Содержание к диссертации
Введение
1. Факторы, определяющие показатели процесса подачи топлива в транспортном дизеле 6
1.1. Параметры, определяющие эффективность процесса впрыскивания топлива 6
1.2. Формирование начальных условий в нагнетательной магистрали 12
1.2.1. Эффективность регулирования начальных условий 12
1.2.2. Конструктивные особенности систем топливоподачи с регулируемыми начальными условиями 18
1.3. Предлагаемый метод формирования начальных условий. Цель и задачи исследования 25
1.4. Заключение 29
2. Математическая модель. расчетный метод определения параметров процесса впрыскивания топлива в дизеле 31
2.1. Особенности протекания процесса топливоподачи 31
2.2. Математическая модель 33
2.3. Гидравлические потери 39
2.4. Граничные условия 41
2.4.1. Уравнения граничных условий у насоса высокого давления 41
2.4.2. Уравнения граничных условий у форсунки 43
2.5. Начальные условия 44
2.6. Принятые допущения и уточнения 48
2.6.1. Характеристики топлива 48
2.6.2. Декремент затухания 49
2.6.3. Коэффициент сжимаемости топлива 51
2.6.4. Упругость привода и трубопровода высокого давления 52
2.6.5. Эффективное проходное сечение распылителя форсунки 53
2.7. Программа и методика расчета 53
3. Исследование процесса подачи топлива системой с возможностью формирования начальных условий в нагнетательной магистрали 55
3.1. Общие положения. Регулировочные параметры системы 55
3.2. Особенности механизма подачи топлива в дизеле при скоростном форсировании насоса высокого давления 56
3.3. Влияние регулировочных параметров системы на основные показатели процесса впрыскивания 62
3.4. Особенности формирования начального давления в нагнетательной магистрали 72
3.5. «Подвпрыскивания» и выяснение причин, вызывающих их 77
3.6. Показатели впрыскивания топлива 84
3.7. Обоснование возможности реализации ступенчатого закона подачи топлива 91
3.8. Заключение 98
4. Экспериментальные исследования 100
4.1. Общая методика проведения эксперимента 100
4.2. Экспериментальная установка 101
4.3. Результаты эксперимента 104
4.4. Оценка воспроизводимости эксперимента
и адекватности математической модели 108
4.5. Заключение 111
Основные результаты и выводы 112
Список использованной литературы
- Параметры, определяющие эффективность процесса впрыскивания топлива
- Особенности протекания процесса топливоподачи
- Особенности механизма подачи топлива в дизеле при скоростном форсировании насоса высокого давления
- Общая методика проведения эксперимента
Введение к работе
Создание быстроходных и экономичных транспортных дизелей сдерживается отсутствием систем топливоподачи, обеспечивающих интенсивное впрыскивание топлива.
Зарубежный опыт показывает, что традиционные системы, в том числе и с насосом распределительного типа, позволяют достичь быстроходности дизеля 4000-4800 мин"1, но с раздельной камерой сгорания. Такой способ смесеобразования вынуждает чрезмерно увеличивать степень сжатия и не обеспечивает высокой экономичности.
Аккумуляторные системы типа «Common Rail», развивающие давление впрыскивания свыше 150 МПа, позволяют выдержать скоростной режим 4500-5000 мин"1 и что очень важно, при неразделенной камере сгорания. Такие зарубежные двигатели отличает высокая экономичность и хорошие пусковые качества.
В нашей стране практически нет опыта создания подобных систем. Между тем, накоплен огромный научный, конструкторский и технологический опыт создания традиционных дизельных систем топливоподачи. В этих условиях, по мнению многих специалистов, актуальным направлением является модернизация именно топливных систем традиционных конструкций, целью которой должна быть интенсификация процесса подачи, т.е. повышение давления и сокращение продолжительности впрыскивания топлива.
Проведенные исследования, в том числе и на кафедре «Автотракторные двигатели» ВолгГТУ, указывают на целесообразность повышения объемной скорости подачи как метода интенсификации. Достигается это, в нашем случае, скоростным форсированием топливного насоса. Эффективно и регулирование начального давления в нагнетательной магистрали топливной системы, что доказано в работах О.Б. Леонова, Н.Н. Патрахальцева, И.В. Астахова, Л.Н. Голубкова, Л.В. Грехова, В.И. Трусова, А.С. Хачияна и др. Все известные методы регулирования начальных условий предусматривают обычно автономный источник (насос или гидроаккумулятор), сообщающийся с нагнетательной магистралью в межцикловый период.
На кафедре «Автотракторные двигатели» разработана и запатентована система, сочетающая в себе два метода интенсификации процесса впрыскивания топлива: увеличение объемной скорости подачи путем удвоения скорости вращения вала топливного насоса и регулирование начального давления, что достигается перепуском части топлива из нагнетательной магистрали при дополнительном ходе плунжера. Для перепуска топлива используется золотниковое устройство.
Диссертационная работа посвящена совершенствованию процесса подачи топлива, что само по себе является актуальным. Впервые на базе традиционной системы исследуются возможности сочетания двух эффективных методов интенсификации процесса подачи топлива в дизеле.
Как в плане общей концепции совершенствования транспортных дизелей, так и с точки зрения модернизации традиционных систем топливоподачи, данную работу можно считать актуальной.
Автор выражает благодарность всему коллективу кафедры "Автотракторные двигатели" ВолгГТУ за поддержку и помощь при выполнении данной работы.
Параметры, определяющие эффективность процесса впрыскивания топлива
Необходимость повышения энергии впрыскивания топлива в дизеле, что особенно важно в быстроходном двигателе, когда требуется кратковременная подача большой порции топлива, была доказана и обоснована в работах многих ученых [9, 16,21,61,73].
Повышение давления впрыскивания при постоянной цикловой подаче приводит к более длительному сохранению формы факела у сопла и к более интенсивному размыву головной его части. Последнее указывает на более тонкое распыливание, при котором в структуре факела увеличивается число мелких капель. Доказано, что повышение давления впрыскивания обеспечивает необходимое передвижение топливных струй за меньшее время [61].
Важно подбирать энергию впрыскивания топлива при жестких ограничениях по экологическим показателям. Особенно в последнее время, когда ужесточились требования по ограничению максимального давления цикла и количества твердых частиц в отработавших газах [77]. При интенсивном впрыскивании появляется возможность устанавливать малые углы опережения без заметного ухудшения экономических показателей и повышения дымности выхлопа. При этом снижается выброс оксидов азота. Ужесточением требований по выбросам отработавших газов продиктовано появление за рубежом систем, отличающихся высокой энергией впрыскивания. По данным фирм, производящих топливную аппаратуру для среднеоборотных и быстроходных дизелей, насосы этих систем развивают давление более 150МПа[19].
В настоящее время работы по созданию современных систем топливоподачи ведутся по двум направлениям: разработка аккумуляторной системы типа «Common Rail» и модернизация топливных систем традиционных конструкций. Причем традиционные системы, по мнению многих специалистов, обладают большими потенциальными возможностями, в то время как создание аккумуляторной системы, во-первых, связано с рядом объективных трудностей, а во-вторых, потребует значительного времени на отладку и доводку уже созданной системы.
Повысить энергию впрыскивания топлива можно двумя способами: путем повышения максимального давления впрыскивания Р и повышением до максимально возможного значения среднего давления Рвспрр при фиксированном
РВпр . Из-за ограничений по нагруженности привода повышение максимального давления целесообразно только после того, как исчерпаны резервы повышения Рвспрр. Кроме того, именно величина среднего за цикл давления определяет эффективность системы топливоподачи.
Относительная величина Л = РвспРр/ Г для традиционных систем находится в пределах 0,5 - 0,6, в то время как исследования подтверждают возможность повышения этого значения до 0,8 - 0,9 путем увеличения среднего за цикл давления Рвспрр [2]. Т.е. при том же максимальном давлении продолжительность процесса подачи топлива можно сократить на 15 — 20 %. Для повышения среднего давления впрыскивания Рверр необходимо увеличить скорости нарастания и спада давления в начальной и конечной фазах процесса и расширить основной участок кривой при максимальном давлении подачи топлива. В пределе закон изменения давления впрыскивания должен быть по возможности максимально приближен к П-образной форме.
Можно назвать традиционным метод повышения энергии впрыскивания топлива путем увеличения объемной скорости подачи. При этом повышается давление впрыскивания и сокращается продолжительность цикла подачи, что принято называть интенсификацией процесса подачи топлива.
Практически реализовать требуемую объемную скорость подачи возможно увеличением диаметра или скорости плунжера. Наиболее простым и эффективным способом повышения объемной скорости подачи является увеличение диаметра плунжера [2, 18, 41]. Однако это приводит к увеличению объема надплунжерного пространства и уменьшению эффекта повышения давления впрыскивания. Более того, из-за уменьшения активного хода плунжера в этом случае растет неравномерность подачи топлива по цилиндрам, что особенно проявляется на режимах частичных нагрузок.
Наиболее рациональным признано увеличение объемной скорости подачи путем повышения скорости плунжера. При том же эффекте, нагрузки в механизме привода меньше в сравнении с методом увеличения диаметра плунжера. Так, увеличение средней скорости плунжера за период активного хода на 6 % обеспечивает сокращение продолжительности впрыскивания, соответствующее увеличению площади плунжера на 25 % [2, 59].
Повышая объемную скорость плунжера, важно правильно сочетать его диаметр dn и его максимальный подъем hmax. Результаты расчетного исследования влияния dri на параметры процесса впрыскивания при hmax 10 мм и 12 мм приведены на рис. 1.1 [41]. Анализ результатов показывает, что зависимости максимального давления Р и продолжительности впрыскивания фвпр от диаметра плунжера имеют оптимум. Т.е. дальнейшее повышение объемной скорости за счет увеличения диаметра плунжера не дает эффекта, что объясняется уменьшением активного хода, с чем в свою очередь связано увеличение количества топлива, нагнетаемого при открытых отсечных окнах гильзы.
Особенности протекания процесса топливоподачи
Процесс топливоподачи - динамический процесс, протекающий в очень ограниченный временной промежуток, что придает ему специфические особенности, которые необходимо учитывать при его математическом описании. Процесс впрыскивания топлива в дизеле характеризуется следующими особенностями:
1) процесс подачи топлива периодический, т.е. он начинается и кончается на небольшом участке каждого оборота кулачкового вала топливного насоса;
2) в системе в течение одного цикла впрыскивания при различных углах поворота вала топливного насоса могут наблюдаться как разрежения, т.е. наличие свободных объемов, так и большие избыточные давления;
3) в основном периоде топливоподачи существуют колебания, присущие неустановившемуся движению топлива и не способные вызвать разрывов сплошности потока, которые могут быть лишь следствием разгрузочного хода нагнетательного клапана [7];
4) в зависимости от мощности и быстроходности дизеля продолжительность подачи топлива изменяется в пределах от сотых до тысячных долей секунды.
Процесс подачи топлива считают кратковременным единичным импульсом, возникающим во входном сечении нагнетательного трубопровода в результате выталкивания топлива плунжером насоса из надплунжерной полости. Во входном сечении нагнетательного трубопровода возникает неустановившееся движение сжимаемой жидкости, при котором от насоса к форсунке с местной скоростью звука идет прямая волна давления.
При математическом моделировании за основу принимается система с нагнетательным трубопроводом и закрытой форсункой. Иные схемы топливных систем являются частными случаями этой системы, как с точки зрения принципа действия, так и теоретических посылок, положенных в основу процесса впрыскивания топлива.
Проследим механизм протекания процесса подачи топлива. Так, в начале хода плунжера топливного насоса часть топлива из надплунжерного пространства вытесняется в полость низкого давления через впускное окно. По мере перекрытия плунжером впускного окна, в результате дросселирования, давление над плунжером повышается. В топливном слое, прилегающем к нагнетательному клапану, повышается давление. Возникающая у клапана волна давления со скоростью звука перемещается по нагнетательной магистрали в сторону распылителя форсунки. При определенном давлении топлива в распылителе игла начинает подниматься. С начала подъема нагнетательного клапана до полного закрытия впускного окна (геометрическое начало подачи) плунжером топливо подается в полость низкого давления через сужающуюся щель впускного окна и в нагнетательную магистраль через штуцер насоса. После начала рабочего хода плунжера, т.е. с момента полного закрытия впускного окна, все топливо подается через штуцер в магистраль.
После начала подъема иглы распылителя давление топлива над плунжером и перед сопловыми отверстиями распылителя несколько снижается. За этим следует резкое повышение давления, что объясняется меньшим расходом топлива через распылитель в сравнении с подводом его от насоса. С возрастанием давления в полости распылителя игла быстро поднимается до упора. Подача топлива в этом случае определяется диаметром и скоростью движения плунжера, т.е. объемной скоростью подачи.
С момента начала открытия перепускного окна (геометрический конец подачи), топливо подается в форсунку и сливается в полость низкого давления. В результате давление над плунжером и в полости распылителя снижается. Давление над плунжером снижается быстрее, что вызывает посадку нагнетательного клапана в седло. При опускании клапана его разгрузочный поясок, двигаясь в корпусе, откачивает часть топлива из нагнетательного трубопровода. Это резко снижает давление в нагнетательной магистрали, в результате чего игла форсунки опускается и подача топлива прекращается.
Основным фактором, формирующим характер изменения и величину импульса, является скорость движения плунжера насоса, или профиль кулачка последнего. В связи с тем, что импульс подачи неизвестен, его нельзя задать начальными условиями. Он определяется в процессе расчета, в каждый момент которого рассчитывается текущее значение импульса. А потому форму и величину импульса подачи определяют также граничные условия, заметно искажающие его. К искажающим факторам относят также объемы камеры нагнетания и штуцера насоса, нагнетательный клапан, перетекание топлива через впускные окна гильзы при движении нагнетательного клапана, а также изменения сжимаемости, вязкости и плотности топлива в результате изменения давления в системе. Упругость стенок нагнетательного трубопровода, их шероховатость и гидравлическое сопротивление при движении топлива причисляют также к искажающим факторам.
Особенности механизма подачи топлива в дизеле при скоростном форсировании насоса высокого давления
Объектом исследований является система топливоподачи тракторного дизеля Д-144 с топливным насосом УТН-5. Форсунки с многодырчатым распылителем. Давление начала подъема иглы форсунки- 17,7 МПа. Исходные данные для численных экспериментов, касающиеся размеров элементов насоса, соответствуют технической документации завода-изготовителя. Масса подвижных частей насоса и форсунки, а также жесткость пружин определялись экспериментально с соблюдением требований ГОСТ.
Вернемся к общим положениям, касающимся особенностей работы исследуемой системы топливоподачи и используемой в работе терминологии.
Напомним, что нагнетательная магистраль разделена в предлагаемой конструкции перепускным механизмом (рис. 1.6.). Часть ее, включающая штуцер насоса и трубопровод высокого давления, названа первым контуром нагнетательной магистрали, а оставшаяся часть — вторым контуром. Механизм создания начального давления Рнач в магистрали в межцикловый период таков. Во время предварительного хода плунжера (дополнительный цикл подачи топлива плунжером), который обусловлен удвоением скорости вращения вала насоса, формируется остаточное давление Р0СЇ в первом контуре. При основном ходе плунжера (основной цикл впрыскивания), когда происходит подача топлива в цилиндр дизеля, сформированное в первом контуре остаточное давление Рост определяет величину начального давления Рнач в полостях нагнетательной магистрали. Более подробно принцип работы системы показан в разделе .
Соизмеримость времени прохождения волны давления в первом контуре и времени изменения площади сечения канала, образованного при перекрытии окон ротора и статора, позволяет получать различное время - сечение «проходного канала» путем изменения взаимного положения окон в начальный момент цикла подачи. Введено понятие «угол упреждения ротора фу„». Это угол поворота ротора, определяющий степень раскрытия проходного канала к моменту начала движения плунжера. Необходимость работы системы с упреждением ротора обусловлена особенностями формирования остаточного давления в первом контуре нагнетательной магистрали при предварительном ходе плунжера (см. раздел 3.4).
Закон изменения площади проходного канала определяют как диаметры соответствующих окон статора и ротора, так и фазовое смещение ротора относительно вала топливного насоса — угол упреждения ротора фуп. Таким образом, исследуемую систему характеризуют следующие регулировочные параметры: диаметр дросселирующего окна сідр, определяющий остаточные условия в первом контуре, диаметр нагнетательного окнас1]1Г, определяющий показатели основного цикла впрыскивания и угол упреждения ротора сруп.
Отметим, что в дальнейшем термин «штатная система» определяет систему топливоподачи с удвоенной скоростью вращения вала насоса высокого давления. Т.е. скорости вала топливного насоса и коленчатого вала дизеля одинаковы.
Ранее было доказано, что повышение скорости вращения вала топливного насоса уменьшает цикловую подачу топлива и сопровождается повышением давления впрыскивания и увеличением продолжительности подачи [23, 59]. dQ„ На рис. 3.1 показаны дифференциальные = /(фв) и d ф интегральные Qu =/(фв) характеристики подачи топлива. Анализ интегральных характеристик (рис. 3.1.) позволяет определить цикловую подачу топлива Qu. Для насоса УТН-5 цикловая подача при п ЮООмин 1 составляет мм , а при пв=3000 мин - 58 мм . Из дифференциальных характеристик следует, что максимальная скорость подачи топлива dQu/dq по углу поворота вала насоса фв при повышении скоростного режима от 1000 мин 1 до 3000 мин"1 уменьшается. Соответственно, уменьшается и цикловая подача топлива. При фиксированной рейке характер изменения цикловой подачи по частоте вращения вала насоса, что называют скоростной характеристикой топливного насоса, является очень важным показателем при оценке системы топливоподачи. Напомним только, что традиционные топливные насосы обеспечивают скоростную характеристику с отрицательной коррекцией, то есть цикловая подача топлива уменьшается по мере снижения угловой скорости вращения вала насоса. Это обстоятельство вызывает необходимость корректировать цикловую подачу топлива при работе дизеля по внешней скоростной характеристике. Кроме того, при отрицательной коррекции скоростной характеристики требуется установка, как минимум, двухрежимного регулятора, поддерживающего устойчивыми режимы холостого хода при минимальной и максимальной частотах вращения коленчатого вала.
С позиции принципов дозирования подачи в системах рассматриваемого типа, при изменении скорости вращения вала насоса цикловую подачу топлива невозможно увеличить или уменьшить. Активный ход плунжера при неизменной продолжительности подачи, выраженный в градусах угла поворота вала насоса, будет сохраняться постоянным при любой скорости плунжера, зависящей от частоты вращения кулачка. Однако, из-за действия искажающих факторов, цикловая подача, давление и продолжительность впрыскивания топлива находятся в более сложной зависимости от частоты вращения вала насоса [59].
Принято считать, что основными, искажающими закон подачи топлива, являются два взаимосвязанных фактора - объемы системы и свойство топлива сжиматься в объемах системы [59].
Общая методика проведения эксперимента
Общий вид экспериментальной установки приведен на рисунке 4.1. В опытной системе топливоподачи штатный насос высокого давления дополнен перепускным механизмом золотникового типа. В качестве перепускного механизма использована секция высокого давления топливного насоса НД-21 распределительного типа. Гильза плунжерной пары 1 (статор) одновременно является корпусной деталью с наклонными продольными каналами 2, соединяющими надплунжерную полость (полость нагнетания) с магистралью высокого давления (рис. 4.2, а).
Остаточное давление в первом контуре нагнетательной магистрали формируется при помощи перепускного клапана, установленного в непосредственной близости от штуцера гильзы. Конструкция клапана позволяет изменять давление начала его открытия.
Установкой специальных штуцеров 4 (рис. 4.2, а) уменьшалось влияние вредных объемов в элементах перепускного механизма.
Некоторые изменения были внесены в конструкцию гильзы 1 (статора). В использованной секции для 4-х цилиндрового дизеля заглушены два из четырех продольных каналов. Отсечные окна плунжера (распределительного вала) 5 на всех режимах работы перекрывались дозатором 6 штатной конструкции.
Для подвода топлива в полость высокого давления распределительного вала (ротора) 5 использовался технологический канал в гильзе (рис. 4.2, а). Ротор приводился промежуточным валом с оригинальным профильным пазом 8. Крутящий момент на промежуточный вал передавался от вала топливного насоса с помощью зубчатой ременной передачи. Корпус смонтирован на подвижной части специальной станины, что позволяет изменять натяжение ремня привода. Предусмотрена точная регулировка момента начала перекрытия окон ротора и статора относительно положения кулачкового вала насоса. Статор вместе с корпусом проворачивался относительно станины при натянутом ремне привода.
На рис. 4.3 приведено изменение цикловой подачи Qu и продолжительности впрыскивания фвпр в функции частоты вращения вала топливного насоса п„.
Рис. 4.4 демонстрирует зависимость давления в выходном сечении первого контура нагнетательной магистрали от угла поворота вала топливного насоса срв. Использовался отметчик положения вала топливного насоса, что позволило выделить дополнительный оборот кулачкового вала, обусловленный удвоением скорости вращения вала насоса, что в условиях стендовых испытаний является условным.
Определялись значения остаточного давления в первом контуре после «предварительного» хода плунжера. Эти данные использовались в качестве исходных при численном эксперименте. На рисунке 4.4 показаны расчетные значения давления в выходном сечении первого контура при основном (рабочем) ходе плунжера. Здесь же приведены результаты натурного эксперимента.
Такая методика исследований использовалась при всех выбранных значениях частоты вращения вала насоса. На рисунке 4.5 показана зависимость остаточного давления в первом контуре системы от частоты вращения вала насоса при давлении начала открытия перепускного клапана Ркл - 25 и 27 МПа.
С учетом сформированных остаточных давлений регистрировались цикловая подача топлива Qu, продолжительность впрыскивания pBIip и давление в выходном сечении второго контура нагнетательной магистрали Рвых (рис. 4.6,4.7.). Результаты эксперимента хорошо согласуются с расчетными данными.
При обработке результатов эксперимента проводилась их статистическая оценка для определения вероятности воспроизведения опытов и адекватности используемой математической модели. В качестве оцениваемого параметра принята цикловая подача топлива Qu (рис. 4.3.).
Для проверки воспроизводимости эксперимента в каждой точке плана выполнялись параллельные замеры экспериментальных значений оцениваемых параметров. Воспроизводимость эксперимента, которая предполагает правомерной гипотезу об однородности дисперсий S-i ,S2,...,SN, определённых с одними и теми же степенями свободы (при одинаковом для каждого опыта числе параллельных замеров) по результатам N опытов, определяет условная безразмерная величина - критерий Кохрена G. Это отношение максимальной дисперсии, среди результатов параллельных замеров конкретного опыта, к сумме всех дисперсий. Оценка проводится сравнением найденного экспериментального значения критерия G с теоретическим. Если в результате обработки эксперимента гипотеза об однородности дисперсий воспроизводимости не подтверждается, число параллельных замеров должно быть увеличено. Подставив в формулу (4.2) полученные величины выборочных дисперсий, получим G=0,154.
Теоретическое значение критерия Кохрена для выбранных условий проведения эксперимента [24] Gj-0,48. Соотношение между теоретическим GT и экспериментальным G значениями позволяют утверждать о воспроизводимости эксперимента. Проверка на адекватность используемой математической модели представляет собой оценку ошибки аппроксимации изменения значений цикловой подачи с помощью полученного уравнения регрессии. Показателем адекватности модели является сопоставление экспериментального значения по критерия Фишера в сравнении с его теоретической величиной.
