Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние проблемы совершенствования топливной аппаратуры тепловозных дизелей 14
1.1. Анализ работы серийных топливных систем на эксплуатационных режимах 14
1.2. Аккумуляторные топливные системы 21
1.3. Электронное управление впрыскиванием топлива 24
1.4. Требования к перспективной системе топливоподачи 34
ГЛАВА 2. Обоснование конструктивно-технологической схемы аккумуляторной топливной системы
2.1. Обоснование выбора минимального объёма топливного аккумулятора и общей компоновки системы 37
2.2. Форсунка 40
2.3. Анализ конструктивных особенностей и условий перемещения подвижных деталей устройства управления впрыскиванием 44
2.4. Обоснование критических размеров деталей устройства управления и форсунки, усилий пружин и электромагнита
2.4.1. Размеры посадочных диаметров клапанов устройства управления 47
2.4.2. Уточнение размеров посадочных диаметров клапанов устройства управления 48
2.4.3. Обоснование хода иглы форсунки до подвижного упора 51
2.4.4. Обоснование предельных значений усилия пружины форсунки 52 2.5. Анализ некоторых возможностей улучшения топливоподачи 53
2.5.1. Уменьшение времени запаздывания опускания иглы 53
2.5.2. Уменьшение нестабильности процесса впрыскивания 55
2.5.3. Уменьшение неравномерности подачи топлива в цилиндры дизеля 57
ГЛАВА 3. Теоретический анализ процесса топливоподачи на математической модели 60
3.1. Методы расчета процесса топливоподачи 60
3.2. Расчетная схема и принятые допущения 71
3.3. Математическая модель процесса впрыскивания 74
3.4. Уточнения методики расчета 76
3.5. Сравнение результатов расчета с опытными данными 81
3.6. Исследование влияния конструктивных элементов устройства управления и форсунки на процесс топливоподачи (результаты расчетов на ЭВМ) 82
3.6.1. Общие вопросы 82
3.6.2. Влияние усилия электромагнита 83
3.6.3. Влияние усилия пружины устройства управления впрыскиванием 83
3.6.4. Влияние диаметра компенсирующего поршня 85
3.6.5. Влияние посадочного диаметра клапана слива 86
3.6.6. Влияние посадочного диаметра впускного клапана 87
3.6.7. Влияние массы подвижных частей устройства управления 87
3.6.8. Влияние проходных сечений впускного и выпускного клапанов устройства управления 88
3.6.9. Влияние усилия пружины форсунки 89
3.6.10. Влияние диаметра канала штанги 90
3.6.11. Влияние объема гидрозапирающей камеры 93
3.6.12. Влияние площади посадки ограничителя хода иглы форсунки 93
Стр. 3.6.13. Влияние проходного сечения фильтра на входе в форсунку 94
ГЛАВА 4. Результаты исследований топливной системы на безмоторном стенде и дизеле 96
4.1. Предварительные результаты испытаний топливной системы дизелей 10ДН20,7/2х25,4 на безмоторном стенде
4.2. Оптимизация процесса топливоподачи в ходе полного факторного эксперимента - 106
4.2.1. Параметры и задача оптимизации, факторы, определяющие процесстопливоподачи 106
4.2.2. Выбор основного уровня и интервалов варьирования 107
4.2.3. Матрица планирования и результаты эксперимента 108
4.2.4. Обработка результатов эксперимента
4.2.5. Крутое восхождение по поверхности отклика 114
4.3. Результаты испытаний дизеля 1Д20,7/2х25,4, оборудованного аккумуляторной топливной системой 116
4.4. Ошибки измерений 118
ГЛАВА 5. Форсунка дизеля 6чн21/21. расчёт экономической эффективности использования аппаратуры 122
5.1. Конструктивные особенности модернизированной форсунки 122
5.2. Методики измерения и регулировки хода клапанов устройства управления и хода иглы до подвижного упора 131
5.3. Расчёт экономической эффективности использования аппаратуры. 134 ОБЩИЕ Выводы 135
Список литературы
- Анализ работы серийных топливных систем на эксплуатационных режимах
- Обоснование выбора минимального объёма топливного аккумулятора и общей компоновки системы
- Сравнение результатов расчета с опытными данными
- Предварительные результаты испытаний топливной системы дизелей 10ДН20,7/2х25,4 на безмоторном стенде
Введение к работе
Актуальность темы. Транспорт является одним из основных потребителей дизельного топлива, затраты на которое составляют 35...40 % всех эксплуатационных расходов. Рост цен на энергоносители и резкое уменьшение ископаемых источников энергии в недалёком будущем сделают эти затраты ещё больше. Современные дизели наряду с высокими показателями по топливной экономичности, удельной мощности, надёжности, сроку службы должны иметь низкую дымность и минимальную токсичность отработавших газов. Столь многоцелевое совершенствование дизелей невозможно без перехода к управляемому процессу сгорания с помощью предварительной подачи небольших запальных доз топлива. Болдырев И. В., Грехов Л. В., Иващенко Н. А., Марков В. А., Николаенко А. В., Носков Н. И., Танин К. С. считают, что предварительная запальная доза топлива задаёт направление процессу сгорания и является основой его эффективности [21, 40, 89, 91, 125]. Однако, на пути получения управляемого процесса сгорания есть ряд препятствий.
На дизелях подавляющее применение нашла топливная система непосредственного действия. По данным профессоров Астахова И. В., Крутова В. И, Ро-ганова С. Г., Файнлейба Б.Н., Хачияна А. С. и многих других учёных она осуществляет только заранее установленные функции, определяемые возможностями составляющих её элементов. Такая топливная система не может автоматически изменить выходные параметры с целью обеспечения качественной работы дизелей, работающих в широком диапазоне частот вращения и нагрузок , 27,28,29,34,36,73, 107].
По данным Косяка А. Ф., Бордукова В. В., Кима Ф. Г., Липчука В. А., Симеона А. Э эксплуатация дизелей характеризуется длительным временем работы на режимах холостого хода [55, 79, 119, 124]. Однако на этих режимах дизели с топливной системой непосредственного действия работают особенно плохо [27, 28, 29, 33, 38, 40, 41, 69, 84, 113, 119, 129, 135, 145]. По мнению Гу-ревича А. Н, Коссова Е. Е., Федотова Г. Б., Кузнецова Е. В., Котова В. В., Вов чека А. в первую очередь это выражается в колебаниях величины подачи топлива и максимального давления впрыскивания в последовательных циклах [70, 135]. Этому способствует и нарушение соотношений между объемами топлива, подаваемыми плунжером в течение активного хода, отведенным из топливопровода разгрузочным пояском и впрыснутым через форсунку [41], в результате чего остаточное давление в нагнетательном топливопроводе колеблется. Таким образом, наличие остаточного давления и неполного подъема иглы форсунки при определенной инерционности подвижных масс форсунки неизбежно ведет к цикловой нестабильности топливоподачи [42, 136].
По данным Голубкова Л. Н., Гуревича А. Н. и многих других учёных, на воспроизводство цикловой подачи существенно влияют условия на впуске ТНВД [34], давление начала подъема иглы [42, 70, 114], конструктивные особенности и расположение нагнетательных клапанов [1, 38, 53, 54], длина, диаметр нагнетательного топливопровода и объем между нагнетательным клапаном и запирающим конусом иглы форсунки [42, 70], масса иглы форсунки, площадь ее дифференциальной площадки, диаметр колодца под запирающим конусом, диаметр и длина распыливающих отверстий [70, 114], способ запирания иглы [112, 113, 114, 119], физико-химические свойства топлива [86]. В связи с таким обилием факторов, влияющих на работу топливной аппаратуры, разнообразны и попытки ее улучшения.
Результаты работ Роганова С. Г., Гуревича А. Н., Сурженко 3. И., Клепача П. Т., Федотова Г. Б., Фофанова Г. А., Березний В. В., Евстифеева Б. Н. показали, что достаточно широкое распространение получило отключение на холостом ходу части комплектов топливной аппаратуры [18, 26, 42, 47, 136]. Однако при длительной работе дизеля с выключенными цилиндрами из выхлопных коллекторов улавливается до 0,8 кг/ч несгоревшего масла, поступающего с воздухом из неработающих цилиндров. Таким образом, проблему нельзя считать решенной.
Корнилов В. В., Лышевский А. С, Русинов Р. В. выявили, что стаби лизации процесса впрыскивания в зоне малых цикловых подач способствует коррекция скоростных характеристик топливных систем [36,46,53,54,81,117]. Но установка демпфирующих устройств приводит к значительному увеличению их гидравлического сопротивления, к ухудшению мощностных и экономических показателей рабочего процесса дизеля.
В последнее время Патрахальцевым Н. Н. и его учениками разрабатываются топливные системы с регулируемым начальным давлением [48, 93, 94, 110, 112]. По мнению Агеева Б. С. это стабилизирует работу топливной аппаратуры на всех режимах, а минимально устойчивая цикловая подача может быть снижена в 5...6 раз [4].Однако конкретная реализация известных устройств сдерживается главным образом из-за их конструктивной сложности.
Исследования Роганова С. Г., его учеников, работы других учёных показали: существенных результатов в обеспечении стабильной топливоподачи можно достигнуть за счет применения гидромеханического и гидравлического запирания иглы форсунки [30, 40, 85, 112, 113, 114, 143]. В то же время, из-за саморегулирования давления топлива и подъема иглы после посадки иглы у форсунки с гидравлическим запиранием возникают высокочастотные колебания с амплитудой в 3 раза большей, чем у форсунки с пружинным запиранием, что вызывает нежелательные подвпрыскивания.
Неспособность топливных систем непосредственного действия удовлетворительно работать и на номинальном режиме и на холостом ходу заставила искать иные способы подвода энергии для осуществления впрыскивания, которые в настоящее время образуют класс аккумуляторных топливных систем. Астахов И. В., Трусов В. И., Хачиян А. С, Шмелёв В. П., Шишкин В. А., Портнов М. Н. считают, что они позволяют обеспечить экономичную работу дизеля на режимах малых частот вращения и подач, существенно улучшить стабильность работы дизеля и другие его показатели. Системы с гидравлическим аккумулятором подразделяются на аппаратуру с аккумулятором малой емкости и аккумулятором большой емкости [107, 146]. Подлинная перспектива перед аккумуляторными системами открылась с применением электронного управления работой ТНВД или форсунок. Бордуков В. В., Бородулин И. П., Бухвалов В. В., Горев А. Э., Круглов М. Г., Крутов В. И., Лимоев М. И., Пинский Ф. И. и многие другие учёные считают, что электронное управление процессом впрыскивания топлива является основой для важнейшего направления технического прогресса в области дизелестроения - автоматизации дизельных энергообъектов. Без этого невозможно улучшение экономических и экологических показателей работы дизелей [22, 37, 56, 64, 65, 66, 67, 68, 78]. В настоящее время применение электроники в топливных системах дизелей идет по двум направлениям: 1- создание комбинированных систем, сочетающих серийные конструкции с достижениями электроники; 2- разработка принципиально новых систем с широким диапазоном регулирования параметров процесса топли-воподачи. По данным Николаева Е. А улучшение топливной экономичности для магистральных тягачей составляет 3...5 %, а для дизелей, работающих при сильно меняющихся условиях работы - до 20 % [88].
Принципиально новые топливные системы, позволяющие в частности обеспечить нормы Евро-3, Евро-4 на выбросы вредных веществ и шумность АТС имеют три разновидности:
1 - индивидуальный ТНВД для каждого цилиндра, имеющий микропроцессорное управление, сообщенный коротким топливопроводом с серийной форсункой Upec (Unit pump electronically controlled) [153, 163, 164];
2 - насос-форсунки с микропроцессорным управлением (DDEC, CRIDEC, UFIS, Hydraulically actuated Unit injector System) [37, 56,147,149];
3 - микропроцессорное управление каждой из форсунок дизеля. Чаще всего такие форсунки имеют электрогидравлическое управление и являются узлами аккумуляторных топливных систем [17, 19, 24, 46, 50, 90, 98, 116, 138, 142, 160, 161].
В нашей стране очень большая и плодотворная работа проведена Коломенским филиалом заочного политехнического института и МГТУ им.
Н.Э.Баумана, ТУ МАДИ, ВНИИЖТ, МГТУ МАМИ, ЦНИДИ, НИКТИД, Воронежской государственной лесотехнической академией (ВГЛТА), МИИТ, Башкирским и Могилёвским ГАУ и др.
В то время как возможности микроэлектроники на данном этапе позволяют выполнить любые требования по оптимизации топливоподачи и рабочего процесса дизеля, вопрос о наиболее приемлемых для этого электромеханических преобразователях (ЭМП) остается открытым. По классификации Барсукова С. И., Бухвалова В. В., Муравьёва В. П. различают пять типов ЭМП: электромагнитные, электродинамические, электрогидравлические, пьезоэлектрические и магнитно-стрикционные [17].
По данным Гвоздева В. Д., Грехова Л. В., Кузнецова Г. Ф., Никоно-ва Г. В., Пинского Ф. И., Блинова А. Д., Голубева П. А., Драгана Ю. Е., Ромашова В. М., Филина А. Н., Шмелёва В. П. и других учёных, наибольшую теоретическую и экспериментальную разработку получили электрогидравлические преобразователи, нашедшие применение в так называемых электрогидравлических форсунках (ЭГФ). Их многообразие довольно полно освещено в следующих работах:[32, 39, 46, 50, 57, 63, 71, 90, 95, 98,120, 122, 127, 142, 146, 160, 161]. Несмотря на сложность по сравнению с электромагнитными или электродинамическими форсунками они обладают одним неоспоримым преимуществом: в таких системах электромагниты, воздействуя на управляющие клапаны, работают в режиме управления гидроусилителем.
Устройства управления (УУ) могут изменять давление на входе в поды-гольную полость [116, 137], на выходе из гидрозапирающей камеры [32, 39, 71, 90, 98, 122, 160, 161], на входе и выходе гидрозапирающей камеры [20, 57, 62, 63], одновременно на входе и выходе в гидрозапирающую камеру и входе в по-дыгольную полость [146]. Они выполняются в виде: а - золотника; б - одного клапана, сбрасывающего топливо на слив; в - двухклапанного устройства.
Золотниковые УУ гидравлически уравновешены, но имеют утечки, что снижает энергетическую эффективность системы [127]. Рабочим органом одно клапанных УУ служат либо шарик [122, 160, 161], либо грибковый клапан. Шарик прост, но гидравлически неуравновешен. С целью уменьшения усилия электромагнита перед ним вынуждены устанавливать дроссель [71, 122, 160, 161]. Кроме того, по мере работы шарика его посадочная поверхность увеличивается. Изменение положения шарика приводит к потере герметичности клапана и отказу форсунки. Грибковые клапаны имеют гидравлическую уравновешенность, близкую к золотникам. Двухклапанные УУ могут иметь шариковые или игольчатые рабочие органы [20, 62].
Наибольшую известность в нашей стране и за рубежом получили дроссельные форсунки с электромагнитными УУ, установленными на сливе из гид-розапирающей камеры. В дроссельных форсунках Коломенского ВЗПИ и французском варианте системы Common Rail (CR) один дроссель (А) установлен между аккумулятором и подыгольной камерой распылителя, а второй (В) -между аккумулятором и гидрозапирающей камерой (ГЗК). Дроссель А уменьшает максимальное и среднее давление впрыскивания. Такое решение противоречит современной тенденции к увеличению максимального и среднего давления впрыскивания. Дроссель В во время процесса впрыскивания напрямую сообщает аккумулятор со сливом, увеличивая расход топлива на управление форсункой и непроизводительные расходы на привод ТНВД.
Таким образом, проблема совершенствования топливной аппаратуры с целью получения управляемого процесса сгорания сохраняет свою актуальность. Для её решения необходимо создать и исследовать топливную систему, обеспечивающую, получение стабильных запальных доз топлива в каждом рабочем цикле при максимальном давлении впрыскивания не менее 10 МПа и чёткие, без подпрыскиваний топлива, номинальные подачи.
Цель исследований. Улучшение экономичности тепловозных дизелей путём разработки аккумуляторной системы топливоподачи с быстродействующими электрогидравлическими форсунками и обоснования её основных конструктивно-технологических параметров.
Задачи исследований. Необходимо:
- разработать конструкции форсунки с комбинированным запиранием иглы и двухклапанного устройства управления с электромагнитным приводом; обосновать критические размеры деталей устройства управления и форсунки, усилий пружин и электромагнита; выявить конструктивные возможности улучшения процесса топливоподачи;
- создать математическую модель и программу расчёта процесса впрыскивания электрогидравлической форсункой с комбинированным запиранием иглы и двух клапанным устройством управления; провести теоретический анализ процесса топливоподачи на математической модели;
- выявить области определения и уровни варьирования факторов, оказывающих наибольшее влияние на решение проблемы; с целью оптимизации процесса топливоподачи провести полный факторный эксперимент типа 23; выявить направление движения по градиенту и провести крутое восхождение по поверхности отклика;
- провести моторные испытания топливной аппаратуры на дизеле.
Объект исследований. Объектом исследования является топливная система, предназначенная для дизелей 10ДН20,7/2х25,4 и 6(8)ЧН21/21.
Предмет исследований. Закономерности изменения давления в управляющей и подыгольнои камерах, сопловом канале распылителя, а также характер движения клапанов устройства управления и иглы форсунки.
Методы исследований. Теоретические исследования базировались на дифференциальном и интегральном исчислении, законах гидравлики и механики, математическом моделировании. Стендовые испытания проводились на основе теории планирования многофакторного эксперимента.
Новизна исследований. Разработана методика определения критических размеров деталей устройства управления и форсунки, методика измерения и регулировки хода клапанов и иглы форсунки. Получены аналитические выражения для уменьшения времени запаздывания опускания иглы, уменьшения не стабильности процесса впрыскивания от цикла к циклу и неравномерности подачи топлива в отдельные цилиндры. Создана математическая модель топливной системы, сделаны уточнения в общепринятой методике расчета процесса топливоподачи. Установлена степень влияния на процесс топливоподачи диаметра компенсирующего поршня, подвижных масс деталей, усилий пружин и электромагнита, проходных сечений впускного и сливного клапанов, площадей посадки ограничителя хода иглы и подвижного упора, величины хода иглы до подвижного упора, усилия пружины форсунки и давления в аккумуляторе. Научная новизна подтверждена шестью авторскими свидетельствами на изобретения кл. F 02 М 51/00 №1171601, 1355745, 1377439,1746037 и др..
Теоретическая значимость. Полученные в диссертации аналитические зависимости и математическая модель топливной системы являются необходимой теоретической основой для анализа и совершенствования подобных топливных систем.
Практическая значимость. Созданные в процессе исследования методики определения соотношений между размерами деталей топливной системы, законы изменения давлений и движения подвижных масс позволяют разработать рекомендации для создания принципиально новых топливных систем с электронным управлением. Реализация разработанных рекомендаций позволит уменьшить расход дизельного топлива, увеличить ресурс дизелей за счет снижения жесткости рабочего процесса, исключить дымление и снизить токсичность отработавших газов.
Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались на 42-й научно-методической и научно-исследовательской конференции МАДИ (Москва, 24 января - 1 февраля 1984 г.), Всесоюзной научной конференции Проблемы совершенствования рабочих процессов в ДВС (Москва, 4-6 февраля 1986 г.), Краевой научно-технической конференции Вклад молодых специалистов в развитие химической и лесной промышленности (Красноярск, 20...23 октября 1986 г.), научно-технической конференции Повышение топлив ной экономичности автомобилей и тракторов (Челябинск, 30 ноября - 1 декабря 1987 г.), 5-й Международной автомобильной конференции Двигатели для российских автомобилей (Москва, 29 августа 2003), 6-й Международной автомобильной конференции Двигатели для российских автомобилей (Москва, 26 августа 2004), на заседаниях научно-технических советов ВНИИЖТ с 1981 по 1990 гг., Свердловского турбомоторного завода с 1987 по 1991 гг., Пензенского завода тепловозных дизелей (1993 г.).
Публикации. Основные материалы диссертации опубликованы в 12 статьях, изданных 1998...2006 г, и четырёх учебных пособиях для вузов. Результаты исследований отражены в девяти научно-технических отчетах.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованной литературы и приложений. Общий объем работы 170 страниц, из них 155 страниц основного текста, 47 рисунков и 12 таблиц. Список литературы содержит 165 наименований.
Анализ работы серийных топливных систем на эксплуатационных режимах
По данным профессоров Астахова И. В., Грехова Л. В., Иващенко Н. А, Коссова Е. Е., Крутова В. И, Маркова В. А. и многих других учёных технико-экономические показатели дизелей в значительной мере зависят от качества работы и параметров топливной системы [40, 67, 107, 108, 119]. К топливным системам предъявляются жесткие и многочисленные требования [64, 107, 133]. В настоящее время недостаточно просто подать топливо в нужный момент и в " необходимом количестве. Необходимо так подать топливо, чтобы обеспечить наилучшую экономичность, а заодно и меньшую токсичность отработавших газов, меньший шум и т.д. По данным Файнлейба Б. Н. для обеспечения экономичного процесса в дизеле продолжительность впрыскивания не должна превышать 20...38 градусов поворота коленчатого вала [131]. Закон подачи должен быть таким, чтобы за период задержки воспламенения было подано 30...40% номинальной цикловой подачи. За период быстрого сгорания - 50...55%, а вся подача должна заканчиваться в пределах 5...10 градусов поворота коленчатого вала [107, 126, 143]. По данным Ильина С. И. для получения минимального ; удельного расхода топлива дизеля 6ЧН13/14 в пределах 169...170 г/кВт-ч нужно обеспечить продолжительность впрыскивания от 13 до 16 градусов и среднее давление впрыскивания, равное 140 МПа [52]. В то же время для улучшения динамики процесса сгорания по мнению Болдырева И. В., Лазарева Е. А, Николаенко А. В., Носкова Н. И., Танина К. С. и др. авторов желательно применять разделенное впрыскивание топлива [21, 72, 89, 91,93, 125, 140]. Получение запальной дозы возможно только при высокой стабильности и равномерности подачи топлива.
На большинстве дизелей используют два типа топливных систем. У одних функции создания высокого давления и дозирования топлива объединены в топливных насосах высокого давления (ТНВД) или насос-форсунках (НФ), у других эти функции осуществляют разные агрегаты. В настоящее время подавляющее применение нашла топливная система непосредственного действия, включающая, в частности, плунжерный топливный насос высокого давления, топливопроводы и форсунки. По мнению Астахова И. В., Левина Г. И., Трусова В. И. и других учёных она осуществляет только заранее установленные функции и не обладает возможностями перенастройки для обеспечения качественной работы дизелей, работающих в широком диапазоне частот вращения и нагрузок [75, 107]. Сухарев О. Н. и Касьянов А. В. считают, что особое внимание следует уделять соответствию длины факела форме камеры сгорания [123]. Для разделенных топливных систем большое влияние на гидродинамические про , цессы оказывает двухфазное состояние топлива, изучением которого длительное время занимался Астахов И. В., а сейчас занимается Голубков Л. Н. и другие учёные МАЛИ [8,9,10,11,12,34,107,127].
По данным Семёнова Б. Н., Смайлиса В. Н., Быкова В. Ю. выход NOx зависит от локальных физических температур, а не от среднемассовой температуры газов. Для сохранения высокого уровня топливной экономичности и максимального сокращения выброса NOx необходимо так организовать смесеобразование и сгорание, чтобы получить высокую среднемассовую температуру газов при минимальной неравномерности температурного поля [118].
В работах Астахова И. В., Вейнблата М. X., Голубкова Л. Н. выявлено, что совмещение плунжером ТНВД функций нагнетания и дозирования топлива, наличие топливопроводов между ТНВД и форсунками, подпружиненных подвижных деталей, прецизионных элементов и утечек через них приводят к зависимости давления впрыскивания от частоты вращения коленчатого вала и величины цикловой подачи, к колебаниям остаточного давления в нагнетательных топливопроводах [10,27,28,29,34,36].
Рашевский А. С. выяснил, что примитивная (с помощью рычагов и тяг) передача усилия от регулятора частоты вращения коленчатого вала дизеля к плунжерам ТНВД приводит к систематически повторяющимся разносам дизелей [108].
Обычно топливная система настраивается на получение параметров на одном, как правило, номинальном режиме. Но и для этого режима характерным } недостатком является подвпрыскивание топлива [27, 28, 29, 44, 136]. По данным Федотова Г. Б. для дизеля 10ДН20,7/2х25,4 наибольшая продолжительность подвпрыскивания наблюдается на режиме 850 мин"1 и по количеству составляет 9...12 % от номинальной цикловой подачи [136]. При подвпрыскива-нии игла поднимается до упора, а затем следует второе подвпрыскивание [136]. В аппаратуре дизелей 6ЧНЗ 1,8/33 при использовании нагнетательных клапанов без разгружающего пояска тоже наблюдается подвпрыскивание. Клапан с разгружающим пояском устранил подвпрыскивание, но при n = 200 мин 1 происходит ступенчатое впрыскивание и увеличение общей продолжительности по дачи на 1...30 [136]. Агеев Б. С. и Фомин Ю. Я. считают: одним из эффективных способов ликвидации подвпрыскиваний является применение нагнетательных клапанов двойного действия, однако в этом случае повышается чувствительность к геометрическим размерам гидравлического тракта, усложняется регулирование ТНВД, увеличивается неравномерность подачи топлива по цилиндрам дизеля [3, 141]. Устранение подвпрыскиваний за счет уменьшения отсечного отверстия гильзы плунжера приводит к нежелательному росту времени посадки иглы [141].Уменьшение жесткости пружины нагнетательного клапана уменьшает подвпрыскивание топлива, но увеличивает неравномерность топли-воподачи [141].
Обоснование выбора минимального объёма топливного аккумулятора и общей компоновки системы
Аккумуляторная топливная система дизеля содержит обычную линию низкого давления и систему высокого давления. В зависимости от общей компоновки и размеров дизеля, числа и расположения цилиндров, числа ТНВД аккумуляторная система высокого давления может содержать различное число аккумуляторов. Наиболее простая схема в случае 4 или 6 цилиндрового рядного дизеля. Все секции ТНВД подают топливо в аккумулятор, а оттуда - к электрогидравлическим форсункам. Для V-образных дизелей, имеющих 6 или 8 цилиндров более рациональна схема с двумя аккумуляторами, расположенными вдоль каждого ряда цилиндров. От аккумуляторов топливо подается к электрогидравлическим форсункам. Для дизелей 10ДН20,7/2х25,4, 12(16,20)ЧН26/26, 12(16)ЧН25/27, имеющих по 10, 12, 16, 20 цилиндров и 20, 12, 16 ТНВД, схема систем высокого давления должна прорабатываться индивидуально. В любом случае подача топлива в аккумулятор может влиять или не влиять на подачу топлива в цилиндры дизеля.
Возможны три варианта: 1 - подача топлива в аккумулятор и расход из него не накладываются по времени; 2 - перекрываются полностью; 3 - перекрываются частично.
В первом случае минимальный объем аккумулятора, необходимый для обеспечения давления во время впрыскивания, определяется величиной циклового расхода топлива и имеет наибольшее значение. VaK= V\max Ю-, л, (2.1) где V4max - максимальная величина цикловой подачи, см3 /ц(мм3/ц); аср- средний коэффициент сжимаемости топлива, 1/МПа; йракдоп- допустимая величина падения давления в аккумуляторе в процессе впрыскивания топлива, МПа. Примечание: если Уцтах измеряется в см3 /ц, показатель степени п = 3, если в (мм3 /ц),то п = 6
Во втором случае Vm = {l/acp Ьрак.дм) Ш - Qp)dt, (2.2) где Qn,Qp- секундные значения подач топлива в аккумулятор и расходов из него; tp- продолжительность расхода топлива из аккумулятора.
То есть величина объема аккумулятора определяется разностью 0? и Qp. Причем, если Q„ стремится к Qp, то Vm- 0.
В третьем случае имеются два интервала времени: t,- в течение которого расход накладывается на подачу, и - tp,,B течение которого расход не накладывается на подачу. Количество топлива AV, вызывающее изменение давления в аккумуляторе, равно для интервала t, LVj = \\Q„-Qp)dt (2.3) p- i для интервала/, - t, дк2 = \Qpdt (2.4)
Объем аккумулятора должен выбираться по большему значению Изменяя /,, можно влиять на необходимый объем аккумулятора. Так, при /;=0 объем VaK определяется по зависимости (2.1). При t,= tp VaK определяется по (2.2).
Таким образом, минимальный объем аккумулятора можно получить при согласованной работе ТНВД и дизеля. Практически это можно сделать при жестком приводе ТНВД от коленчатого вала. Для 4-тактных дизелей при равенстве и = пг потребуется число секций насоса или число насосов в 2 раза меньшее, чем число цилиндров дизеля. Для двухтактных дизелей уменьшение числа насосов требует кратного увеличения частоты вращения их кулачковых валов или количества кулачков на валах.
Топливная система высокого давления, служащая для исследования процесса топливоподачи и рабочего процесса дизелей содержит: топливный насос высокого давления (ТНВД) 4 (рис. 2.1), имеющий привод от электродвигателя 5 переменного тока типа ВАО-41-69 мощностью 3 кВт и частотой вращения 950 мин 1; топливный аккумулятор 6 объемом 1,7 л, сообщенный топливопроводом 7 длиной 3000 мм и внутренним диаметром 3 мм с переходником 8, связанным топливопроводами 9 длиной 2500 мм и внутренним диаметром 3 мм с топливными аккумуляторами 11 объемом 1,057 л каждый, которые с помощью коротких (50 мм) переходников 12 соединены с форсунками 13. Предохранительный клапан 14 подключен к переходнику 8. Система низкого давления ТНВД содержит шестеренчатый подкачивающий насос 3, подающий топливо из мерного сосуда 1 через фильтр 2 в ТНВД 4. Давление в аккумуляторе 6 контролируется по манометру. Изменение давления осуществляется регулятором, воздействующим на рейку ТНВД. Для уменьшения амплитуды колебаний давления топлива, передаваемых от топливопроводов 9 в аккумуляторы 11, между ними установлены дроссели 10 с внутренним диаметром 1 мм. Дроссели 10 на входе в аккумуляторы 6 уменьшают амплитуду волн давления и стабилизируют процесс топливоподачи, что особенно важно при двойном или многоразовом впрыскивании топлива. Топливный насос высокого давления и топливные аккумуляторы обеспечивают максимальную подачу топлива (2х0,54г/ц) при максимальном давлении 59 МПа и падении давления в аккумуляторе в процессе впрыскивания на величину 1 МПа с учетом расхода топлива на управление форсунками. Предохранительный клапан 14 представляет собой серийную форсунку со срезанными сопловыми отверстиями, отрегулированную на давление начала подъема иглы, равное 60 МПа.
Сравнение результатов расчета с опытными данными
Величина неравномерности подачи по отдельным форсункам определяется величинами // каждой форсунки, продолжительностью открытого состояния устройства управления, быстродействием форсунки и давлением в сопловом канале распылителя, которое в свою очередь является функцией от Рс=№л У.ж иГ„Рф)- (3-41) Стабильность цикловых подач холостого хода и запальных зон определяется значениями Уиг, Р„ри, рок.
Из такого большого количества конструктивных элементов без переделок форсунки можно изменять лишь несколько: давление в аккумуляторе; ход иглы до подвижного упора; усилие пружины форсунки; объем гидрозапираю-щей камеры; ход клапана устройства управления; усилие пружины клапана.
Изучение влияния остальных факторов необходимо проводить только на математической модели.
При анализе результатов расчетов на математической модели рассматривались параметры, характеризующие быстродействие устройства управления (t„.K,tm.K)H форсунки (tj.nM,tnM,t3.0M.,t0M), а также продолжительность открытого состояния сливного клапана (t0,c,к) и продолжительность впрыскивания (/„) топлива.
Расчет проведен при условии: усилие пружины устройства управления равно 50 Н; суммарная масса подвижных деталей устройства управления (впускной и сливной клапаны, шток, якорь электромагнита, компенсирующий поршень, 1/3 массы пружины) равна 0,012 кг; посадочные диаметры впускного и сливного клапанов равны диаметру компенсирующего поршня (2,75 мм).
Увеличение усилия электромагнита в пределах 100...350 Н привело к ус-корению подъема клапана на 0,2-10- с и уменьшению запаздывания срабатыва з ния форсунки на 0,1-10 с. Оптимальная для этих условий величина Рэлм лежит в пределах 130...200Н(ряс. 3.8).
При Рэ1и =130Я изменение Рпрк в пределах 40...85Н не оказывает влияние на быстродействие У.У (рис. 3.9.) и продолжительность впрыскивания топлива (рис. 3.10).
В тоже время уменьшение усилия Рпрк с 40 до 5 Н вызывает рост времени закрытия сливного клапана с 0,27-10"3 до 0,92-1 О 3 с. Благодаря этому растет время открытого состояния сливного клапана (t0CK) и продолжительность впрыскивания (te). Увеличение величины Рпрк с 85 до 105Н вызывает незначительный (на 0,12-10"3с), ас 105 до 125 - значительный рост (на 0,54-10"3с) времени подъема сливного клапана (/ИЛ._). Следствием этого является увеличение задержки подъема иглы (/.,„ „) и уменьшение продолжительности впрыскивания топлива.
Влияние диаметра компенсирующего поршня dn Расчет проводился при условиях: dnex = 2,15мм, dnai = 2,25мм, Рпрх = 50Н, Рохч = ПОЯ, тх = 0,012кг
Компенсирующий поршень обеспечивает уравновешенность конструкции устройства управления при закрытых впускном или сливном клапанах. Оптимальные значения dn для приведенных выше условий лежат в пределах 2,25...2,55 мм (рис. 3.11).
Расчет проведен при условии: dn = 2,5 мм, dnex = 2,75 мм, Рпр,х = 50Н, РЭХЛ1, = 130Н На площадь посадки сливного клапана действует давление рак, создавая силу, равную 0,785( /2«. л -d2n)paK. Эта сила, в зависимости от соотношения диаметров dna и dn ,замедляет или ускоряет движение клапанов в сторону открытия сливного и закрытия впускного клапанов. При dna dn движение клапанов замедляется. Увеличение dnа вызывает возрастание tnK и t,„„.
Конструкция устройства управления гидравлически уравновешена с помощью компенсирующего поршня, поэтому степень влияния лслне велика (рис.3.12). Оптимальные значения d„a для приведенных данных выше условий лежат в пределах 2,25...2,55мм. Расчет проводился при условиях: dn =2,25 мм, d„cl = 2,25мм, Р„рх=50Н, Р„м = 130Я ,тх=0,0\2кг
Когда впускной клапан закрыт, то на площадь f = 0,785(d2n.ex -d2n) действует давление ., создавая силу, способствующую ускорению или замедлению открытия впускного и закрытия сливного клапанов. Возрастание dnsx в пределах от 2,25 мм до 2,75 мм приводит к уменьшению tmK, t7m, t0CK и /g (рис 3.13). Степень влияния dnex невелика.
Расчет проводился при условиях: dn = dnci = dnex = 2,25мм, Рпрл = 50Н, Рэлж =130Н,тх= 0,012кг.
С увеличением массы подвижных деталей время перемещения клапанов, задержек подъема и опускания иглы, а также продолжительность впрыскивания монотонно возрастает (рис 3.14). Однако степень влияния этого параметра невелика. Например, при возрастании массы с 10-10"3 кг до 50-10 3 кг tnK, ..возрастают на 0,2-10 3с, a t0CK - на 0,12-10"3с.
Возрастание усилия пружины форсунки с 300 до 600 Н приводит к замедлению движения иглы в конце её подъёма при Yu = 0,2...0,4лш, что теоретически позволяет получить ступенчатую характеристику впрыскивания. Вместе с тем, увеличение усилия пружины способствует уменьшению, как времени задержки опускания иглы, так и продолжительности опускания иглы форсунки. Оптимальные значения усилия пружины форсунки лежат в пределах 350...600 Н.
Давление в гидрозапирающей камере начинает действовать не на всю площадь иглы, а только на её часть (/„, =0,785d2K). Это приводит к скачкообразному уменьшению силы, способствующей опусканию иглы. Величина .сильно влияет на задержку начала опускания иглы, продолжительность и характер опускания иглы форсунки.
Возрастание диаметра dK приводит к увеличению площади /а, и уменьшению давления, соответствующего началу опускания иглы (ргзнои, рис. 3.19). Игла начинает опускаться раньше. Время задержки начала опускания иглы (t30M) уменьшается (рис. 3.20).
Предварительные результаты испытаний топливной системы дизелей 10ДН20,7/2х25,4 на безмоторном стенде
В процессе внедрения данной работы пришлось решить ещё одну проблему: при зависании иглы одной из форсунок аккумулятор большого объёма разряжается в цилиндр, поэтому возможен гидроудар или прогар поршня. В известных топливных системах Common Rail на входе в каждый топливопровод, подающий топливо от аккумулятора к форсунке, установлен ограничитель расхода топлива. Это клапан-золотник, перекрывающий доступ топлива к форсунке, у которой зависла игла. Такое решение исключает последствия, а не причину зависания иглы. Общее устройство топливной системы усложняется, а надёжность падает.
В данной работе была поставлена задача: на основе известных знаний о природе зависания иглы, создать новую конструкцию форсунки, исключающую зависание и аварию дизеля.
Зависанию иглы форсунки способствуют несколько факторов: 1 - монтажные деформации корпуса распылителя; 2 - тепловые деформации корпуса распылителя; 3 - деформации корпуса распылителя под действием пульсирующего давления топлива; 4 - защемление твёрдых частиц, находящихся в топливе, в прецизионном зазоре между иглой и корпусом распылителя.
Решение указанной выше проблемы выразилось в создании форсунки, на которую получено авторское свидетельство кл. F 02 М 51/00 № 1726835 Гидрозапорная управляемая форсунка дизеля.
Распылитель форсунки обладает низкой склонностью к зависанию иглы. Этому способствуют несколько факторов:
а - золотниковая уплотняющая часть иглы выполнена отдельно от направляющей части и вынесена из корпуса распылителя в корпус форсунки, где она охлаждается топливом. В связи с этим, тепловые деформации золотниковой части распылителя незначительны;
б - специальная гильза, служащая для уплотнения распылителя, располагается в корпусе форсунки свободно и может самоустанавливаться по отношению к верхней золотниковой части иглы. Торец гильзы прижат к корпусу пружиной, а не колпаком форсунки, благодаря чему её монтажные деформации исключены. Небольшая высота гильзы (12 мм) и значительный прецизионный зазор (8... 12 мкм) исключают защемление иглы под действием рабочего давления топлива;
в - направляющая часть иглы установлена в корпусе распылителя с гарантированным зазором (размер по чертежу 0 7 :"") и, с целью уменьшения поверхности трения, срезана с трех сторон под размер 5,6±0,1мм. Такая направляющая исключает зависание иглы под действием монтажных и тепловых де формаций, за счёт попадания в прецизионный зазор механических частиц или нагара. Модернизация форсунки позволила получить максимальное давление впрыскивания на режиме холостого хода на уровне 30...37 МПа (в 2...5 раз выше, чем у серийных форсунок) при чёткой (без подвпрыскиваний) посадке иглы, как на режиме холостого хода, так и на номинальном режиме (рис. 5.4).
Высокое быстродействие обеспечивается за счёт того, что: 1 - расстояние между подыгольной и гидрозапирающей камерами не превышает 45 мм; 2 - между подыгольной и гидрозапирающей камерами нет дросселей. В этом случае рост давления под иглой за счет волнового процесса или гидравлического удара вызывает немедленное увеличение давления гидрозапирания, увеличение скорости опускания иглы плотную посадку иглы на запирающий конус распылителя.
Отсутствие подвпрыскивания топлива на любом из режимов связано с тем, что чем выше амплитуда давления под иглой и, следовательно, над иглой, тем плотнее посадка, так как давление топлива снизу действует лишь на дифференциальную площадку, а сверху - на всю площадь иглы. На рис. 5.6 показана зависимость цикловой подачи от продолжительности впрыскивания топлива являющаяся результатом обработки осциллограмм, полученных при испытаниях топливной системы.
Для аккумуляторных топливных систем, у которых продолжительность впрыскивания определяется длительностью электрического импульса, подаваемого на устройство управления от электронного блока или микропроцессора, эта зависимость представляет практический интерес. Кривая V4=f(t.) имеет два прямолинейных участка:
В топливной системе дизеля 6ЧН21/21 топливопровод высокого давления, сообщающий аккумулятор с электрогидравлической форсункой, имел длину 2,2м (2200 мм). Волновой процесс, происходящий в топливопроводе, искажает верхнюю часть импульса рс при подачах, больших 0,25 см /ц. Во многих патентах различных стран предлагается устранить провал давления после начала подачи за счет одного или нескольких дополнительных аккумуляторов, установленных непосредственно перед форсункой или аккумулирующей полости внутри форсунки. Однако, для аккумуляторных систем с быстродействующими форсунками, обеспечивающими вертикальные передний и задний фронты давления впрыскивания топлива, более предпочтительно другое решение, а именно использование волнового процесса перед форсункой для увеличения давления впрыскивания в конце подачи топлива.
