется многообразием составляющих и условий, при которых эти составляющие возникают. Тяговое сопротивление Ркр и момент сопротивления Мс определены как случайные функции. Исследователям удалось выделить основные составляющие случайного процесса колебаний нагрузки на крю-ке(табл. 1.1) [101].
Как видно из табл. 1.1, отдельные колебания не являются строго гармоническими функциями. Особенно это заметно по первой составляющей, для которой период колебаний находится в диапазоне Т = 4...15 с. Максимальные амплитуды колебаний для разных передач находились в диапазоне частот 2...2,3 Гц. Анализ возможных причин возникновения каждой из составляющих функций тягового сопротивления показал, что две составляющие (первая и четвертая) из пяти возникают вследствие взаимодействия трактора и орудия с почвой, еще две (вторая и третья) совпадают с собственной частотой колебаний в подвеске остова трактора и одна (пятая) генерируется в гусеничной ходовой системе [101].
Первоначальное представление о гармоническом характере изменения внешних воздействий не отражало полностью явлений, происходящих при эксплуатации МТА. Условия работы сельскохозяйственных агрегатов значительно сложнее и разнообразнее. Поэтому в последующие годы выполнено много работ [100, 106], посвященных изучению процессов в мобильных машинах, как случайных в вероятностно-статистическом смысле. Эти работы позволили глубже понимать процессы, протекающие при работе современных энергонасыщенных МЭС.
В работах [101, 106] сделана попытка систематизации динамических воздействий с точки зрения влияния их на эксплуатационные качества тракторов. Все динамические процессы в МЭС по виду их проявления предлагается подразделять на: переходные и установившиеся динамические процессы; крутильные колебания в приводе и колебания в системе автоматического регулирования (САР) двигателя, низкочастотные и высокочастотные (вибрации) колебания отдельных деталей, периодические и случайные процессы, возникающие вследствие взаимодействия трактора и орудия с почвой, а также колебания, генерируемые отдельными агрегатами и системами трактора. Предложено колебательные процессы анализировать по частоте, амплитуде, характеру изменения, источнику генерации, а также по другим признакам. По характеру влияния на энергетические показатели МЭС колебательные процессы автором [106] разделены на три основные группы: колебания отдельных деталей трактора; крутильные колебания в многомассовой динамической системе «двигатель - силовой привод»; низкочастотные колебания и переходные процессы в системах регулирования частоты вращения коленчатого вала двигателя и других элементах трактора.
Обоснование возможности повышения эффективности функ ционирования ТПА
Как показал проведенный в первой главе анализ, при функционировании топливоподающей аппаратуры в реальных условиях — наблюдается нестабильная ее работа, приводящая к ухудшению эксплуатационных качеств тракторных дизелей. Главными причинами нестабильности ТА в эксплуатации являются неустановившейся режим работы тракторного дизеля, а также практическая невозможность ее обнаружения из-за несовершенства методов оценок и средств контроля характеристик тонливоподачи при испытании ТА на типовых контрольно-регулировочных стендах. Повышение стабильности функционирования ТА требует разработки и совершенствования оперативных методов моделирования рабочих процессов, протекающих в топливоподающей аппаратуре.
На сегодняшний день в практике исследований рабочих процессов в топливоподающей аппаратуре широко применяется гидродинамический метод расчета [57, 134]. При всех положительных сторонах, этот метод достаточно трудоемок, что не всегда удобно его применять для оперативного решения вопросов, связанных с прогнозированием характеристик впрыска при изменении регулировочных параметров цепи топливоподачи. В работе разработана упрощенная модель функционирования ТА, построенная на основе движения вязкой жидкости по топливопроводу от насосной секции до камеры сгорания дизеля [57].
Расчетная схема системы топливоподачи приведена на рис.2.1. Движение вязкой жидкости в общем виде может быть представлено уравнениями сохранения массы и энергии [105]
Система уравнений (2.4) представляет собой нелинейную систему и для ее решения необходимо термодинамическое соотношение между плотностью р и давлением р. В качестве такого соотношения для жидкостей при ограничениях на изменение плотности можно принять линейное соотношение [99] p pQ = a2(p-pQ), (2.5) где р0 давление в топливе с плотностью р0, Па; - - а - скорость распространения возмущения давления в топливе, м/с. Уравнение (2.5) используют в гидродинамике для процессов, в которых давление не зависит от температуры [57]. При движении топлива в топливопроводе изменения температуры незначительны, и влиянием этих изменений на изменение давления можно пренебречь [57, 105].
Построение математической модели разобьем на несколько этапов. Первый - этап образования избыточного давления в плунжерной камере до открытия нагнетательного клапана.
Допустим, что потерями топлива в насосе из-за утечек между плунжером и стенками гильзы можно пренебречь (на практике эти потери для технически исправных пар составляют менее 5%) [99]. Таким образом, при движении плунже-ра масса топлива в камере остается постоянной до открытия нагнетательного клапана
Соотношение (2.11) позволяет при известном уравнении движения плунжера определять изменение плотности топлива и по соотношению (2.5) находить давление, возникающее в плунжерной камере до открытия нагнетательного клапана. Исходно необходимо знать закон движения плунжера х в зависимости от угла поворота кулачка, который в свою очередь связан с частотой вращения коленчатого вала. Смещение плунжера зависит от профиля кулачка. При определении закона движения для расчетов использовалась развертка профиля кулачка насоса УТН-5. Используя числовые значения, приведенные в работе [40, 134],
Максимальное смещение кулачка для топливного насоса УТН-5 равно 8 мм. Однако у плунжера имеется холостой ход - расстояние, которое он проходит до перекрытия впускного окна. Только после перекрытия этого окна начинается нагнетание давления в плунжерной камере. Для насосов типа УТН-5 холостой ход плунжера равен 2 мм. Для построения этой кривой находилось значение времени, при котором х=2, и начина я с этого значения времени строилась кривая. С учетом этого обстоятельства расчетная кривая принимает вид (рис.2.3)
Как видно па рис. 2.4 происходит очень быстрый рост давления. На самом деле такого роста давления в плунжерной камере не наблюдается. Это связано как с ограничениями, накладываемыми применением приближенной формулы (2.5), так и с тем, что при достижении определенного значения давления происходит открытие нагнетательного клапана и выравнивание давления в плунжерной камере и входным участком топливопровода. Давление, при котором происходит срабатывание нагнетательного клапана, определяется коэффициентом жесткости пружины к предварительным сжатием пружины Я, площадью поперечного сечения клапана со стороны плунжерной камеры SKau и со стороны топливопровода Smom, а так же остаточным давлением рост в топливопроводе. По этому давление в плунжерной камере рассчитывается по формуле (2.5) только до момента открытия клапана, т.е. до значения роткр, определяемого условием Роткр кам Рост " тот к л (2.13)
Для значений параметров = 7.6-10 н!м, Л = 0.011ЛЇ, SKaA( = 8;г-10 м , 5 -9.3-10 м , Р„=2л//7а получаем, что ршт.р=234мПа. Этому значению давления соответствует момент времени Тп открытия клапана, равный ТО111!.р = 0.00\555сек. Этим значением времени ограничивается первый этап моделирования и применимость формулы (2.12). Таким образом, рост давления в плунжерной камере на первом этапе имеет вид (рис. 2.5)
Программа исследования
С целью оценки адекватности математической модели и проверки эффективности разработанных методов и средств контроля и улучшения параметров топливоподачи были проведены безмоторные и моторные испытания топливного насоса высокого давления.
Весь объем экспериментальных исследований, согласно поставленных задач был разделен на три этапа. Целью первого цикла опытов явилось уточнение параметров характеристик топливоподачи тракторного двигателя при проведении безмоторных и моторных стендовых испытаний топливного насоса. По результатам данных исследований производилась проверка адекватности математической модели, определялись значения межцикловой неравномерности на различных режимах работы. При вычислении цикловой подачи учитывался закон изменения противодавления, что позволило оценить влияние противодавления при регулировании ТНВД в стендовых условиях.
Целью второго цикла опытов являлось определение закономерностей влияния параметров ТПА па межцикловую неравномерность на различных скоростных и нагрузочных режимах при установке ТНВД на двигателе. Параллельно определялось влияние межцикловой неравномерности на выходные показатели двигателя. По результатам данных исследований определялись коэффициенты регрессионных уравнений соответствующих показателей, находились максимально значимые факторы, влияющие на межцикловую неравномерность.
На третьем этапе исследовались изменения параметров топливоподачи в условиях применения стабилизатора впрыска. Целью данных исследований было получение отличительных закономерностей использования стабилизатора, при оценке его влияния на показатели работы ТНВД и двигателя.
Результаты экспериментальных исследований в целом были использованы при разработке мер по улучшению технического сервиса топливоподающей аппаратуры тракторного двигателя. В качестве объекта исследования был выбран ТНВД УТН-5 установленный на тракторный двигатель Д-240. Испытания проводились по общим и частным методикам, отраженным в работах [49, 52, 53].
Для выявления параметров, наиболее значимо влияющих на межцикловую неравномерность, был спланирован полнофакторный эксперимент [1, 55, 71]. Применение метода планирования эксперимента дала возможность одновременного изучения влияния главных факторов на межцикловую неравномерность.
Межцикловая неравномерность как выходной параметр соответствует следующим требованиям: - изменяется при любом изменении факторов, определяющих работоспособность насоса; - является информационным параметром; - статистически эффективный параметр, т.е. измеряется с достаточной точностью, что позволяет сократить до минимума дублирование опытов; - однозначный параметр, т.е. максимизирует либо минимизирует только одно свойство процесса.
В качестве варьируемых факторов выбирались: давление впрыска, Р(]1; частота вращения двигателя, пд, положение рейки, hp. В табл. 3.1 приведены интервалы и уровни варьируемых факторов. Для реализации всевозможных сочетаний уровней факторов был использован полный факторный эксперимент типа 23.
При составлении матрицы планирования, кодированные значения факторов определялись по форімуле [55]: , = , (3.1) где X;- кодированное значение фактора; ХІ - абсолютное значение фактора; хо - абсолютное значение основного уровня; Ji - интервал варьирования; і - номер фактора.
Для исключения влияния систематических ошибок при постановке опытов, запланированных матрицей (табл.3.2), была проведена предварительная их рандомизация [55].
По каждой точке плана матрицы планирования устанавливали действительные значения факторов, верхних и нижних уровней, в порядке реализации опытов первой серии эксперимента. Получали действительные значения параметра по всем точкам плана матрицы планирования. Затем значения факторов устанавливали по каждой точке плана матрицы планирования поочередно второй и третьей серии эксперимента.
Особенности формирования показателей топливоподачи в тракторных дизелях
Эффективность функционирования тракторного дизеля во многом зависит от характеристики впрыска топлива. Характеристика впрыскивания топлива в свою очередь определяется процессами, происходящими в полости высокого давления насосной секции, нагнетательном трубопроводе и форсунке. Формирующийся импульс давления топлива перемещается по нагнетательному трубопроводу к форсунке, по достижению которой отражается от нее, вследствие чего в системе возникают колебательные процессы. При подходе к форсунке за счет отраженных от насоса волн давлений могут произойти повторные подъемы иглы и нежелательные дополнительные впрыскивания топлива. Характеристика впрыскивания в значительной степени определяется формой импульса давлений у насоса. В нагнетательном трубопроводе, и в большей степени у форсунки, происходит трансформация импульса. Часть его энергии затрачивается на трение о стенки каналов, сжатие топлива, находящегося в полости форсунки, и ударные потери сжатия и расширения потока топлива в каналах и под конусом иглы распылителя, а также на заполнение объема, освобождаемого иглой форсунки при своем перемещении. Конечная фаза впрыскивания определяется интенсивностью отсечки топлива в насосе, энергией, аккумулированной в объеме топлива у форсунки, а также скоростью посадки на седло иглы распылителя.
Величину цикловой подачи можно оценить значениями максимального давления иод иглой форсунки (перед форсункой) с достаточной точностью [134]. Однако такой метод оценки применялся лишь при проведении предварительных испытаний. В дальнейшем, при расчете цикловой подачи и межцикловой неравномерности использовалась методика (п.З), которая учитывала положение иглы форсунки и противодавление (уравнение ЗЛО).
Изменение формы импульса давления при движении топлива от насоса к форсунке представлено на рисунке 4.1. Запись производилась при установке насосана стенде КИ-22205-01 при настройке форсунки на давление 17,5 МПа, 780 об/мин. Сдвиг по времени между давлением около насоса и давлением около форсунки на 1 млс равен времени прохождения импульса на расстояние трубопровода (0,6 м) при скорости распространения равной скорости звука в жидкости ( 1200 м/с) [46]. На некоторых режимах работы возможно образование пузырьковой фазы, которая приводит к значительному снижению скорости распространения давления по нагнетательному трубопроводу. В следствие этого происходит нарушение характеристики впрыска и запаздывание подачи топлива в цилиндр дизеля.
В момент отсечки топлива величина давления может достигать значений, при которых происходит вторичное поднятие иглы, что ведет к дополнительному расходу, образованию нагара на распылителе, нарушению экологических норм, предъявляемым к дизелям [9, 22, 111].
С учетом того, что плунжер топливного насоса движется с переменной скоростью, определяемой профилем кулачка, а скорость распространения волн давления является величиной переменной, зависящей от состояния топлива в трубопроводе, могут возникнуть явления подобные гидравлическому удару. Вследствие этого, давление у форсунки в некоторые моменты времени может превышать давление на выходе из насоса (п.2.1). Прогнозирование подобной ситуации представляется крайне затруднительным, а предотвращение возникновения таких явлений сопровождающихся нарушением стабильности параметров ТПА, возможно.
На рисунке 4.2 представлен подобный режим. Скорость кулачкового вала - 870 об/мин, насос установлен на двигателе Д-240, работающем без нагрузки. В общем случае, для обеспечения контролируемого процесса впрыска необходимо уменьшать влияние колебательных процессов в линии нагнетания после отсечки топлива. Это позволит обеспечить одинаковые начальные условия для последующих циклов подачи.
Наличие колебаний в топливопроводе высокого давления создают условия для образования в них свободных пространств, заполненных газовой смесью. Газовая фаза в линии высокого давления (ЛВД) перед началом очередного впрыска (остаточные свободные объемы) оказывает существенное влияние на впрыскивание топлива. В связи с тем, что часть активного хода затрачивается на заполнение топливом остаточных свободных объемов, цикловая подача уменьшается. Одновременно со снижением цикловой подачи наличие газовой фазы в ЛВД приводит к уменьшению угла опережения впрыскивания топлива. Зависимость
скорости импульса давления от величины остаточного давления по данным И.В. Астахова [4] представлена на рисунке 4.3. Для дизельного топлива с двухпроцентным содержанием газовой фазы при давлении ОД МПа скорость звука и смеси равна 88 м/с. Кроме того, с увеличением объема ЛВД при одинаковых остаточных давлениях скорость импульса падает.
