Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ систем топливоподачи, применяемых в много топливных двигателях, и разработка системы топливо- подачи для двигателя легкового автомобиля 10
1.1. Принципиальные схемы организации рабочих процессов многотопливных двигателей 10
1.2. Особенности конструкции и эксплуатации двигателей ВАЗ. Возможности создания многотопливного двигателя на основе базовой конструкции двигателя ВАЗ.. 15
1.3. Требования к системе топливоподачи многотопливного двигателя легкового автомобиля 26
1.4. Особенности конструкции топливных насосов и форсунок многотопливных двигателей 34
1.5. Перспективная конструкция универсального топливного насоса для дизеля и многотопливного двигателя легкового автомобиля 74
2. Разработка математической модели процесса топливопода чи многотопливного двигателя легкового автомобиля 93
2.1. Методы математического моделирования процессов топливоподачи 93
2.2. Особенности математического моделирования системы топливоподачи многотопливного двигателя 96
2.3. Алгоритм и блок-схема расчета на ЭВМ 112
2.4. Проверка адекватности математической модели 121
3. Методика экспериментальных исследований процессов топливоподачи многотопливного двигателя 123
3.1. Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для исследования процессов топливоподачи на безмоторном стенде 124
3.2. Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для исследования процессов топливоподачи непосредственно на двигателе 134
3.3. Оценка погрешностей измерений 147
4. Результаты расчетно-экспериментальных исследований разработанного топливного насоса 151
4.1. Выбор основных конструктивных параметров топливного насоса высокого давления
4.2. Характеристики топливоподачи разработанной системы 178
4.3. Технико-экономические показатели двигателей легковых автомобилей ВАЗ с разработанным топливным насосом 184
4.4. Особенности системы топливоподачи многотопливного двигателя при работе на бензине 200
4.5. Рекомендации по внедрению разработанного топливного насоса и технико-экономическое обоснование эффективности работ выполненных
по теме диссертации 217
Выводы 219
Литература
- Принципиальные схемы организации рабочих процессов многотопливных двигателей
- Особенности математического моделирования системы топливоподачи многотопливного двигателя
- Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для исследования процессов топливоподачи на безмоторном стенде
- Выбор основных конструктивных параметров топливного насоса высокого давления
Принципиальные схемы организации рабочих процессов многотопливных двигателей
Первые попытки создать многотопливные двигатели были предприняты в ЬО-е годы / 12. /, однако широкого распространения они не получили. Только к середине 50-х годов были достигнуты определенные успехи в организации рабочего процесса многотопливного двигателя на базе двигателя с воспламенением от сжатия / 13 /. Для обеспечения приемлемых показателей такого двигателя при работе на легких топливах, имеющих низкие цетановые числа (Ц,1! = = 10 30 ед ), необходимо значительно увеличить температуру воздушного заряда к моменту подачи топлива. Это способствует уменьшению периода задержки воспламенения топлива вследствие ускорения предпламенных реакций окисления топлива.
В связи с этим многотопливные двигатели, как правило, имеют повышенную, по сравнению с базовым двигателем, на 3-5 единиц степень сжатия / 14 /. Это мероприятие является наиболее эффективным, т.к. другие способы повышения температуры воздушного заряда (наддув, теплоизоляционные вставки,частичный перепуск отработавших газов и др.) не позволяют обеспечить требуемые пусковые качества двигателя. Применение же предпусковых подогревателей и всевозможных пусковых жидкостей в условиях рядовой эксплуатации неприемлемо / 15 /.
Повышение степени сжатия приводит к увеличению нагрузок на - II кривошипно-шатунный механизм из-за существенного увеличения максимального давления цикла, жесткости работы. Повышение степени сжатия также существенно увеличивает содержание в отработавших газах окиси азота / 16 /.
Дизельные двигатели легковых автомобилей с рабочим объемом до 2 л. имеют, как правило, степень сжатия, достигающую 22-24 ед., т.к. практически все двигатели выполнены с разделенными, преимущественно вихревыми камерами сгорания, которые имеют высокие потери тепла через развитую поверхность. Кроме того, несмотря на применение пусковых свечей накаливания, только такие значения степени сжатия могут обеспечить достаточно надежный пуск при пониженных температурах воздуха / II /.
Рядом зарубежных фирм ведутся работы по созданию автомобильных малолитражных дизелей с неразделенной камерой сгорания /17, 18 /, однако, здесь необходима еще большая работа по снижению их токсичности.
Таким образом, для создания многотопливного двигателя для легкового автомобиля с воспламенением от сжатия необходимо дополнительное увеличение степени сжатия по сравнению с базовым дизельным двигателем, имеющим и без того высокую степень сжатия. Такое увеличение степени сжатия неприемлемо как по соображениям обеспечения прочности деталей двигателя, так и из-за падения эффективного кпд / 19 /.
Более перспективным является процесс с принудительным воспламенением смеси электрической искрой. Это позволяет обеспечить надежное воспламенение рабочей смеси на всех режимах работы двигателя при применении топлив с любыми значениями октанового и цетанового числа и оптимальными, с точки зрения экономичности и - 12 нагрузок на детали двигателя, значениями степени сжатия. Рабочий процесс многотопливного двигателя с принудительным воспламенением смеси может быть осуществлен как при неразделенной, так и при разделенной камере сгорания.
Наиболее доведенными процессами многотопливных двигателей с принудительным воспламенением рабочей смеси и неразделенными камерами сгорания являются процессы, разработанные фирмами nFotxi \Jexaco" » „Man" I 20,21,22 /. Несмотря на некоторые различия в способах организации рабочего процесса общим для этих двигателей является то, что воспламеняемость и интенсивность процесса сгорания зависят от качества распыла и направления факела впрыскиваемого топлива, скорости и направления воздушного вихря. Интенсивность воздушного вихря и параметры процесса топ-ливоподачи существенно зависят от частоты вращения вала двигателя. Это обстоятельство серьезно усложняет вопрос обеспечения хороших показателей двигателя в широком диапазоне скоростных и нагрузочных режимов и приводит к низким значениям литровой мощности (18-19 кВт/л ). Двигатели этого типа наиболее пригодны для использования на легких грузовых автомобилях и потребуют длительных научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ для определения возможности установки их на легковые автомобили.
Для легковых автомобилей наиболее приемлемыми являются многотопливные двигатели с разделенной камерой сгорания, имеющие значительно более высокую литровую мощность ( 23 38 кВт/л). Работы, проведенные в этом направлении, позволяют считать этот тип двигателя наиболее перспективным. ФирмаиФиат"сообщила о разработанном ею многотопливном двигателе с расслоенным зарядом, разделенной камерой сгорания и искровым зажиганием, получившим назва-ниен14апсеп7 24 /.
Особенности математического моделирования системы топливоподачи многотопливного двигателя
Для проведения таких расчетов в настоящее время наиболее широко используются модели, построенные на базе методов проф.И.В.Астахова и проф.Ю.Я.Фомина.
Математическая модель И.В.Астахова /74/ описывает процессы, происходящие в системах, работающих на топливах с малой вязкостью. На основании этого метода процессы, происходящие в. топливопроводе, рассматриваются как сумма прямых и отраженных волн давления. Однако этот метод затрудняет проведение расчета с учетом переменных по длине топливопровода и времени физических характеристик топлива, что особо важно для расчета системы топливоподачй многотопливного двигателя.
Математическая модель Ю.Я.Фомина /75,76/ предусматривает решение волнового уравнения на основе замены дифференциального уравнения в частных производных второго порядка системой уравнений в полных дифференциалах.
Полученные разностные уравнения позволяют определить параметры топлива в любом сечении топливопровода в любой момент времени. Такая математическая модель наиболее полно описывает физические процессы впрыскивания топлива.
Программа расчета процессов впрыскивания топлива многотопливного двигателя легкового автомобиля создана на базе работ, выполненных на кафедре "Двигатели внутреннего сгорания" ХПИ имени В.И.Ленина, и учитывает специфические особенности конструкции разработанной системы топливоподачй.
В качестве прототипа была использована программа расчета системы топливоподачй тракторных двигателей, составленная доцентом Васильченко И.Д. / 77 /.
Разработанная система топливоподачи предназначена для работы на дизельном топливе, бензине, газовом конденсате, метаноле и др., то есть на топливах, отличающихся как по фракционному составу, так и по своим физическим характеристикам. Математическая модель такой системы топливоподачи обязательно должна учитывать изменение физических характеристик топлива {плотность, скорость распространения звука, коэффициент сжимаемости в различных точках системы. Кроме того, манжетное уплотнение плунжера, принятая безрегуляторная схема работы топливного насоса, отсечка топлива открытием клапана, расположенного внутри плунжера, демпфирование волн давления в топливопроводе и использование штифтовой форсунки с большим ходом иглы потребовало при построении математической модели соответствующего учета конструктивных особенностей. Расчетная схема системы представлена на рис.2.I.
Расчет процесса топливоподачи сводится к решению гидродинамических уравнений движения топлива в топливопроводе с учетом граничных условий на его концах (полости топливного насоса и форсунки). При создании математической модели реальных процессов с целью упрощения описания сложных физических явлений, происходящих в системе топливоподачи, прибегают к некоторой их идеализации, стремясь внести при этом минимальную погрешность. Правильно построенная математическая моде7іь должна удов7іетворять трем критериям Лб/: - задача долина допускать решение; - решение должно быть единственным;том Васильченко И.Д. / 77 /.
Разработанная система топливоподачи предназначена для работы на дизельном топливе, бензине, газовом конденсате, метаноле и др., то есть на топливах, отличающихся как по фракционному составу, так и по своим физическим характеристикам. Математическая модель такой системы топливоподачи обязательно должна учитывать изменение физических характеристик топлива {плотность, скорость распространения звука, коэффициент сжимаемости в различных точках системы. Кроме того, манжетное уплотнение плунжера, принятая безрегуляторная схема работы топливного насоса, отсечка топлива открытием клапана, расположенного внутри плунжера, демпфирование волн давления в топливопроводе и использование штифтовой форсунки с большим ходом иглы потребовало при построении математической модели соответствующего учета конструктивных особенностей. Расчетная схема системы представлена на рис.2.I.
Расчет процесса топливоподачи сводится к решению гидродинамических уравнений движения топлива в топливопроводе с учетом граничных условий на его концах (полости топливного насоса и форсунки). При создании математической модели реальных процессов с целью упрощения описания сложных физических явлений, происходящих в системе топливоподачи, прибегают к некоторой их идеализации, стремясь внести при этом минимальную погрешность.
Экспериментальная установка и измерительная аппаратура для исследования процессов топливоподачи на безмоторном стенде
Для проведения безмоторных испытаний дизельной топливной аппаратуры в нашей стране и за рубежом производится большое количество безмоторных стендов, позволяющих проводить испытания систем топливоподачи различных типов и назначения /81,82/. Учитывая специфику систем топливоподачи двигателей легковых автомобилей и конкретную материальную базу для проведения безмоторных испытаний, нами был выбран универсальшй испытательный стенд " Hotot pal и А/С-108 (ЧССР). Этот стенд позволяет проводить испытания топливных насосов с числом цилиндров до 12. Гидравлический привод стенда обеспечивает высокую стабильность частоты вращения кулачкового вала и плавное ее изменение в диапазоне —т 80-5-3000 мин х. Производительность топливного насоса измеряется индивидуально каждой секцией в течение 50+1200 циклов мензурка ми с ценой деления 0,2 см.
Общим недостатком всех выпускаемых в настоящее время безмоторных стендов является то, что впрыск топлива в них осуществляется в среду, находящуюся при атмосферном давлении /83/. При работе двигателя истечение топлива из распылителя происходит в среду с высоким давлением, величина которого существенно изменяется в течение периода впрыска. На рис.3.I представлена осциллограмма процессов топливоподачи и давления в цилиндре двигателя.
Как видно из осциллограмм, в момент начала движения иглы распылителя I (начало впрыска) давление воздуха в цилиндре двигателя составляет 3,5 МПа (точка А), а заканчивается подача топлива при давлении рабочего тела 8 МПа (точка В ).
Как известно, скорость истечения топлива из сопла опре де ля Осциллограммы процессов топливоподачии давления в цилиндре двигателя ется перепадом давлений до и после него. Наиболее существенное влияние оказывает противодавление впрыску на процессы топливо-подачи системами с относительно низким уровнем давлений перед распиливающими отверстиями (Дбч-ЗО Ша), характерным для автотракторных двигателей. Сравним величину мгновенной объемной скорости истечения топлива через распылитель форсунки для произвольно выбранной точки С осциллограммы процессов топливоподачи (рис.3.1) с противодавлением, соответствующим впрыску в цилиндр двигателя С-прш при впрыске в среду с атмосферным давлением Со. Со. = ЩІЙШЕК.- i Z = 22. сз.і)
Таким образом, искажения, вносимые в процесе топливоподачи при впрыске топлива в среду, находящуюся под атмосферным давлением, оказываются существенными, и результаты безмоторных испытаний не адекватны результатам моторных испытаний.
Для повышения точности проведения безмоторных испытаний при непосредственном участии автора была разработана и успешно эксплуатируется установка, позволяющая проводить всесторонние испытания топливной аппаратуры при переменном противодавлении впрыску /84/. Величина противодавления в течение впрыска изменяется по закону, близкому к изменению давления газа в цилиндре двигателя. Эта установка, кроме того, позволяет регистрировать интегральную характеристику впрыска топлива - один из важнейших показателей качества рабочего процесса топливной аппаратуры /85, 86,87,88 /. Принцип действия прибора основан на том, что в определенном диапазоне давлений сжимаемость топлива подчиняется закону Гука.
Схема установки представлена на рис.3.2. При введении фор сункой 2 порции топлива /i(L , поданной топливным насосом I, в. замкнутый объем "У измерительной камеры 3, заполненной топливом, давление в ней увеличится пропорционально количеству поступившего топлива ( ЛР ) ЛР= . (3.2)
Таким образом, кривая изменения давления в определенном масштабе будет представлять собой интегральную характеристику топливоподачи / 80 /. Давление в измерительной камере регистрируется тензодатчиком 4. Если к моменту начала впрыска давление в измерительной камере будет равно давлению в цилиндре двигателя в соответствующий момент, а величина ее объема будет подобрана так, чтобы после подачи всей цикловой порции топлива давление в ней возрастает до величины, равной давлению в цилиндре двигателя в конце топливоподачи, то кривая изменения давления в измерительной камере будет близка к соответствующему участку индикаторной диаграммы.
На рис.3.3 совмещена кривая противодавления впрыска топлива в цилиндр двигателя I (участок индикаторной диаграммы) и кривая изменения противодавления в измерительной камере разработанной установки на соответствующем режиме. Величина противодавления в измерительной камере в начале подачи топлива (точка А) ив конце подачи топлива іточка В) регулируется до соответствия давлению в цилиндре двигателя, форма же кривой между точками определяется характеристикой топливоподачи и, как показывает практика, близка к соответствующему участку индикаторной диаграммы. Продолжительность топливоподачи, ввиду идентичности противодавления, автоматически получается равной продолжительности впрыска в цилиндр двигателя.
Выбор основных конструктивных параметров топливного насоса высокого давления
При проектировании топливного насоса для двигателя легкового автомобиля можно выделить два круга вопросов, связанных с обеспечением требуемой характеристики впрыска и требуемой скоростной характеристики (во всем диапазоне скоростных и нагрузочных режимов ).
На процесс впрыска большое влияние оказывает выбор диаметра и хода плунжера, профиля кулачка, параметров отсечного и нагнетательного клапанов, гидравлических характеристик топливопровода и форсунки /91/. При проведении данного исследования не пре-дусмаливалось изменение гидравлических характеристик топливопровода высокого давления и форсунки по сравнению с системой топли-воподачи "Р.Бош", а выбирались только параметры деталей и узлов топливного насоса. В качестве критериев рациональности выбора параметров можно принять среднюю объемную скорость подачи топлива, максимальные давления впрыска, продолжительность впрыска, контактные напряжения в паре ролик толкателя-профиль кулачка.
Контактные напряжения, возникающие в паре ролик толкателя -- профиль кулачка, могут быть определены с учетом упругих деформаций /37/: где Р - сила, передаваемая по нормали к профилю кулачка; $ - длина контактной линии профилей; В - приведенный модуль упругости; Я - радиус кривизны профиля кулачка; Р- радиус ролика.
Анализ серийно выпускающихся топливных насосов высокого давления показывает, что надежная их работа возможна при контактных напряжениях, не превышающих 1800 2100 МПа.
Силы, действующие на толкатель топливного насоса, складываются из силы давления топлива и силы инерции движущихся деталей и соответственно зависят от диаметра плунжера, геометрических размеров и профиля кулачкового вала, других параметров системы топливоподачи, режима работы топливного насоса.
Оценка контактных напряжений в паре кулачек-ролик толкателя с учетом высокой быстроходности двигателя и возможности в эксплуатации существенного превышения максимальной частоты вращения номинальной показывает, что при увеличении диаметра плунжера более 8 мм контактные напряжения становятся близкими к максимально допустимым (более 2000 МПа). Кроме того, как показывают расчеты, уже при диаметре равном 8 мм активный ход плунжера на основных эксплуатационных режимах составляет 0,1 - 0,5 мм, что увеличивает трудности достижения точного дозирования топлива и приемлемой равномерности подачи на режимах малых нагрузок и холостого хода.
Уменьшение диаметра плунжера менее 8 мм недопустимо как по соображениям принятой компоновки (невозможности уменьшения размеров дозирующего и отсечного клапана, расположенных в центральном отверстии плунжера), так и вследствие снижения объемной скорости подачи топлива, которая оказывает существенное влияние на процессы топливоподачи.
В настоящее время отсутствуют надежные методы синтеза кулачковых механизмов по заданной характеристике впрыска. Поэтому при проектировании кулачковых механизмов профиль кулачка, размеры его элементов и ролика-толкателя выбирают на основании анализа существующих кулачковых механизмов с учетом специфических требо ваний, предъявляемых к данному топливному насосу, и технологических возможностей производства.
Анализ кинематики кулачковых механизмов топливных насосов автотракторных двигателей, получивших распространение и серийно выпускающихся в нашей стране и за рубежом, показывает, что максимальная скорость плунжера на номинальном режиме колеблется в пределах 1,5 2,5 м/сек, а среднее значение за активный ход -1,2+2,3 м/сек.
В многоплунжерных топливных насосах автотракторных двигателей с большим диапазоном изменения частот вращения, а следовательно, и средних скоростей движения плунжера, наибольшее распространение получили выпуклые и тангенциальные профили кулачка, отличающиеся высокой технологичностью и позволяющие получить требуемые скорости движения плунжера при приемлемых, с точки зрения компоновки топливного насоса, размерах кулачкового вала. Радиус округления профиля кулачка должен быть минимально возможным. При его уменьшении увеличиваются значения максимальной скорости плунжера, а ее экстремум смещается в сторону больших значений хода плунжера, что особо важно для принятой схемы отсечки, не допускающей большого хода отсечного клапана.
При проектировании топливного насоса было разработано 5 вариантов взаимозаменяемых кулачковых валов, обеспечивающих различные максимальные скорости движения плунжера в диапазоне изменения максимальной скорости движения 1,7-3 м/сек. При этом из условий компоновки топливного насоса основные размеры кулачкового вала (радиус начальной окружности, ход плунжера, профиль тыльной стороны кулачка, радиус ролика и т.д.) были приняты неизменными. Изменялся радиус дуги рабочего участка профиля кулачка, как определяющий скорость движения плунжера.
