Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Анализ топливоподающих систем тракторных дизелей Постановка задач исследования 7
1.1 Особенности условий работы тракторных дизелей 7
1.2 Основные требования к показателям работы топливных систем тракторных дизелей 10
1.2.1 Цикловая подача, стабильность подачи 10
1.2.2 Угол опережения впрыскивания топлива 14
1.2.3 Закон подачи топлива 16
1.2.4 Скоростные, регуляторные и нагрузочные характеристики 20
1.3 Сравнительный анализ топливоподающих систем применительно к тракторным дизелям 29
1.4 Выводы и задачи исследования 45
ГЛАВА 2 Разработка аккумуляторной системы топливоподачи и математической модели её управляющей части 46
2.1 Разработка ориентировочной схемы аккумуляторной системы топливоподачи 46
2.1.1 Принцип работы 46
2.1.2 Способы реализации рабочего цикла аккумулятора 49
2.1.3 Объем гидроаккумулятора 52
2.2 Математическая модель управляющей части аккумуляторной системы 56
2.2.1 Течение топлива в трубопроводах и длинных каналах 58
2.2.3 Процессы в полости камеры управления 58
2.2.2 Уравнения движения 59
ГЛАВА 3 Численное исследование влияния конструктивных параметров форсунки на расход топлива для управления 60
3.1 Объем камеры управления над плунжером 61
3.2 Диаметры плунжера гидрозапирания и иглы распылитея 62
3.3 Максимальный ход иглы распылителя 64
3.4 Максимальный ход клапан-дозатора 65
3.5 Сечения входного и выходного жиклеров камеры управления 66
3.6 Давление начала впрыска (по пружине) 67
3.7 Масса движущейся системы" игла-плунжер" 68
3.8 Длина нагнетательного трубопровода и объема входной полости форсунки 69
ГЛАВА 4 Экспериментальное оборудование. Измерительная аппаратура. Методика исследования. Оценка погрешностей измерений 72
4.1 Экспериментальная топливная система 72
4.2 Общая методика исследований 75
4.3 Стенды, приборы и аппаратура 76
4.4 Тарировка датчиков. Оценка погрешностей измерений 86
ГЛАВА 5 Безмоторные исследования экспериментальной системы 90
5.1 Характеристики экспериментальной системы 90
5.2 Утечки топлива через клапан управления 101
5.3 Затраты мощности на привод насоса высокого давления 112
ГЛАВА 6 Сравнительные моторные исследования экспериментальной системы 116
6.1 Серийная топливоподающая система 116
6.2 Экспериментальная топливоподающая система 120
ГЛАВА 7 Технико-экономическая эффективность применения аккумуляторной системы топливоподачи с электрогидроуправляемой форсункой 126
Общие выводы 130
Библиография 132
- Сравнительный анализ топливоподающих систем применительно к тракторным дизелям
- Математическая модель управляющей части аккумуляторной системы
- Максимальный ход клапан-дозатора
- Экспериментальная топливоподающая система
Сравнительный анализ топливоподающих систем применительно к тракторным дизелям
В настоящее время в автотракторных дизелях в основном применяются так называемые системы непосредственного действия с механическими регуляторами центробежного типа. Эти системы имеют ряд серьезных недостатков, обусловленных тем, что с одной стороны, их закон подачи топлива находится в жесткой зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя и, с другой стороны, их центробежные регуляторы обладают большой инертностью действия, приводящей к запаздыванию подачи топлива и, в результате, обуславливающей колебания частоты вращения коленчатого вала двигателя на неустановившихся нагрузках. От этих недостатков, свободны системы аккумуляторного типа, процесс топливоподачи которых жестко не связан со скоростным и нагрузочным режимом работы двигателя.
При аккумуляторных системах обеспечивается мало зависящий от скоростного режима процесс впрыска (формирование требуемых характеристик впрыскивания топлива), конструктивно проще решаются вопросы регулирования опережения и закона подачи топлива. Благодаря всему этому снижаются удельные показатели по расходу топлива на 20 % и кроме того, появляются реальные возможности для резкого снижения нагрузки на привод зо топливного насоса. [10].
Особенно перспективными эти системы представляются при электронном управлении их процесса топливоподачи.
Отличительным признаком аккумуляторных систем является, впрыскивание топлива за счет предварительно накопленной энергии.
Возможная схема классификации аккумуляторных систем дана на рисунке 1.11.
Аккумуляторные системы могут классифицироваться, по виду аккумулятора энергии и по способу управления подачей топлива.
В качестве аккумуляторов энергии могут применяться: - механические пружины; - гидравлические аккумуляторы; - пневматические аккумуляторы; - комбинированные. При аккумуляторах малой емкости в качестве аккумулятора энергии могут использоваться не только цилиндрические но и тарельчатые пружины (например, насос ЦНИДИ, рисунок 1.12, а).
В качестве аккумулятора энергии может использоваться и сжатый воздух (пневматический аккумулятор рисунок 1.12, б, например, насос ЦНИДИ и фирмы Сцинтилла) [20].
Для снижения шума работы насоса при плунжерных аккумуляторах, часто используют различные демпфирующие устройства. При работе насоса по схеме б рисунок 1.12, например, демпфером является полость б, образующая при вхождении носка аккумуляторного плунжера 1 в отверстие. Демпфирующая полость может создаваться и в верхней части плунжера при изготовлении его с выступом [20,21].
У насоса, разработанного заводом "Русский дизель" [2,1] в качестве демпфера использована резиновая подушка под поршень 2.
В свое время фирма Сцинтилла разработала насос также с пневматическим аккумулятором для двигателей GS - 34.
При использовании сжатого воздуха возникает проблема обеспечения герметичности (между уплотнительными кольцами и направляющей силового поршня). Для повышения герметичности используют большое количество металлических или пластмассовых самоподжимных колец (как в GS - 34 или в насосе "Руского дизеля") [20,21]. Расход сжатого воздуха все же является обычно весьма значительным.
Из-за сложности всей системы (необходима система сжатого воздуха) эти насосы не могут рекомендоваться для массовых автотракторных дизелей.
Гидравлические аккумуляторы могут быть плунжерными или бесплунжерными. Гидравлический аккумулятор энергии фирмы Доксфорд (рисунок 1.12, в) плунжерный. Подпитывается он от специального насоса высокого давления. Это существенно усложняет систему в целом.
Комбинированный (пружинно-гидравлический) аккумулятор энергии применила фирма Сцинтилла (рисунок 1.12, г). У этого насоса из-за жиклера 6 одновременно с уменьшением частоты вращения насоса снижается опережение его подачи. Максимальное давление впрыска системы не зависит от ее производительности и со снижением частоты вращения резко падает.
Аккумуляторы малой емкости рассмотренного типа могут располагаться непосредственно в головке насоса высокого давления или в форсунке [20].
С целью упрощения конструкции иногда функцию плунжера аккумулятора возлагают на плунжер насоса высокого давления. В этих системах функцию аккумулирующего плунжера выполняет сам нагнетательный плунжер, нагруженный сильной взводимой механическим путем пружиной [21].
В некоторых случаях вместо аккумулирующего плунжера используют мембрану, нагруженную пружиной [19].
Недостатком систем с рассмотренными гидроаккумуляторами малой емкости, следует считать определенную трудность управления процессом их топливоподачи, обусловленную участием в процессе подачи основного ("взводящего") плунжера. В значительной степени от этих недостатков свободны системы с гидроаккумуляторами большой емкости, имеющих такой объем, что накопленого в нем топлива и энергии достаточно для ряда впрысков топлива. Отметим, что при плунжерных аккумуляторах топливо накапливается, достаточное только для одного впрыска. С учетом этого такие аккумуляторы иногда называют аккумуляторами малой емкости.
На рисунке 1.13 приведена схема системы с аккумулятором большой емкости (патент США № 3187733, авторское свидетельство № 5678388).
Система работает следующим.образом. После запуска насоса высокого давления 1 и установления заданного давления в аккумуляторе 4 (с помощью дроссельного клапана 3) приводится во вращение кулачок 13, который перемещает золотник-распределитель 11 вверх или вниз. При этом давление топлива передается из аккумулятора 4, по каналу 20, в полости 19 и 17 под иглу распылителя, а по каналам 6, 12 - в гидрозапорную полость над поршнем 14, который запирает иглу 15 распылителя. Рабочая площадь поршня 14 превышает площадь направляющей части иглы распылителя 15 и поэтому результирующее усилие от давления топлива направлено в сторону закрытия иглы форсунки.
При движении золотника 11 вверх (после прохождения 20 - 50 % его хода), в некоторый момент времени открывается канал 21 канавкой 10 и закрывается канал подвода 6 пояском 9, в результате чего прекращается передача давления топлива из полости 7 к золотнику 11 и золотник сообщается через канал 21 с баком 2, полостью над иглой, игла 15 открывается под давлением в полости 17 и начинается впрыск топлива.
При дальнейшем движении золотника 11 вверх (после прохождения 50 -75 % его хода) открывается канал подвода 6, закрывается сливной канал 21, увеличивается давление в полости над иглой, игла 15 закрывается и прекращается впрыск топлива. При обратном движении золотника 11 (вниз), повторяются описанные процессы открытия и закрытия каналов 6 и 21.
Математическая модель управляющей части аккумуляторной системы
Расчет электромагнитного клапана вызывает трудности в связи с необходимостью учета множества факторов (трения в прецизионных деталях, рассеивания электромагнитных силовых линий и т. д.). Поэтому в данной работе отдано предпочтение экспериментальным методам оптимизации его конструкции, а в программах расчета характеристик электрогидроуправляе-мой форсунки использованы параметры электромагнитного клапана, полученные в результате экспериментальных исследований.
Гидромеханические процессы, возникающие в экспериментальной системе на участке от гидроаккумулятора до сопловых отверстий распылителя, исследованы Гафуровым М.Д. [37]. В настоящей работе рассмотрено влияние конструктивных параметров форсунки на расход управляющего топлива через отверстия клапана-дозатора.
В соответствии с выбранным направлением исследований была разработана расчетная схема линии высокого давления от аккумулятора до клапана управления форсунки, изображенная на рисунке 2.5.
При этом весь участок был разбит на трубопроводы и полости с регулирующими элементами [14].
При математическом описании процессов, происходящих в линии высокого давления, были приняты следующие допущения:
1 Трение в клапанах и золотниках не учитывались.
2. Короткие каналы интерпретировались как полости.
3. Пренебрегалось трехмерностью течения при изгибе труб, наличием участка стабилизации течения после местных сопротивлений, непостоянством скорости звука при изменении давления.
4. Жиклеры, клапаны, золотники рассматривались как местные сопротивления. 5. При описании посадки и подъема иглы вводится фиктивная демпфирующая сила, отражающая сопротивление движению от выдавливаемого из зазора топлива.
6. Свойства топлива описываются эмпирическими зависимостями
Нестационарное течение вязкой сжимаемой жидкости описано уравнениями движения и неразрывности [14], наиболее простой подход для точно решения которых - использование решения Д Аламбера. Тогда, в связи с пренебрежением изменения сечения канала f и скорости звука а, получаем телеграфное уравнение:
В качестве базовой конструкции при проведении факторных численных экспериментов принята топливная система (глава 2 рисунок 2.1) с форсункой (глава 2 рисунок 2.2), параметры которой приведены на следующей таблице.
Ниже приведены расчетные исследования: численные однофакторные (двухфакторные) эксперименты с варьированием факторов", перечисленных в таблице 3.1. Все расчеты велись для условий впрыска дизельного топлива (плотностью при 20 С 850 кг/м , вязкостью 3 сСт, начальным коэффициентом сжимаемости 86-10"11 1/Па) в среду со средним противодавлением 4,4 МПа и температурой поступающего топлива 40 С и впрыскиваемого - 70 С, с обеспечением единичной цикловой подачи gn 100 мг/цикл при давлении в гидроаккумуляторе 50 МПа.
Поскольку объем камеры управления практически не влияет на величины среднего и максимального давлений впрыскивания [37], то для определения целесообразного уменьшения объема камеры управления следует исходить из условия обеспечения быстродействия форсунки (с целью обеспечения малых цикловых подач). При этом легко выявить, что уменьшение объема камеры управления ведет к снижению и циклового расхода управляющего топлива. Таким образом, можно сделать важный вывод: энергетическая эффективность предлагаемой топливной системы напрямую зависит от объема управляющей камеры. Уменьшение объема управляющей камеры возможно за счет уменьшения максимального хода иглы и уменьшения диаметра плунжера гидрозапирания.
Уменьшение максимального хода иглы менее 0,3 мм приводит к увеличению дросселирования топлива в запирающем конусе форсунки и, как следствие, снижению давления топлива у распыливающих отверстий распылителя при заданном давлении в гидроаккумуляторе, а значит - снижению энергетической эффективности системы. В то же время уменьшение хода иглы менее 0,3 мм возможно при изменении запирающего конуса распылителя (подрезки и т.п.) так, что будет обеспечиваться проходное сечение, равноценное распылителю с ходом иглы 0,3 мм.
Уменьшение диаметра плунжера гидрозапирания возможно при условии одновременного уменьшения диаметра иглы (для соблюдения условия cWdj l)- В этой связи перспективной представляется и для этих систем наметившаяся в автотракторном дизелестроении тенденция уменьшения диаметра направляющей части иглы до 5 мм. В случае перехода отечественных тракторных дизелей на малогабаритные форсунки с диаметрами иглы распылителя 5 мм, появится дополнительная возможность улучшения энергетической эффективности предлагаемой системы за счет уменьшения расхода управляющего топлива.
Максимальный ход клапан-дозатора
Как следует из рисунка 3.3, цикловая порция топлива на управление через клапан-дозатор нечувствительна к установке упора иглы выше 0,18 мм. Уменьшение хода иглы менее 0,2 мм увеличивает цикловой расход топлива на управление, т.к. из-за повышенного дросселирования топлива в запорном конусе при малом ходе иглы увеличивается продолжительность впрыскивания. Следовательно, величину максимального хода иглы 0,31 мм, принятую для базовой конструкции, можно считать приемлемой. Однако для сокращения минимального времени рабочего цикла форсунки, за счет уменьшения хода иглы (как указано в работе Гафурова М.Д. [37]), целесообразно выбрать максимальный ход иглы, равный 0,2 мм.
Рисунок 3.3. Расчетная зависимость циклового расхода топлива на управление через клапан-дозатор ( g ) от максимального хода иглы (пи); А - зона, где нет впрыска. 3.4 Максимальный ход клапана-дозатора
Влияние хода клапана-дозатора обусловлено открываемым им сечением для разгерметизации камеры управления. При недостаточном открытии поступление топлива через жиклер становится соизмеримым с расходованием через клапан, давление в камере слабо снижается и игла поднимается мало или не поднимается вовсе. Зона hKJImax 0,37 мм оказывается нерабочей (рисунок 3.4).
При пклтах 0,37 стабильность работы форсунки улучшается, а благодаря заложенной в конструкции обратной связи уменьшается расход топлива на управление. В то же время увеличение полного хода клапана-дозатора более 0,5 мм не является целесообразным, так как это практически не отражается на цикловом расходе управляющего топлива (рисунок 3.4) и, кроме того, снижает быстродействие системы.
Согласно рисунку 3.5 неустойчивая работа форсунки наступает при M L». 0,06 мм2 и iF 0,2 мм2: в виду высоких давлений в камере управления впрыска не происходит, что нашло отражение в виде снижения циклового расхода на управление ( g ) до 0 г.
Получение минимального расхода топлива на управление возможно при \$ 1, = 0,01 мм2 и HF Z = 0,15 мм2.
Для рассматриваемой системы минимально необходимая предварительная затяжка пружины с точки зрения получения максимальных давлений впрыска соответствует давлению начала впрыска (без избыточного давления над плунжером) - 20... 22 МПа [37].
Анализ рисунка 3.6 показывает, что при уменьшении предварительного натяжения возвратной пружины иглы, цикловой расход топлива на управление снижается. Объясняется это тем, что при большем предварительном натяжении возвратной пружины требуется большая разница давлений топлива над плунжером и под иглой форсунки, следовательно, требуется больший расход Расчетная зависимость циклового расхода топлива на управление через клапан-дозатор (g) от давления начала впрыска (Рф0) по возвратной пружине.
топлива из управляющей камеры. Возможно, было бы целесообразным снизить предварительное натяжение пружины ниже указанного уровня или полностью от нее отказаться для уменьшения расхода управляющего топлива, однако при этом наблюдается снижение давления впрыскивания [37], а значит и снижение энергетической эффективности предлагаемой системы. Поэтому реального улучшения эффективности системы от уменьшения предварительного натяжения возвратной пружины иглы может и не быть. Напротив, снижение давления впрыскивания, наблюдающееся при этом, может привести к ухудшению качества распыливания топлива и, как следствие, увеличению удельного эффективного расхода топлива и токсичности отработавших газов из-за неполного сгорания топлива.
Увеличение массы движущихся деталей должно уменьшать быстродействие топливной системы. Однако, в предлагаемой системе, где возврат иглы в исходное положение осуществляется не столько пружиной, сколько давлением топлива в камере управления, масса движущихся частей играет не столь существенное значение. Из рисунка 3.7 видно, что наиболее существенное изменение цикловой порции топлива на управление (в рассматриваемом диапазоне изменения массы) составляет всего около 0,4 мг при увеличении массы подвижных деталей с 10 до 20 г. Дальнейшее увеличение массы не влияет на цикловой расход управляющего топлива.
Экспериментальная топливоподающая система
Исследования, проведенные в объёме настоящей работы, подтвердили высокие потенциальные возможности предложенной аккумуляторной системы топливоподачи с электрогидроуправляемой форсункой в управлении цикловой подачей (допускала ее регулирование в пределах 16... 150 мм /цикл и более), угла опережения (момент начала впрыскивания зависит от момента подачи тока на электромагнит форсунки) и давления впрыскивания топлива (20...60МШ).
При моторных исследованиях дизеля (14 125x140) серийная система не выключалась (впрыскивала в атмосферу). А аккумуляторная система приводилась стендом для исследования топливной аппаратуры.
Было установлено, что при использовании экспериментальной аккумуляторной системы топливоподачи вместо серийной благодаря обеспечению для каждого режима работы оптимальных параметров топливоподачи удельный эффективный расход топлива уменьшился на режиме максимального крутящего момента (п=1300мин _1) на 30 г/кВт ч, т.е. на 6 %. В соответствии принятой методикой экспериментов они определены с учетом затрат мощности на привод только серийной системы.
В соответствии с темой диссертации были всесторонне проанализированы и затраты энергии на привод экспериментальной системы.
Согласно литературным данным, на привод системы топливоподачи затрачивается сравнительно небольшая мощность. Так, в системах непосредственного действия эти затраты составляют около 2 % от механических потерь [24], т.е. не превышают 0,31...0,49 % мощности двигателя (при механическом кп.д.0, 5 ... 0 5). Дня дизеля, например, Д -37 Е (Ne = 32,78 кВт; п=2000мин"], число цилиндров і = 4) они не превышают 2,31 % от механических потерь, т.е. составляют примерно 0,58 % от мощности двигателя (0,19 кВт), а для А-41 (Ne = 66,22 кВт, п=2000мин"\ і = 6) - соответственно 3,36 и 0,85 % (0,55 кВт) [28].
Эти данные существенно отличаются от зарубежных. Так, по данным фирмы Bosch [53] в автомобильных дизелях ОМ 611 (Ne = 90 кВт, п = 3000 мин"1, і = 4) для привода топливной системы непосредственного действия (ТНВД BOSCH типа VE) затрачивается 2,5 кВт, т.е. 2,7 % от мощности двигателя, такие большие затраты в какой-то мере может объясняться более высокими оборотами автомобильных дизелей. При использовании в этом же двигателе аккумуляторных систем типа Common-Rail затраты энергии на её привод повышаются - составляют 3,8 кВт (4,2 %).
Таким образом, аккумуляторные системы Common-Rail требуют для привода мощность, 1,52 раза большую, чем систем непосредственного действия.
Причиной более высоких затрат энергии на привод аккумуляторных систем является большой расход сжатого (до 135 МПа) топлива на управление топливоподачей, как известно у них затраты сжатого топлива в 3 раза превышают цикловую подачу [10].
При наших экспериментах затраты мощности определялись на электроприводном стенде КИ-22205-01 для испытания дизельной топливной аппаратуры. Предварительно находились (ваттметром) при различных оборотах потери мощности самого стенда (при прокручивании без топливной аппаратуры). Затем на стенд устанавливалась испытуемая топливная аппаратура и при различных цикловых подачах (у серийной системы подача корректировалась перемещением рейки насоса, а у предлагаемой системы - продолжительностью управляющего импульса) и давлениях в аккумуляторе (давление корректировалось перемещением рейки насоса) и частотах вращения кулачкового вала насоса высокого давления измерялись затраты мощности на привод. Разница затрат мощности на привод стенда с работающей системой топливоподачи и без нее и принималась за затраты мощности на привод системы (рисунки 7,1 и 7,2).
Установлено, что на затраты мощности на привод насоса высокого давления влияют: частота вращения вала насоса (при возрастании п с 400 до 1000 мин"1 в серийной системе потери на привод увеличиваются на 0,2 кВт, а в предложенной системе - на 0,14 кВт); цикловая подача (при увеличении gq с 50 до 150 мм3/цикл на режиме п = 1000 мин", у серийной системы потери на привод возросли на 0,08 кВт, а у предложенной - на 0,03 кВт); давление в аккумуляторе (при возрастании Рж с 35 до 40 МПа потери на привод увеличились у экспериментальной системы на 0,04 кВт); профиль кулачкового вала насоса (при переходе экспериментальной системы с трапециидального профиля на эксцентриковый затраты мощности на привод снизились на 0,08 кВт, т.е. приблизились к серийной системе). При использовании эксцентрикового профиля кулачка в экспериментальной системе в двигателе размерности 14 125x140 при Рж = 35 МПа и п = 1600 мин"1, затраты мощности на привод составили 0,246 кВт т.е. 1,86 % от мощности двигателя, а при серийной системе они равнялись 0,235 кВт т.е. 1,77 % от мощности двигателя т.е. затраты мощности на привод насоса при применении предлагаемой топливной системы по сравнению с серийной почти не отличались (были выше всего на 5 %).
Такое незначительное отличие затрат мощности на привод насоса предлагаемой системы (по сравнению с серийной) объясняется уменьшением максимальной скорости плунжера ТНВД в связи с использованием полого профиля кулачка (эксцентрик) и меньшим расходом сжатого до высокого давления топлива на управление (благодаря заложенной в конструкции форсунки обратной связи).
Простейшие расчеты показывают, что только из-за снижения затрат мощности на привод системы можно экономить до 5% топлива.
