Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса и задачи исследования 12
1.1. Анализ конструкций современных автомобильных дизелей и путей их дальнейшего совершенствования 12
1.2. Анализ топливных систем 24
1.3. Выводы по обзору и постановка задач исследования 41
ГЛАВА 2. Методики исследований и экспериментальные установки 43
2.1. Обоснование методов исследований 43
2.2. Метод и программа гидродинамического расчёта АСсЭГНФ 45
2.3. Экспериментальные установки
2.3.1. Установка для исследования рабочего процесса 56
2.3.2. Установка для безмоторных исследований АСсЭГНФ 65
ГЛАВА 3. Экспериментальное исследование рабочего процесса дизеля 71
3.1. Результаты исследований форсированной топливной системы непосредственного действия 71
3.2. Влияние угла опережения впрыскивания и числа сопловых отверстий распылителя на показатели дизеля 76
3.3. Анализ полученных результатов с учётом особенностей протекания процессов смесеобразования и тепловыделения 82
3.4. Сравнение показателей дизеля при двух способах организации рабочего процесса 97
3.5. Прогнозирование показателей полноразмерного дизеля 100
3.6. Заключение и выводы по главе 111
ГЛАВА 4. Расчётно-экспериментальное исследование аккумуляторной системы СЭГНФ 113
4.1. Модернизация АС с ЭГНФ предварительного дозирования 113
4.2. Результаты расчётного исследования АС с ЭГНФ предварительного дозирования 119
4.3. Результаты пробных опытов на безмоторном стенде и разработка рекомендаций по совершенствованию АС с ЭГНФ предварительного дозирования 129
4.4. Результаты расчётно-экспериментальных исследований АС с ЭГНФ прямого дозирования 136
4.5. Разработка способа управления характеристикой впрыскивания на примере АС с ЭГНФ предварительного дозирования 147
4.6. Заключение и выводы по главе 160
Основные выводы 163
Библиографический список
- Анализ топливных систем
- Метод и программа гидродинамического расчёта АСсЭГНФ
- Анализ полученных результатов с учётом особенностей протекания процессов смесеобразования и тепловыделения
- Результаты пробных опытов на безмоторном стенде и разработка рекомендаций по совершенствованию АС с ЭГНФ предварительного дозирования
Введение к работе
Актуальность работы. Разработка и массовое применение на бензиновых двигателях легковых автомобилей систем распределённого впрыскивания топлива с трёхкомпонентным нейтрализатором и системой микропроцессорного управления двигателем обеспечили радикальное снижение вредных выбросов двигателями этих автомобилей. Это привело к тому, что, начиная с 1994-1995 гг., вредные выбросы дизелями превысили вредные выбросы бензиновыми двигателями. Поэтому проблема снижения вредных выбросов дизелями стала предельно актуальной.
Последовательная реализация ряда весомых мероприятий, в том числе разработка новых типов электронных топливных систем (ТС), позволила зарубежным компаниям наладить выпуск автомобильных дизелей, отвечающих постоянно ужесточающимся нормам по выбросам вредных веществ без увеличения расхода топлива. В то же время путь, избранный отечественными производителями, заключается в приспособлении базовых конструкций, разработанных ещё в 60-70-х годах XX столетия, к современным условиям путём их модернизации. Такой путь позволяет максимально сократить затраты при неизбежном в таком случае отставании в техническом уровне выпускаемой продукции. Решение проблемы нам видится в разработке и использовании в отечественных дизелях более прогрессивного рабочего процесса (РП) с неразделённой камерой сгорания и объёмным смесеобразованием, максимально удовлетворяющего современным экологическим требованиям и степени форсирования наддувом.
Цель работы. Улучшение экологических показателей автомобильных дизелей выбором рациональной формы камеры сгорания и оптимизацией топливной аппаратуры непосредственного действия; анализ и совершенствование аккумуляторной топливной системы с электроуправляемыми гидроприводными насос-форсунками (АС с ЭГНФ) предварительного и прямого дозирования для дальнейшего улучшения показателей.
Методы исследования. В работе использовались методы расчетного и экспериментального исследования, сочетавшиеся друг с другом. Экспериментальные работы по изучению РП проводились на моторном стенде с отсеком
N ГУ'
одноцилиндрового дизеля размерности 12/13, на котором имитировались условия работы полноразмерного дизеля КамАЗ с газотурбинным наддувом. Путём математического моделирования на компьютере определялись предельно достижимые показатели цикла 4-тактного дизеля, показатели распыливания топлива, развития топливных струй и интенсивности осевого вихря в цилиндре.
Расчётно-теоретическое исследование АС с ЭГКФ проведено с использованием методик и программ гидродинамического расчёта, разработанных в МАДИ и дополненных в ходе выполнения работы. Испытания макетных образцов АС с ЭГНФ выполнялись на безмоторном стенде с приводным электродвигателем.
Научная новизна работы заключается в обосновании целесообразности использования в отечественных дизелях грузовых автомобилей осесимметрич-ного РП с широкой камерой сгорания, низкой интенсивностью вихревого движения заряда, 4-клапанным газораспределением, высоким давлением впрыскивания и большим числом сопловых отверстий малого диаметра. Показана важность согласования характеристик развития топливных струй при поздних углах опережения впрыскивания (УОВ), устанавливаемых с целью уменьшения выбросов оксидов азота, с необходимостью использования воздуха в надпорш-невом зазоре. В этом плане работа является логическим продолжением деятельности Особого конструкторского бюро (ОКБ) Н.Р. Брилинга на современном этапе.
Для АС с ЭГНФ предварительного и прямого дозирования обоснованы пути и способы, позволяющие увеличить давление впрыскивания до 200 МПа и выше и управлять характеристикой впрыскивания.
Практическая ценность. Предложенный подход к организации РП, проверенный в ходе стендовых испытаний на одноцилиндровом отсеке, может быть использован при создании новых моделей отечественных дизелей семейств КамАЗ и ЯМЗ. Применительно к перспективной аккумуляторной топливной системе с ЭГНФ предварительного и прямого дозирования разработаны дополненные версии программ гидродинамического расчёта, которые могут быть применены для проектирования и оптимизации ТС. В ходе испытаний на безмоторном стенде выявлены определённые недостатки ранее спроектированных и изготовленных образцов ЭГНФ предварительного дозирования, разработанных совместно с ЯЗТА, и намечены способы их устранения. На базе конструкции ЦНИТА разработан улучшенный макетный образец ЭГНФ прямого дозирования.
Реализация работы. Результаты исследований, методика и программа расчета АС с ЭГНФ используются в учебном процессе кафедры «Теплотехника и автотракторные двигатели» МАДИ и в НИОКР ЗАО «АЗПИ», направленных на создание опытных образцов АС с ЭГНФ. Результаты испытаний одноцилиндрового отсека экспериментального дизеля переданы ОАО «КамАЗ» для использования при разработке перспективных моделей дизелей.
Основные положения, выносимые на защиту 1. Результаты исследования форсированной ТС непосредственного действия с ТНВД.
-
Результаты опытов на одноцилиндровом отсеке дизеля по исследованию влияния на РП параметров распылителей и УОВ.
-
Результаты прогнозирования показателей полноразмерного дизеля 8ЧН 12/13 при обеспечении заданных норм по выбросам вредных веществ путём изменения УОВ.
-
Расчётно-экспсрименталыюе обоснование необходимости управления давлением впрыскивания при изменении режима работы и УОВ для обеспечения оптимальных показателей качества.
-
Расчётный анализ различных способов обеспечения давления впрыскивания 200 МПа и более на примере АС с ЭГНФ предварительного дозирования.
-
Расчетный анализ различных схем ЭГНФ прямого дозирования.
-
Способ управления характеристикой впрыскивания для АС с ЭГНФ.
Личный вклад автора
Анализ современных тенденций развития автомобильных дизелей и ТС и постановка задач исследований.
Проведение моторных испытаний, обработка и анализ результатов.
Дополнение метода и программы гидродинамического расчёта АС с ЭГНФ предварительного дозирования и создание на её базе программы для расчёта АС с ЭГНФ прямого дозирования.
Теоретическое обоснование комплектации и схемы АС с ЭГНФ для обеспечения давления впрыскивания 200 МПа и выше и управления характеристикой впрыскивания.
Сравнительный анализ схем АС с ЭГНФ прямого дозирования, выбор рациональной схемы и конструкторская проработка макетного образца.
Создание безмоторного стенда для испытаний АС с ЭГНФ, проведение опытов и разработка рекомендаций по дальнейшему совершенствованию конструкций и программ.
Апробация работы. Основные положения диссертационной работы были представлены в виде докладов на международном научном симпозиуме, посвященном 135-летию МГТУ МАМИ в 2000 г.; 42 и 50-й конференциях Ассоциации Автомобильных Инженеров «Автомобиль и окружающая среда» в НИЦИАМТ, 2003 и 2005 гг.; научно-технической конференции «4-е Луканин-ские чтения. Решение энергоэкологических проблем в автотранспортном комплексе» в МАДИ(ГТУ), 2009 г. и получили положительные оценки.
Публикации. По теме диссертации опубликованы 5 печатных работ, из них 1 - в рецензируемых журналах ВАК, 2 - в виде докладов на научно-технических конференциях.
Структура и объём работы. Диссертационная работа состоит из введения, 4-х глав, выводов, содержит 124 страницы машинописного текста, 51 рисунок, 4 фотографии, 6 таблиц, 1 приложение. Библиографический список содержит 75 наименований.
Анализ топливных систем
Поэтапное ужесточение норм по выбросам вредных веществ (ВВВ) с ОГ автомобилей совместно с применением высокого наддува явилось причиной широкого применения в дизелях большегрузных автомобилей, отвечающих экологическим нормам EURO 3 и выше, 4-клапанного газораспределения, широких неглубоких камер сгорания, осесимметричного смесеобразования, при котором совпадают оси цилиндра, камеры сгорания и форсунки, имеющей, как правило, 8 сопловых отверстий малого диаметра =0,16-0,19 мм [21,26,38,69]. При этом ключевая роль в рабочем процессе и в достигнутом за последние годы снижении выбросов твёрдых частиц отводится электронным топливным системам с высоким (180 МПа и более) давлением впрыскивания, которые не только управляют топливоподачей, как системы первого поколения [19], но и имеют возможность гибкого управления характеристикой впрыскивания [6,46,75]. Разработчики альтернативных РП, главной особенностью которых является гомогенное сгорания всего подаваемого за цикл топлива или его части, также опираются в своих работах на возможности ТС [68].
В работе [66] исследовалось влияние давления впрыскивания и диаметра сопловых отверстий на образование твёрдых частиц и оксидов азота. Часть опытов проводилась на серийном 6-цилиндровомtдизеле грузового автомобиля фирмы Detroit Diesel Corp. с рабочим объёмом zT/,=12,7 л, оснащенном насос-форсунками с электронным управлением и механическим приводом плунжера. При работе с рециркуляцией ОГ уменьшение диаметра, сопловых отверстий, и - увеличение давления впрыскивания привело к существенному снижению выбросов твёрдых частиц при незначительном увеличении выбросов NOx. Так, при использовании экспериментального распределительного вала; обеспечивающего увеличение; скорости? плунжерам на , 12%, иг распылителя 8x0,17 мм:вместо стандартного распределительного вала; и распылителя. 8x011 8; мм максимальные; давления; впрыскиваниям; увеличились.в-среднем-на:17%, а;величина удельных;выбросов твёрдых частиц (BSPM) при испытании по циклу ESC уменьшилась; на? 35%. Максимальное снижение BSPM, до 70%, было достигнуто на режимах малых нагрузок; на режимах полной нагрузки снижение; было минимальном, менее 10%. При этом минимальные значения BSPM в обоих случаях достигались на режимах полной нагрузки, что нехарактерно для дизелей прошлых поколений. Например, при и=1585 мин 1 для дизеля в стандартной комплектации BSPM=0,05 и 0,31 г/кВт-ч соответственно при 100 и 25%. Полученные результаты авторы объясняют тем, что на режимах полных нагрузок максимальные давления впрыскивания, доходящие до 200. МПа, обеспечивают такое быстрое смесеобразование, что дополнительное увеличение давления практически не влияет на выбросы частиц. С уменьшением нагрузки; максимальные давления впрыскивания снижаются до 100 МПа, ив этом случае даже незначительное увеличение давлений впрыскивания приводит к ощутимому, позитивному эффекту. В случав: установки распылителя 8x0,131 мм и экспериментального распределительного вала было достигнуто ещё большее снижение выбросов твёрдых частиц, однако в этой комплектации нагрузка двигателя не превыеила-50% из-за: чрезмерного увеличения длительности; управляющего импульса; Если объединить результаты, полученные с, распылителем; 8x0,17 мм на; режимах с нагрузкой; 75 и; 100%, с; результатами; полученными с распылителем 8x0,131 мм на режимах? с нагрузкой 25 и; 50%, то уменьшение средневзвешенной величины удельного; выброса частиц по сравнению с дизелем в стандартной комплектации составит 56%, при увеличении удельного выброса NOx с шенствованию ТС, заключающегося в создании распылителей с переменной площадью сопловых отверстий (vario-nozzle).
Исследованию влияния формы характеристики впрыскивания и многофазного впрыскивания на показатели дизеля посвящено большое количество работ, проведённых как в нашей стране, так и за рубежом [1,41,67]. Однако, если в ранних работах применение ступенчатого или многофазного впрыскивания рассматривалось как средство снижения максимального давления цикла р: и скорости нарастания давления (dp/d p)max, то в работах последнего времени основное внимание уделяется вопросам снижения ВВВ. Также отметим, что практическое использование результатов этих работ стало возможным только на базе достижений современной электроники и микропроцессорной техники и создания надёжных исполнительных механизмов.
На рис. 1.1 представлена так называемая «идеальная» характеристика впрыскивания, определённая фирмой AVL для номинального режима работы дизеля [63]. Продолжительность начальной фазы п соответствует длительности задержки воспламенения; количество топлива д,, поданного в течение начальной фазы, составляет приблизительно 50% от цикловой подачи топлива на холостом ходу; скорость нарастания давления впрыскивания dp/d p в начале основной фазы длительностью т2 должно выбираться таким, чтобы среднее давление р основной фазы составляло бы 70% от величины максимального давления впрыскивания р1пах. В этом случае, по мнению фирмы, удаётся обеспечить минимальный выброс NOx и твёрдых частиц. Приводятся результаты сравнительных испытаний одноцилиндрового дизеля FM538 с Vh=2 л на режимах цикла ESC с экспериментальной и стандартной системой Common Rail и рециркуляцией охлаждённых ОГ. Экспериментальная система Common-Rail позволяла, в отличие от стандартной системы, получать ступенчатый закон подачи топлива. При использовании экспериментальной системы Common-Rail со сту
Метод и программа гидродинамического расчёта АСсЭГНФ
В состав экспериментальной установки входят следующие элементы: универсальный картер с одноцилиндровым отсеком исследуемого дизеля (рис. 2.5), электрический тормоз, автономная система наддува, пульт управления, а также различные системы и приборы для обеспечения работы двигателя и проведения необходимых измерений. Универсальный картер имеет систему уравновешивания сил инерции первого порядка и механизм регулирования надпоршневого зазора. Одноцилиндровый отсек собран в следующей комплектации:
Четырёхклапанная ГЦ из чугуна и имеет центральное, осесим-метричные расположение форсунки. Одноименные клапаны расположены перпендикулярно продольной оси двигателя. Конструктивной особенностью головки является автономное расположение впускных каналов с отдельными окнами на входе. Первый по ходу потока канал имеет тангенциальный профиль, его окно расположено со стороны бокового торца. Второй канал имеет винтовой профиль, его окно расположено со стороны верхней привалочнои плоскости. Тарелки всех клапанов утоплены на 1,5 мм относительного огневого днища и имеют угол посадочной фаски 45. На днище ГЦ у сёдел клапанов выполнены профилированные фаски. Статическая продувка, проведённая на специальном стенде, показала, что впускные каналы 4-клапанной ГЦ обеспечивают существенно большие значения суммарного проходного сечения fifen по сравнению с впускным каналом 2-клапанной ГЦ, особенно в области высоких и средних значений подъёма клапанов hKI [34]. Эффективное проходное сечение выпускного канала /и/вьт также оказалось значительно выше в случае 4-клапанной головки: увеличение ц/вьт по сравнению с серийным выпускным каналом составляет от 76 до 200% соответственно в области высоких и средних значений Ам. Уплотнение газового стыка, а также водяных и масляных каналов между головкой и цилиндром обеспечивается так же, как и в дизеле КамАЗ. Для регистрации индикаторных диаграмм на боковой стенке ГЦ закреплён адаптер для установки пьезокварцевого охлаждаемого датчика давления Т200. Адаптер соединяется с цилиндром каналом длиной 40 мм.
Эскиз поршня с камерой сгорания типа Гессельманавают достаточно узкие фазы газообмена с небольшим перекрытием клапанов и малыми проходными сечениями в клапанах в период их перекрытия [15]. Привод клапанов от распределительного вала осуществляется попарно через траверсу, коромысло, штангу и плоский толкатель. Привод распределительного вала и ТНВД осуществляется от углового редуктора с переднего конца коленчатого вала.
Поршень из алюминиевого сплава изготовлен на базе заготовки поршня дизеля КамАЗ с плоским днищем и отличается от серийного поршня только формой камеры сгорания и расположением выточек под клапаны (рис. 2.6). Гильза цилиндра и шатун от двигателя КамАЗ-740. Неразборный коленчатый вал установлен на трёх подшипниках скольжения с рабочим слоем из свинцовистой бронзы.
Система смазки двигателя выполнена по схеме с «сухим» картером. Трёхсекционный шестерёнчатый масляный насос имеет автономный электрический привод. Две секции насоса обеспечивают подачу масла под давлением ко всем подшипникам и узлам трения, а третья секция перекачивает масло из картера в масляный бак. В контур откачивающей секции насоса встроен теплообменник, постоянно омываемый жидкостью из системы охлаждения. Имеется также система струйного масляного охлаждения поршня. Масляный насос с автономным электроприводом, питаемый из общего масляного бака, подаёт масло под давлением через две форсунки, закреплённых на дне картера, на днище поршня.
Система охлаждения отсека жидкостная, двухконтурная. Циркуляция охлаждающей жидкости в первом контуре, включающем рубашку охлаждения двигателя, осуществляется от насоса с электроприводом. В контур включён электрический нагреватель и теплообменник рекуперативного типа, охлаждаемый водопроводной водой. Заданная температура охлаждающей жидкости в системе охлаждения поддерживается автоматически с помощью системы регулирования РПИБ.
Направление циркуляции охлаждающей жидкости соответствует принятому на полноразмерном двигателе; в качестве охлаждающей жидкости используется вода.
Коленчатый вал двигателя соединен с якорем балансирной машины постоянного тока, включённой в сеть по схеме Леонардо. Она позволяет нагружать дизель, рекуперировать развиваемую двигателем мощность и прокручивать двигатель для пуска и определения условной мощности механических потерь. Для определения крутящего момента на корпусе электрической машины закреплена тензобалка, прогиб которой регистрируется с помощью цифрового вольтметра на пульте управления. Частота вращения двигателя определяется с помощью импульсного индукционного тахометра ТЭСА.
Избыточное давление воздуха во впускной системе создаётся с помощью компрессора ротационного типа с электроприводом, позволяющим регулировать давление нагнетаемого воздуха за счёт бесступенчатого изменения частоты вращения. После компрессора установлен водо-воздушный холодильник и электронагреватель мощностью 27 кВт, что позволяет поддерживать температуру воздуха перед впускными клапанами в пределах от 20 до 180С. Расход воздуха измеряется с помощью объёмного расходомера типа РГ. Частота вращения ротора расходомера измеряются импульсным фотоэлектрическим датчиком и выводится на цифровой тахометр, показывающий величину мгновенного расхода в м3/ч. Для сглаживания пульсаций давления в системе установлены два ресивера ёмкостью 1000 и 300 л.
Выпускной трубопровод двигателя соединён с ресивером объёмом 20 л, после которого установлен регулируемый дроссель с электроприводом для приближённой имитации системы изобарного наддува. Отбор ОГ для анализа и измерения дымности осуществлялся из дополнительного ресивера, установленного после дросселя и соединенного с выпускной системой лаборатории.
Анализ полученных результатов с учётом особенностей протекания процессов смесеобразования и тепловыделения
При ранних УОВ (рис. 3.10, а) индикаторная диаграмма имеют классическую для автотракторных дизелей форму с резким нарастанием давления в конце такта сжатия и достижением максимального давления сгорания р: в начале такта расширения. Точками 1 и 3 на индикаторных диаграммах обозначены соответственно моменты начала и конца подачи топлива в цилиндр, намеченные переносом длительности впрыскивания рпт, определённой по результатам стендовых испытаний ТС. Точкой 2 обозначен момент начала воспламенения рв, за который принята квазиадиабатная точка (dQ =0). По мере уменьшения УОВ начало воспламенения естественным образом сдвигается в сторону ВМТ, что сопровождается снижением р: и максимальной скорости нарастания давления (dp/d p)max. Дальнейшее уменьшение УОВ приводит к тому, что тепловыделение полностью переносится на линию расширения, а привычный вид индикаторных диаграмм радикально меняется: так, при «=1400 мин1 на индикаторной диаграмме справа от ВМТ образуется участок с практически постоянным давлением (рис. 3.10 б). Отличия особенно хорошо заметны при перестроении индикаторных диаграмм вp-V координатах (рис. 3.10, в, г).
Увеличение р: с ростом частоты вращения (рис. 3.11 а) вызвано увеличением давления в цилиндре в конце сжатия рс в результате роста давления наддува. Однако степень повышения давления Я при этом уменьшается, что обусловлено как уменьшением количества теплоты, подводимого в цикле на 1 кг рабочего тела (#/а/0), так и уменьшением интегрального тепловыделения х вблизи ВМТ, когда достигается максимальное давление цикла (рис. 3.12). Из-за уменьшение X равенство р: и рс при «=2200 мин1 наступает при более ранних УОВ, чем при «=1400 мин1.
Изменение основных параметров индикаторной диаграммы и характеристик тепловыделения В ЗаВИСИМОСТИ ОТ УОВ При раЗЛИЧНЫХ ЧИСЛаХ Оборотов (распылитель 6x0,24 мм)\ распыливания топлива. Значение г, уменьшается приблизительно в той же степени, в какой увеличивается частота вращения, поэтому период задержки воспламенения, выраженный в градусах; в, с увеличением частоты вращения практически не меняется. Образование на кривых г, и в, минимума, не совпадающего с ВМТ, по всей видимости, связано с влиянием на величину периода задержки воспламенения вихревых потоков в камере сгорания, возникающих в результате вытеснения воздуха из надпоршневого пространства. Элементарные расчёты аэродинамики камеры сгорания [13] подтвердили соответствие между моментом достижения максимума радиальной скорости заряда wp, возникающем за 8 до ВМТ, и моментом образования минимумов на кривых т,- и 6 ,-.
Как при «=1400 мин1, так и при «=2200 мин1 имеется качественное соответствие между характером протекания кривых первого максимума скорости активного тепловыделения w,max и т, во всём диапазоне изменения оп.вп. В то же время удовлетворительное соответствие между wlnax и (dp/dcp)max можно установить лишь для ранних УОВ. По мере уменьшения УОВ момент достижения (dp/dp)тах всё в большей степени опережает момент достижения №1пш, а максимальная скорость изменения давления при сгорании постепенно выравнивается с максимальной скоростью нарастания давления при сжатии. Из теории двигателей известно следующее соотношение:
При раннем впрыскивании wlmx достигает высоких значений, определяя, таким образом, величину и момент (dp/d p)max. По мере уменьшения УОВ wlmx уменьшается, вызывая уменьшение первого члена уравнения (3.5); второй член по абсолютному значению также уменьшается и после перехода через ВМТ меняет знак с отрицательного на положительный: В результате максимальная скорость изменения давления при сгорании монотонно уменьшается, пока-в какой то момент не сравняется с максимальной скоростью нарастания давления при сжатии. При «=2200 мин1 этот момент наступает при fdB=Q,b ПКВ. При «=1400 мин1 и рде=6,5 стабилизация (dp/d p)nua не достигнута, что объясняется большим значением и 1пмх и меньшей длительностью тепловыделения до момента достижения и 1гаах - #/с=3,6 и 5,9 ПКВ соответственно при и=1400 и 2200 мин1. Отметим, что изменение УОВ в исследованных пределах не приводит к сколько-нибудь заметному изменению длительности тепловыделения до достижения первого віс и второго в2с максимумов скорости активного тепловыделения (рис. 3.11, б). Рост 92с при «=2200 мин1 можно связать с замедлением продвижения вершин топливных струй (см. рис. 3.7).
По мере запаздывания впрыскивания величина второго максимума скорости активного тепловыделения w2max показывает тенденцию к росту (см. рис. 3.11, б), причём при «=1400 мин1 на кривой w2raax образуется хорошо различимый минимум. Известно, что скорость диффузионного сгорания определяется скоростью образования смеси в результате молекулярной и турбулентной диффузии. Изменение коэффициента молекулярной диффузии в зависимости от температуры и-давления можно определить поформуле:
Результаты пробных опытов на безмоторном стенде и разработка рекомендаций по совершенствованию АС с ЭГНФ предварительного дозирования
При выборе рационального сочетания Мг и рак, помимо энергетической эффективности, должны учитываться и другие показатели, в том числе, длительность управляющего импульса гуи \л максимальная скорость мультипликатора с,тах. Быстрый рост хуи с увеличением Мг приводит к дополнительному нагреву обмотки ЭМ клапана, уменьшает скоростной диапазон работы двигателя и ухудшает быстродействие системы управления. Например, при Мг=9 тя=33,4...34,6 мс, то есть при п=2200 мин1 управляющее воздействие «замораживается» в течение 440...457 ПКВ (без учёта гидромеханической задержки впрыскивания). Отметим, что для обеспечения минимального значения туи все расчеты проводились с максимально возможным диаметром сливного жиклёра КГУ 4=1,2 мм. Правильность расчётного подбора жиклёра подтверждена испытаниями на безмоторном, стенде. Так, при 4=1,16 мм насос-форсунка всё ещё.сохраняла-работоспособность.
Максимальные расчетные скорости плунжера. с„тах оказались существенно выше, чем в системах непосредственного действия, для которых, как правило, с„тах 3,5 м/с. Это связано не столько с выбором» плунжеров малых диаметров (так, в первом случае средняя- скорость плунжера за период впрыскивания с„ср=3,72 м/с), сколько с тем?, что скорость плунжера, не имея жёстких ограничений, устанавливается из, условий динамического равновесия в системе (рис. 4.5). Достижение максимумов скорости в начале и в конце впрыскивания связано с ус корением лунжера в результате сжимаемости топлива (в конце впрыскивания происходит открытие отсечного окна и рабочая полость дополнительно сообщается с объёмом- надыгольной полости). При- заданном давлении впрыскивания коэффициент мультипликации» непосредственно не влияет на скорость плунжера, однако, в выполненной конструкции увеличение Мг достигается за счёт уменьшения диаметра плунжера, что приводит к росту сптах с увеличением Мг. При М=5,44, рак=35 МПа максимальная скорость плунжера оказывается на 20% меньше, чем при Мг=9, рак=25 МПа, что предпочтительнее. Однако и в этом случае значение с,тах=8,28 м/с оказывается высоким. Решение проблемы может состоять в увеличении диаметра плунжера, например, 4,=7 мм, но это требует проектирования новой насос-форсунки.
Характеристики впрыскивания, обеспечиваемые ЭГНФ (рис. 4.6), выгодно отличаются от характеристики впрыскивания ТС непосредственного действия с ТНВД. Особенно важно то, что при существенном увеличении р фпас обеспечивается резкое окончание впрыскивания. Относительная высота «ступеньки» на переднем фронте характеристики впрыскивания при Мг=5,44, рак=35 МПа оказывается больше, чем при М=9, рак=25 МПа, что объясняется более высоким значением рфо. Кроме того, при Мг=5,44 заметнее выражен промежуточный спад характеристики после достижения максимума. По видимому, это связано с увеличением дросселирования потока в проходном сечении КГУ по мере роста Мг, что способствует более эффективному гашению колебательных ПрОЦеССОВ (СМ. НИЖЄ). В ТО ЖЄ время, остаётся практически неизменным при всех исследованных сочетаниях Мг и рж(см. рис. 4.4).
Таким образом, из результатов расчётного анализа следует, что для обеспечения /?;/»,га=200 МПа предпочтительнее использовать первый вариант комплектации (Мг=5,44, #,„=35 МПа). При этом по сравнению со вторым вариантом (Мг=9, рак=25 МПа) максимальные и средние давления впрыскивания оказываются выше, энергетическая эффективность улучшается на 11,4%, существенно сокращается длительность управляющего импульса (14,3 мс вместо 34,6 мс), а максимальная скорость плунжера, снижается на 20%. В качестве недостатка-можно отметить рост давления в аккумуляторе на 40%. Однако в абсолютном выражении рак увеличивается с 25 до 35 МПа, что, с учётом достижения в современных АС без мультипликаторов существенно более высоких давлений, вполне допустимо. Отметим также, что при уменьшении Мг возможно уменьшение проходных сечений трубопроводов и объёма аккумулятора, а также улучшение массогабаритных показателей ТНСД.
Помимо решения оптимизационных задач, математическое моделирование позволяет лучше понять работу системы и получить значения параметров, непосредственное измерение которых на. натурном объекте затруднительно или невозможно. Цикл работы ЭГНФ начинается с момента открытия ЭМ клапана в момент р=0 (рис. 4.7). Это приводит к снижению давления в управляющей полости ру4 и в полости над поршнем мультипликатора р„з- Давление ру4 снижается в большей степени, чем р„3, что обеспечивает закрытие КГУ. После полного закрытия КГУ, спустя 8,4 ПКВ (1,00 мс) с начала цикла, мультипликатор начинает подниматься, вытесняя жидкость из надпоршневого объёма через жиклёр КГУ, и создавая таким образом перепад между Рпз и ру4, необходимый- для удержания КГУ в закрытом положении1. Длительность управляющего импульса „=14,3 мс обеспечивает подъём мультипликатора на 6,57 мм, что необходимо для обеспечения К„„=130 мм3. Период-после окончания ЭМ импульса и до начала впрыскивания, составляющий 3 ПКВ (тгш=0,357 мс), необходим для открытия КГУ и сжатия топлива в полости плунжера до давления начала подъёма иглы распылителя рф0=58 МПа.
