Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса, постановка задачи исследований 10
1.1. Методы совершенствования и стабилизации топливоподачи в быстроходном дизеле. 10
1.2. Методы расчета топливных систем дизелей. Постановка задачи исследований ... 19
Глава 2. Анализ объемно-энергетического баланса разделенной топливной системы быстроходного дизеля 32
2.1. Методика, объект и программа исследований. 32
2.2. Результаты исследований 36
2.3. Выводы по главе 68
Глава 3. Метод и программа расчета рабочего процесса насоса, укомплектованного стабилизирующим клапаном, по заданным параметрам впрыскивания 71
3.1. Физическая и математическая модель насоса. Метод решения уравнений граничных условий 71
3.2. Блок схема и программа расчета рабочего процесса насоса по заданным параметрам впрыскивания 81
3.3. Расчетные исследования рабочего процесса насоса, укомплектованного опытным нагнетательным клапаном 91
3.4. Методика расчетной комплектации топливной системы по заданной характеристике впрыскивания. 103
3.5. Выводы по главе 110
Глава 4. Экспериментальные исследования опытной топливной системы 112
4.1. Исследование гидравлических характеристик стабилизирующего клапана 112
4.2. Исследования опытной топливной системы на безмоторной установке 120
4.3. Моторные испытания опытной топливной системы 127
4.4. Выводы по главе 133
Заключение 134
Литература 137
- Методы расчета топливных систем дизелей. Постановка задачи исследований
- Блок схема и программа расчета рабочего процесса насоса по заданным параметрам впрыскивания
- Расчетные исследования рабочего процесса насоса, укомплектованного опытным нагнетательным клапаном
- Исследования опытной топливной системы на безмоторной установке
Методы расчета топливных систем дизелей. Постановка задачи исследований
Устранение дополнительных впрыскиваний при форсировании топливоподачи может быть осуществлено конструкцией нагнетательного клапана. На рис. 1.3 представлена конструкция клапана, предложенная Mansfield [90]. Седло 1 клапана имеет кольцевую выточку 2, выполненную на уровне хвостовика 3 клапана 4. Благодаря выточке 2 при посадке клапана на седло в полости 5 повышается давление топлива, которое обеспечивает медленную посадку клапана. Это, как известно [79], позволяет решать проблему дополнительных впрыскиваний. Однако эта конструкция не имеет преимуществ перед предыдущими в вопросе чувствительности топливной системы к технологическим допускам (jLij/р). Проблематичны также вопросы коррекции протекания внешней скоростной характеристики ТА.
Методы решения задач чувствительности ТА к технологическим допускам и, в частности, к изменению /и/р, известны. Это оптимизация допусков [19], увеличение объема в штуцере насоса [19], увеличение эквивалентного проходного сечения всасывающих окон [19]. Однако эти мероприятия не всегда приемлемы. Например, увеличение V\ не позволяет осуществлять значительное форсирование процесса по давлению впрыскивания.
Анализ показывает, что решать задачи чувствительности ТА к изменению jUjfp возможно конструкцией нагнетательного клапана. На рис. 1.4 представлена такая конструкция, разработанная в МАДИ. Клапан [48, 57] состоит из запирающего элемента 1 со штифтом 2, седла клапана 3 с отверстием 4, в котором перемещается штифт 2, пружины 5. осуществляющей предварительное нагружение запирающего элемента 1. Клапан с помощью штуцера насоса (не показано) по общепринятой схеме [25] прижат к втулке плунжера 6.
Клапан работает следующим образом. В исходном положении запирающий элемент 1 прижат пружиной 5 к седлу 3. В результате нагнетания топлива плунжером 7 происходит увеличение давления топлива в полостях 8 и 9. Увеличение давления начинается до момента полного перекрытия впускных окон втулки плунжера. При достижении давления в полостях 8 и 9, превышающего давление Рко клапан начинает перемещаться. 8 результате движения клапана, перетекания топлива из полости 8 в полость 9 и наличия дросселирования между штифтом 2 и отверстием 4 давление в полости 9 становится меньше, чем в полости 8 (VH). Это приводит к тому, что скорость и путь клапана в период перекрытия впускных окон втулки плунжера достигают меньших значений, чем в случае отсутствия штифта 2. В результате уменьшается «подпитка» линии высокого давления, что благоприятно сказывается на чувствительности ТА к изменению эквивалентного проходного сечения распылителя [48]. После перекрытия плунжером впускного окна давление в полости 8 увеличивается, запирающий элемент 1 увеличивает скорость и происходит интенсивное нагнетание топлива по известной схеме работы клапана грибкового типа. При окончании активного хода плунжера происходит разгрузка линии высокого давления и запирающий элемент 1 начинает перемещение к седлу 3. Когда штифт входит в отверстие 4, вследствие дросселирования потока топлива в образованной щели, давление в полости 9 становится больше, чем в полости 8. Это создает условия для плавной и мягкой посадки клапана на седло, гашения волн давления в топливопроводе и обеспечения остаточного давления в линии нагнетания без опасности появления дополнительных впрыскиваний.
Проведенные ранее исследования показали, что клапан позволяет осуществлять коррекцию протекания внешней скоростной характеристики [51 ], уменьшает чувствительность топливной системы к изменению эквивалентного проходного сечения [48], несколько увеличивает давление впрыскивания при уменьшении его продолжительности, улучшает топливную экономичность при работе на одноцилиндровой установке [51] на форсунки. Однако в силу того, что в этих работах авторы принимали поток топлива в системе топливоподачи установившимся, точность расчета разделенных топливных систем была неудовлетворительная.
К числу первых работ, в которых предлагается динамический метод расчета топливных систем на основе теории гидравлического удара Н.Е.Жуковского, были работы [30, 89]. В этих работах поток считался одномерным, а топливо - невязкой сжимаемой жидкостью.
Полученные в работах [30, 86] уравнения были приемлемы для случая течения топлива по нагнетательному топливопроводу и не учитывали особенностей процессов в насосе и форсунке. Поэтому точность расчета была неудовлетворительной. Уточнению методов расчета Засса и Эйхельберга были посвящены работы Астахова И.В. [5], Натанзона В.Я. [55], Пишингера [61]. В них авторы предлагали учитывать влияние конечных объемов в топливной системе на процесс впрыскивания. В своей работе Натанзон В.Я., помимо конечных объемов, учитывал также перетекание топлива во всасывающие и отсечные окна втулки плунжера и динамику движения иглы. Динамический метод расчета с учетом влияния на процесс впрыскивания нагнетательного клапана был предложен Астаховым И.В. [6]. Наиболее полно теория расчета параметров впрыскивания невязкого сжимаемого топлива была опубликована Астаховым И.В. в 1948 г. [4]. В основу метода расчета Астахова И.В. были положены уравнения Жуковского Н.Е, для неустановившегося течения невязкой сжимаемой жидкости, которые имеют вид [63]:
Основная задача гидравлического расчета топливной системы -определение количества топлива, поступающего в камеры сгорания дизеля в функции угла поворота вала насоса. Поэтому авторы [4, 55, 61] предлагают при составлении граничных условий у насоса и форсунки использовать уравнения объемного баланса в рассматриваемом сечении, учитывая и уравнения динамики движения подвижных элементов аппаратуры. Достоинство метода Астахова И.В. в том, что уравнения граничных условий учитывают конструктивные параметры всех элементов насоса и форсунки, что делает метод универсальным и приемлемым для расчета процесса впрыскивания практически всех топливных систем плунжерного типа, работающих с топливом малой вязкости.
Блок схема и программа расчета рабочего процесса насоса по заданным параметрам впрыскивания
Расчетная схема насрса с механическим приводом плунжера, укомплектованная опытным нагнетательным клапаном, представлена на рис. 3.1. В общем случае процесс во входном сечении топливопровода, т.е. у насоса, можно разделить на следующие этапы [72]: 1) от начала движения плунжера до начала движения нагнетательного клапана; 2) от начала движения клапана до полного перекрытия всасывающих окон; 3) от перекрытия всасывающих окон до момента врхода разгружающего пояска нагнетательного клапана из канала; 4) от выхода разгружающего пояска из канала седла до начала открытия отсечных окон; 5) от открытия отсечных окон до момента входа пояска клапана в канал седла; 6) от входа разгружающего пояска в канал седла до момента посадки клапана на седло; 7) от посадки клапана на седло до прекращения движения топлива в нагнетательном топливопроводе. Запишем уравнения граничных условий на входе в топливопровод для общего случая - этап № 2. Система уравнений состоит из уравнений объемного баланса и уравнений динамического равновесия нагнетательного клапана. В системе (3.5) первое уравнение - объемный баланс в полости VH. Первый член этого уравнения характеризует количество топлива, аккумулируемого в объеме VH в результате сжимаемости; второй -объемная скорость плунжера; третий - расход топлива через окна втулки плунжера; четвертый - насосное действие штифта; пятый - расход топлива через дросселирующее сечение штифта клапана.
Второе уравнение - объемный баланс в полости Кнк, т.е. в карманах клапана. Первый член этого уравнения характеризует количество топлива, аккумулируемого в полости VHK в результате сжимаемости; второй - расход топлива через дросселирующее сечение штифта клапана; третий - насосное действие клапана в полости VHK; четвертый - расход топлива через щель между клапаном и его седлом. Третье уравнение - объемный баланс в объеме V H. В нем первый член характеризует количество топлива, аккумулируемого в полости Vін в результате сжимаемости; второй член - расход топлива через щель между клапаном и его седлом; третий - насосное действие клапана в полости V H: четвертый - расход топлива во входном сечении топливопровода. Четвертое и пятое уравнения системы (3.5) - динамическое равновесие нагнетательного клапана. В левой части четвертого уравнения записана сила инерции клапана. В правой части - сумма сил, обусловленных давлением топлива и пружины на клапан. При выводе уравнения четыре системы (3.5) было сделано допущение. В полости VH на поверхности штифта /ш действует давление Рн. В полости VHK на поверхность клапана (fK-fmr) действует давление Рнк. В полости перед дросселирующим сечением // существует давление Р НК: которое меньше Рнк, но больше Р н (вследствие дросселирования топлива в перьях клапана) [63]. Давление Р щс действует на поверхность (fK-fK). При этом давления Р нк и Рнк связаны (аналогично [63]) соотношением 1 + Кк где Кк учитывает дросселирование топлива при перетекании его вдоль перьев клапана В системе уравнений (3.5) используются ступенчатые функции аь, Ую о-рк, указывающие направление, в котором движется топливо через окна втулки плунжера и через дросселирующие сечения клапана: Ступенчатая функция а = О, если нагнетательный клапан находится на седле и равнодействующая всех внешних сил, действующих на клапан (сила FK) прижимает его к седлу, т.е. а\ = О при hK = О и FK 0; сті = 1 во всех остальных случаях.
Расчетные исследования рабочего процесса насоса, укомплектованного опытным нагнетательным клапаном
Влияние JUD/DK на процесс топливоподачи при принятых выше условиях представлено на рис. 3.5. Известно [46], что при решении обратной задачи по комплектации ТА, расчетные значения параметров на границах заданного шага расчета могут существенно отличаться. Это обусловлено, в частности, . строгостью задания исходных данных и начальных условий. Поэтому в данной работе на рис. 3.5 и далее представлены средние значения параметров Рн, Рнк, hK, которые определяются в расчетном интервале времени At. Из рис. 3.5. следует, что параметр juDtfDK оказывает большое влияние на характер протекания процесса и абсолютные значения Рн, Рнк, hK. Рассмотрим это влияние. В период времени, когда разгружающий поясок клапана движется в канале седла (срк = 22+29), величины подъема клапана (hK) для сравниваемых комплектаций №1 и №2 практически не отличаются. Это вполне логично, так как в этот период только движение клапана определяет изменение параметров Р н и /тСт. При этом вследствие дросселирования потока в сечении fDK параметр Рнк у комплектации 2 несколько меньше, чем у комплектации №1. Но значение давления Рн у комплектации №2 намного превышает величину Рн комплектации №1. Так например, при (рк = 27 разница в значениях Рн достигает 29,18 МПа, что вполне обосновано, так как система должна обеспечить заданные значения Р н и fjCT и, следовательно, hK при значительном дросселировании в щели fDK. Таким образом, данный расчет наглядно подтверждает физическую сущность рабочего процесса клапана. При выходе пояска клапана из канала седла {(рк 29 при Ик0 = 2,0 мм) значения давлений Рн у сравниваемых комплектаций несколько выравниваются. Однако вследствие большего дросселирования в цели fDK параметр Рн будет больше у комплектации №2 при больших подъемах к .град. клапана (hK), чем у комплектации №1. При этом величины давлений Рнк были практически одинаковые. Это наблюдается до значений рк = 34,7. При (рк - 34,7 поясок клапана комплектации №1 входит в канал седла. Для этого момента характерно замедление посадки клапана, скорость которого определяется заданными значениями Р н и fjCT. В результате чего наблюдаются большие давления Рн и Рнк у комплектации №1 в сравнении с комплектацией №2. Клапан комплектации №2 входит в канал седла при (рк = 35,7. Некоторое запаздывание момента входа клапана в канал седла у этой комплектации в сравнении с комплектацией №1 объясняется большим максимальным подъемом hK, о котором говорилось ( рк = 35,7) у комплектации №2, наблюдается повышение давления Рнк, что, как и в предыдущем случае, объясняется особенностями динамики клапана, который обеспечивает заданные параметры Р и/тСг.
С момента времени, когда разгружающие пояски клапанов перемещаются в каналах седла (при срк 35,7) давление Рнк было всегда больше у комплектации №2, чем у комплектации №1. Это объясняется дросселированием потока топлива, перетекающего в полость К лри насосном действии клапана. Характерно, что у комплектации №2 при рк 39 наблюдаются отрицательные значения параметра Рн. Это объясняется следующим. Физическая и математическая модель рабочего процесса насоса базируется на уравнениях объемного баланса и динамического равновесия, в частности, клапана. Параметры Р н и /ТСТ заданы, т.е. предопределены значения hK. Поэтому заданное протекание процесса при значительном дросселировании потока в щели j (для комплектации №2) возможно, если будут значительные перепады давлений Рн и Рнк. Очевидно, что отрицательные значения Рн в реальной ТС быть не могут. Поэтому процесс, определенный расчетом - не осуществим. Отсюда комплектация №2 не может обеспечить заданного протекания параметров Р н и /тСг при упомянутом значении fDK. Из этого следует, что выбор значения дросселя fDK должен осуществляться из условия возможности организации рабочего процесса насоса при реальных значениях давлений Рн и Рнк в полостях VH и Для комплектации №2 количество топлива, которое должно перетекать из полости VHK в полость VH при отрицательных значениях Рн составляет q OK = 30,05 мм . В дальнейшем этот параметр (# шг) будет принят за оценочный при сравнении вариантов ТС с позиции возможности осуществления в них рабочих процессов традиционными методами. При этом очевидно, что чем меньше величина q DK, тем больше вероятность осуществления ТС заданных параметров впрыскивания. ПОМИМО q DK, Параметры hK тах, Рн max, Р"н max, Р"нк max ТЭКЖе МОГуТ служить для оценки рабочего процесса насоса. Здесь: Р"н тах -максимальное давление в полости VH при движении штифта клапана в канале fDK (практически максимальное значение Р"н тах наблюдалось при hK = шт); Р"нктах - максимальное давление в полости VHK9 соответствующее по
Исследования опытной топливной системы на безмоторной установке
Результаты экспериментальных исследований влияния длины штифта (Ьщг) на скоростные характеристики топливоподачи представлены на рис. 4.4. Опыты проводились со стендовыми форсунками (jipfp = 0,233 мм ). Здесь же для сравнения дана скоростная характеристика исходной комплектации насоса. Все опыты проводились на одной секции насоса с заменой только нагнетательного клапана исходной комплектации на опытную. При этом изменения опытной комплектации достигались только путем укорочения штифта с 1 = 3,45 мм до Ьщг = 2,7 мм и до Ьщг = 2,0 мм. Опыты проводились при четырех положениях рейки топливного насоса, которые строго фиксировались и соответствовали цикловым подачам 75 мм3, 60 мм3, 45 мм3 и 30 мм3 при пк = 1200 мин1 для каждой исследованной комплектации. На рис. 4.4 зависимости qu = f(nK) представлены для двух опытных комплектаций, обеспечивающих максимальную и минимальную самокоррекцию топливной системы при упомянутых выше условиях. Как следует из представленного материала, все опытные комплектации, в сравнении с исходной, обеспечивают увеличение самокоррекции ТС. Так при положении рейки топливного насоса, соответствующем номинальной мощности дизеля Д-240, наибольшую самокоррекцию обеспечивает комплектация №1 (Ъцгг = 3,45 мм). При пк = 600 мин"1 эта комплектация в сравнении с исходной увеличивает производительность на 8,4 мм3 или на 13,2%. На этом же режиме комплектация №2 (Ьщг = 2,7 мм) увеличивает производительность на 7,3%. Третья комплектация (Iw = 2,0 мм) по этому показателю оказалась между первой и второй (на рис. 4.3. не показано).
С уменьшением активного хода в проведенных опытах наблюдалось некоторое относительное изменение самокоррекции топливоподачи исследуемых ТС. В результате при следующих двух Здесь чувствительность оценивалась величиной а, которая рассчитывалась по методике, изложенной в разделе 4.2.1. Результаты исследований чувствительности ТС к изменению jipfp, представленные в табл. 4.3., - осредненные значения а в интервале частот вращения вала насоса от 1000 мин" (An =100 мин"1). При этом на каждом режиме осуществлялось по 3-4 замера. Таким образом, значения а, представленные в табл. 4.3, - среднеарифметическая величина по 9-12 замерам. Из представленного материала видно, что все три опытные комплектации и исходная при qn = 75 мм3практически равноценны. Это объясняется тем, что опытные комплектации не оптимизировались по величине разгрузки нагнетательного клапана, которая, как известно, оказывает существенное влияние на чувствительность ТС к изменению Mpfp- При уменьшении нагрузки различия сравниваемых ТС по параметру а - существенны. При этом лучшие показатели имела комплектация №3. Эта комплектация, в сравненрі с исходной, обеспечивает уменьшение а при qn = 60 мм в 1,21 раза, при qu = 45 мм - в 2,6 раза и при qn = 30 мм - в 1,32 раза. Таким образом, величина (Ьщг) штифта оказывает существенное влияние на значение а, что в данных опытах проявилось, прежде всего, на частичных режимах работы ТС. На основании проведенных опытов комплектация №3 и исходная были приняты для дальнейших сравнительных испытаний. Результаты экспериментальных исследований равномерности топливоподачи ТС дизеля Д-240, подготовленной для испытаний на двигателе, укомплектованной соответственно исходными и опытными клапанами, представлены на рис. 4.5 и 4.6. Все опыты проводились с одним насосом и заменой только нагнетательных клапанов. При этом насос в каждой комплектации регулировался на равномерность топливоподачи на стендах и по методике завода изготовителя. Режим оптимальной равномерности для каждой из комплектаций соответствовал номинальной мощности. На этом режиме обе комплектации с позиции а были равноценны (рис. 4.5). Проверка равномерности топливоподачи осуществлялась после проведения моторных испытаний с отключением регулятора. Это позволило получить зависимость qu= f(hp). Положение рейки (Ьр)топливного насоса регистрировалось с помощью микрометрического винта. Из представленных результатов видно, что опытная комплектация обеспечивала лучшую равномерность топливоподачи практически на всех исследованных режимах. Так, при пк= 1100 мин" и qn = 40 мм , исходная комплектация имеет неравномерность равную 18%, а опытная - 9%. Проверочные испытания насосов проводились со стендовыми форсунками, которые имели подобранные по jLipfp распылители. Тем не менее опытная комплектация обеспечивала лучшую равномерность топливоподачи, что особенно заметно на частичных режимах. Это объясняется тем, что для топливного насоса с опытными нагнетательными клапанами, в силу их конструкции, необходимо увеличение активного хода плунжера, чтобы получить заданную цикловую подачу на режимах с повышенной частотой вращения вала насоса. Общеизвестно, что чем больше активный ход плунжера, тем лучше равномерность и стабильность подачи топлива. Увеличение активного хода плунжера способствует увеличению самокоррекции топливной системы, что в данном случае и наблюдалось.
