Содержание к диссертации
Введение
1 Обзор литературы и анализ состояния проблемы 7
1.1 Общие требования, предъявляемые к процессам смесеобразования и сгорания топлива в дизелях и к их топливоподающим системам 7
1.2 Особенности требований, предъявляемых к системам топливо подачи тракторных дизелей 12
1.3 Форсунка в системе топливоподачи 13
1.4 Выводы и задачи исследования 34
2 Разработка математической модели процесса топливоподачи электрогидроуправляемои форсункой аккумуляторной системы топливоподачи 37
2.1 Описание разработанной конструкции форсунки 37
2.2 Общая характеристика объекта исследования. 38
2.3 Течение топлива в трубопроводах и длинных каналах 41
2.4 Процессы в полостях 43
2.5 Уравнения движения 45
2.6 Идентификация математической модели 46
3 Численные иследования влияния конструктивных параметров форсунки на характеристики впрыс кивания 48
3.1 Техническое задание 48
3.2 Процесс в электрогидравлической форсунке 49
3.3 Влияние диаметра плунжера гидрозапирания и диаметра иглы 50
3.4 Влияние сечений входного и выходного жиклеров камеры управления 52
3.5 Влияние максимального хода иглы 53
3.6 Влияние полного хода клапана-дозатора 54
3.7 Влияние сечения управляющих каналов клапана-дозатора 56
3.8 Влияние давления начала впрыска (по пружине) 57
3.9 Влияние диаметра сопловых отверстий распылителя 58
3.10 Оптимизация форсунки 5 8
4 Методика проведения исследований 63
4.1 Общая методика исследований и экспериментальное оборудование 63
4.2 Обработка экспериментальных данных и оценка погрешностей измерений 77
5 Экспериментальные исследования форсунки 81
5.1 Описание экспериментальной системы топливоподачи 81
5.2 Описание экспериментальной форсунки 82
5.3 Предварительные экспериментальные исследования форсунки 84
5.4 Усовершенствованный вариант форсунки 90
5.5 Оценка влияния сечений жиклеров камеры управления 95
5.6 Оценка межцикловой стабильности подач 97
5.7 Характеристики экспериментальной топливоподающей системы 100
6 Эффективность применения электрогидроуправляемои форсунки аккумуляторной системы топливоподачи 104
6.1 Эффективность управления углом опережения впрыска 105
6.2 Эффективность управления давлением впрыскивания 105
6.3 Эффективность повышения стабильности топливоподачи 106
6.4 Эффективность управления интенсивностью впрыскивания 107
Общие выводы 109
Литература 111
Приложения 125
- Особенности требований, предъявляемых к системам топливо подачи тракторных дизелей
- Течение топлива в трубопроводах и длинных каналах
- Влияние сечений входного и выходного жиклеров камеры управления
- Предварительные экспериментальные исследования форсунки
Особенности требований, предъявляемых к системам топливо подачи тракторных дизелей
Особенности условий работы тракторного дизеля предъявляют и ряд специфических требований к работе топливной системы.
Во-первых, топливная система должна обеспечивать стабильность показателей топливоподачи на протяжении всего гарантийного срока эксплуатации. При этом в связи с напряженным графиком в период весенних и осенних полевых работ при проектировании топливной аппаратуры целесообразно заложить как можно больший эксплуатационный срок между очередными техническими обслуживаниями и упростить процесс диагностики состояния ее элементов.
Во-вторых, тракторный дизель основное время работает в условиях переменных нагрузок (на неустановившихся режимах). Для таких условий двигатели должны обладать хорошей приемистостью, позволяя преодолевать кратковременное увеличение нагрузки без переключения передач. С учетом этого обстоятельства топливная система тракторного двигателя должна оборудоваться всережимным регулятором частоты вращения, позволяющим увеличивать цикловую подачу топлива по мере увеличения нагрузки. Наибольшее распространение нашли механические центробежные регуляторы частоты вращения в силу своей простоты.
В-третьих, тракторы могут эксплуатироваться круглый год. Поэтому топливная система должна обеспечивать легкий пуск двигателя и при отрицательной температуре окружающей среды. Для надежного пус 13 ка дизеля при отрицательной температуре окружающего воздуха необходимо улучшение распыливания топлива. Это достигается увеличением давления впрыскивания. В большинстве случаев пусковая подача оказывается в 1,5...3 раза выше номинальной [95].
В-четвертых, зависящий от характеристик топливоподачи процесс сгорания топлива в цилиндре дизеля должен обеспечивать минимальный уровень токсичности выхлопных газов. Возможно в сельской зоне это и не столь важный показатель, как в городских и промышленных зонах, и вопрос улучшения экологических показателей дизелей на селе пока не стоит так остро, однако, в случае использования тракторов в теплицах, фермах и других помещениях, может наблюдаться значительное превышение допустимых норм концентрации токсичных веществ в окружающем воздухе, и отрицательно отразиться на здоровье людей, животных, нормальном развитии растений и т.д. Поэтому снижение токсичности отработавших газов в некоторых случаях является даже острой производственной необходимостью.
Все эти требования должны учитываться при проектировании топ-ливоподающих систем тракторных дизелей.
Качество смесеобразования, как правило, во многом определяется форсункой, работающей в наиболее напряженных условиях. В этой связи выбор параметров форсунки имеет большое значение при формировании характеристик впрыскивания для обеспечения организации оптимального смесеобразования и тепловыделения в цилиндре двигателя.
Разнообразие топливных форсунок обусловлено областью использования дизелей и различием процессов смесеобразования в них. Схема классификации форсунок дана на рис. 1.3. Как следует из рисунка, форсунки различаются по типу запирающего органа. Наиболее простыми и дешевыми для производства являются бесклапанные форсунки (рис. 1.4). Распыливающие (сопловые) отверстия такой форсунки постоянно сообщены с топливопроводом высокого давления. Давление начала истечения топлива из сопловых отверстий такой форсунки определяется давлением газов внутри камеры сгорания двигателя.
Таким форсункам свойственно множество недостатков. Отсутствие запирающего элемента обуславливает проникновение газов из камеры сгорания в полость форсунки и канал топливопровода, а также течь топлива из сопловых отверстий в камеру сгорания, что становится причиной образования кокса в распыливающих отверстиях форсунки, на днище поршня, поршневых кольцах, клапанах. При циклическом характере истечения топлива из сопловых отверстий, как это происходит в автотракторных дизельных двигателях, бесклапанная форсунка не может обеспечить идентичность следующих друг за другом цикловых подач вследствие разности начальных условий перед каждым циклом впрыскивания.
Бесклапанная форсунка: 1 - корпус; 2 -распыливающие отверстия.
С точки зрения быстрого запирания канала форсунки интерес представляют беспрецизионные клапанные форсунки [18] с шариковым или пластинчатым запирающим элементом. На рис. 1.5 представлен пример форсунки, сочетающей оба указанных способа запирания. Преимуществом таких способов запирания следует считать более быстрое запирание в виду малой массы подвижных частей. Нарастающее давление газов в цилиндре двигателя также способствует быстрому запиранию, позволяя уменьшить предварительное натяжение пружины и, следовательно, ее габариты и массу. Следует отметить также простоту клапанных форсунок, отсутствие прецизионных деталей и дополнительной магистрали для отвода топлива.
Течение топлива в трубопроводах и длинных каналах
Для истечения через дросселирующие сечения при умеренных напорах (80... 150 МПа), не вызывает больших ошибок применение формулы расхода для несжимаемой жидкости [49]:
Определение геометрической площади в запорном конусе производилось с учетом действительной разницы углов конусов иглы и распылителя и подъема иглы. Для определения коэффициентов расхода конусов и сопел в зависимости от режимов течения использованы эмпирические формулы В.И.Трусова[107].
Для вычисления расходов через жиклеры, клапаны, золотники использовано выражение (3.11), где сечение f для подвижного органа вычисляется по его найденному ходу h. В частности, для золотника с круглыми отверстиями диаметром d0TB имеем [113] і отв- количество отверстий. Для простых форсунок, например, с дозаторами Коломенского филиала ВЗПИ [89] справедливо h m = lWn- Для форсунки с отрицательной обратной связью (рис. 2.8), т.е. с регулированием управляющих сечений золотника-дозатора не только за счет подъема дозатора, но и за счет подъема плунжера вместе с иглой, справедливо: h aT =Ъ.Ж03Ш - пи.
Текущие объемы вычислены с учетом перемещения клапанов, иглы, плунжера. Физические свойства топлива определены с использованием эмпирических зависимостей. Так, коэффициент сжимаемости дизельного топлива при давлении Р=0...200 МПа принят [49]:
Математическая модель является детерминированной, не учитывает реальные отклонения параметров системы, подвергнутой экспериментальному исследованию, содержит собственные допущения. На рис. 2.3 представлено сравнение расчетных результатов с экспериментальными. камере управления форсунки в процессе подачи (ход дозатора 0,55 мм). Колебания давления на расчетной кривой - следствие волнового процесса и расчетной неустойчивости. Большая сходимость достигнута при корректировке некоторых параметров форсунки. В их число попали в основном те, что без специально поставленных опытов не могут быть точно определены (эффективные сечения или коэффициенты расхода, усилие электромагнита с учетом положения и скорости якоря, тока и др.).
Ввиду наличия утечек через зазор дозатора в его закрытом состоянии математическая модель была доработана введением формулы утечек с членами Пуазейля и Куэтта для топлива с переменной от давления вязкостью.
Оценка адекватности математической модели по критерию Фишера при 5% уровне значимости составила F=l,103 FKp=2.27.
Как любая топливная система, рассматриваемая должна соответствовать требованиям достижения оптимального рабочего процесса дизеля, обеспечивать максимальное давление впрыска (Р ) при данном давлении в аккумуляторе (так как это показатель эффективности работы форсунки), максимально монотонную характеристику цикловой подачи от времени включения привода клапана - gq=f(x). Удовлетворение этим требованиям обеспечивается оптимизацией параметров топливоподающей системы. В этой связи важное значение приобретает численное исследование влияния каждого существенного параметра топливной системы.
Некоторые значения параметров форсунки задаем сразу, как базовые значения для численных экспериментов (приложение 1), остальные выявлены в результате численных экспериментов (глава 3 настоящей работы).
С учетом полученных уравнений, описывающих конструктивные особенности предложенной форсунки, дополнен базовый вариант программного комплекса «Впрыск» (разработка МВТУ им. Н.Э. Баумана), использующегося при численном исследовании.
Влияние сечений входного и выходного жиклеров камеры управления
Оптимизация характеристик впрыскивания прежде всего обеспечивается подбором необходимых сечений жиклеров. Их наилучшее сочетание обусловливает не только эффективность, но и работоспособность системы.
. Расчетная поверхность возможности обеспечения заданной цикловой подачи (gu = 60 мг) при изменении сечений входного (uF в пкл) и выходного (uF CT) жиклеров камеры управления. Так, при больших сечениях входного жиклера ((iF ) и малых сечениях выходного жиклера (pFm) впрыска не происходит. Согласно рис. 3.4 неустойчивая работа форсунки наступает при M-F ra 0,06 мм2 и M-F L 0,2 мм2 в виду высоких давлений в камере управления.
Расчетная поверхность максимального давления впрыска (Рр) при изменении сечений входного (iF ra) и выходного (M-F "0) жиклеров камеры управления.
На рис. 3.5 показаны наиболее выгодные сочетания сечений жиклеров с точки зрения получения максимального давления впрыскивания. Видно, что максимальное давление впрыскивания (Р ) заметно снижается при
0,03 мм2 JLIF 0,11 мм2 и при \лв кл 0,2 мм2. Таким образом, для экспериментальной форсунки следует принять сечения жиклеров, значения которых не лежат в указанных интервалах.
Обеспечить цикловую подачу 60 мг удается при любом максимальном подъеме иглы в интервале 0,1...0,31 мм. Как следует из рис. 3.6, давление впрыска нечувствительно к установке упора иглы выше 0,2 мм. Уменьшение хода иглы менее 0,2 мм ухудшает протекание подачи из-за повышенного дросселирования топлива в запорном конусе. Следовательно, величину максимального хода иглы 0,31 мм, принятую для базовой конструкции (прил. 1), можно считать приемлемой. Однако для сокращения минимального времени рабочего цикла форсунки, за счет уменьшения хода иглы, может быть и целесообразно выбрать максимальный ход иглы равный 0,2 мм.
Влияние хода клапана-дозатора обусловлено открываемым им сечением для разгерметизации камеры управления. При его недостаточном значении поступление топлива через жиклер становится соизмеримым с расходованием через клапан, давление в камере слабо снижается и игла поднимается мало или не поднимается вовсе; зона пклтах 0,37 мм оказывается нерабочей (рис. 3.7).
При hKJImax 0,37 благодаря заложенной в конструкции обратной связи увеличивается подъем иглы, уменьшается дросселирование топлива в запорном конусе иглы, что приводит к повышению среднего и максимального давления впрыскивания (рис. 3.8). В то же время увеличение полного хода клапана-дозатора более 0,5 мм не является целесообразным, так как это практически не отражается на давлении впрыскивания и, кроме того, снижает быстродействие системы.
Изменением сечения управляющих каналов клапана-дозатора (например изменением их числа, диаметра или иным способом) удается быстрее регулировать давление в камере управления по мере подъема клапана. На рис. 3.9 представлены графики подъемов иглы при различном количестве радиальных каналов в плунжере (управляющих каналов клапана). Увеличение их количества увеличивает ход иглы (рис. 3.9), и в итоге уменьшает дросселирование топлива в запорном конусе распылителя. В то же время следует отметить, что увеличение числа управляющих каналов более 2, отражается на характере перемещения иглы очень незначительно и вместе с тем может оказаться причиной ухудшения герметичности камеры управления.
Предварительные экспериментальные исследования форсунки
Изготовленный по рис. 5.2 экспериментальный образец форсунки имел следующие конструктивные параметры гидравлического клапана: диаметр плунжера - 9 мм, диаметр осевого канала в плунжере — 2 мм, длина осевого канала в плунжере - 40 мм, диаметр радиального канала в плунжере - 0,8 мм, наружный диаметр дозатора - 35 мм.
Для регистрации положения иглы был опробован датчик дифференциально-трансформаторного типа, схема которого представлена на рис. 5.3.
Полученные данные показывают работоспособность форсунки. Так, после подачи тока на электромагнит форсунки (окно 2 на рис. 5.4), происходит перемещение дозатора 6 (рис. 5.2) форсунки, о чем свидетельствует снижение давления в полости управления (окно 3 на рис. 5.4). При этом происходит перемещение иглы (окно 4 на рис. 5.4) распылителя форсунки.
В процессе испытаний было замечено, что наблюдается некоторое запаздывание начала нарастания давления в полости управления форсункой после обесточивания электромагнита. Согласно полученным данным (рис. 5.4), от момента обесточивания электромагнита (в окне 3 моменту обесточивания электромагнита соответствует метка а) до момента начала нарастания давления в полости управления (метка б) проходит около 3,5 мс. Возник вопрос, связано ли это с запаздыванием срабатывания дозатора (залипание дозатора) или же это запаздывание, связанное с заполнением полости управле 85 ния топливом через жиклер? Так же важно было установить, зависит ли это запаздывание от величины давления в гидроаккумуляторе.
Кроме того выяснилось, что установленный на форсунке датчик положения иглы не отображает реальную картину. Видно (окно 4 на рис. 5.4), что при подаче тока на электромагнит форсунки датчик фиксирует всплеск электромагнитного излучения (метка в). Согласно показаниям датчика положения иглы, игла долго садится на седло распылителя (зона г). Однако выяснилось, что на самом деле данные искажает сам датчик. Дело в том, что для уменьшения шумов датчика, возникающих при демодуляции сигнала, было использовано емкостное сглаживание. Получалось, чем больше емкость, тем меньше шумов, однако тем более инертной становилась система, и сам процесс описывался более пологими, затяжными кривыми. Устранение или значительное уменьшение емкости приводило к резкому возрастанию уровня шумов, что затрудняло (с достаточной точностью) определение даже начального положения иглы.
Важным заключением предварительных испытаний явилось и то, что давление топлива в гидроаккумуляторе в момент впрыскивания практически не изменяется (окно 1 на рис. 5.4). Это обеспечивалось принятой большой емкостью аккумулятора (2,3-10" м ) и постоянной его подпиткой топливным насосом высокого давления. Следует отметить, что датчик давления топлива в аккумуляторе был установлен вблизи штуцера, питающего форсунку. Таким образом, стало возможным предположить, что емкость гидроаккумулятора обеспечивает необходимый запас топлива под давлением в момент впрыскивания и достаточна для получения достоверных данных при исследовании форсунки, а производительность топливного насоса высокого давления соответствует расходу топлива из гидроаккумулятора.
Для выявления причин, вызывающих запаздывание нарастания давления в полости управления после обесточивания электромагнита и устранения влияния электромагнитного излучения на показания приборов, в форсунку были установлены оптические датчики инфракрасного диапазона для регистрации положения иглы и дозатора. Предварительные пробные эксперименты подтвердили отсутствие восприимчивости оптических датчиков к электромагнитному излучению. Во избежание влияния окружающей среды и других источников света, датчики были помещены в герметичные камеры с эластичными светонепроницаемыми стенками. На рис 5.5 представлен следующий экспериментальный образец с расположенными на нем оптическими датчиками положения иглы и дозатора и тензопреобразователем давления в полости управления. Принцип действия форсунки, представленной на рис. 5.5, аналогичен той, что показана на рис. 5.2.
. Экспериментальная форсунка с датчиками: 1 - тензопреобра-зователь давления; 2 - крышка; 3 - сменная шайба с жиклером; 4 - электромагнит; 5 - корпус клапанного узла; 6 - датчик положения дозатора; 7 - дозатор; 8 - ограничитель; 9 - плунжер; 10 - датчик положения иглы; 11 - штанга; 12 -игла; 13 -распылитель.
Первые эксперименты подтвердили отсутствие зависимости характера срабатывания клапана от давления в гидроаккумуляторе (рис. 5.6). Кроме того, из рис. 5.6 б видно, что давление в полости управления форсунки (Рупр) вполне согласуется с положением дозатора (пд). То есть значительного запаздывания (3,5 мс) нарастания давления в полости управления после закрытия дозатора не наблюдается.
Осциллограммы перемещения дозатора (пд) и давления в полости управления (Рупр) форсунки при отсутствии давления в гидроаккумуляторе (а) и при давлении 50 МПа (б).
Рабочий цикл форсунки, представленный на рис. 5.7, показывает, что после прекращения подачи тока (метка а) на электромагнит форсунки, дозатор еще некоторое время (участок б) остается открытым.
В связи с этим стало ясно, что имеет место залипание дозатора. Причиной тому могло служить гидравлическое или магнитное залипание, так как в притянутом положении дозатор касается магнитопровода электромагнита. Таким образом выявленным конструктивным недостатком явилось отсутствие гарантированного зазора между электромагнитом и якорем в притянутом положении.
Некоторое запаздывание нарастания давления в полости управления при закрытии радиального отверстия плунжера дозатором вызвано увеличением объема полости управления при посадке иглы на седло распылителя. Видно (рис. 5.7), что при закрытии радиального отверстия плунжера дозатором в начальный момент (участок в) давление в полости управления (Рупр) нарастает до того значения, когда усилия достаточно для начала посадки иглы на седло распылителя, то есть когда совместные усилия возвратной пружины иглы и давления в полости управления становятся несколько больше усилия от давления топлива в кармане распылителя.
