К формированию закона подачи топлива на корректорной ветви скоростной характеристики дизеля постоянной мощности



Улучшение тягово-экономических качеств современных тракторов и повышение на их основе эффективности сельскохозяйственного производства является одной из важных задач тракторостроения. Решение этой задачи в значительной мере зависит от свойств и конструкции моторно-трансмиссионной установки (МТУ) тракторов. Высокие тяговые показатели современных сельскохозяйственных тракторов с традиционным конструкторским исполнением моторно-трансмиссионной установки не всегда реализуются, из-за сложности согласования оптимального режима работы двигателя с условиями работы трактора, даже при многоступенчатой трансмиссии.

Внедрение на тракторах двигателей постоянной мощности (ДПМ) способствует как улучшению тягово-экономических показателей, так и наиболее полной их реализации в сельскохозяйственном производстве. Это обусловлено тем, что от обычного дизеля ДПМ отличается значительно большим запасом крутящего момента, обеспечивающим постоянство мощности в широком диапазоне частот вращения коленчатого вала. Это позволяет более полно использовать мощность двигателя, практически в любых условиях работы сельскохозяйственного трактора. Кроме того, в случае установки двигателя постоянной мощности, полнее используются его экономичные режимы работы.

При использовании ДПМ тяговая характеристика трактора позитивно изменяется. Из-за высокого значения запаса крутящего момента ДПМ, значительно увеличиваются диапазоны непрерывного и автоматического регулирования тягового усилия и скорости движения трактора.

Идея двигателя постоянной мощности заключается в следующем. На корректорной ветви внешней скоростной характеристики двигателя (режимы перегрузок) мощность двигателя поддерживается постоянной. Используют то обстоятельство, что мощность двигателя пропорциональна произведению крутящего момента и частоты вращения коленчатого вала. При уменьшении частоты вращения коленчатого вала, что связано с повышением нагрузки двигателя, крутящий момент двигателя, соответственно, увеличивается. Для поддержания мощности двигателяпостоянной, при каждом увеличении нагрузки (уменьшение частоты вращения коленчатого вала) следует, соответственно, увеличивать подачу топлива. Эта задача решается непросто, поскольку корректор топливной аппаратуры двигателя на это не рассчитан.

Для изменения цикловой подачи топлива на корректорной ветви скоростной характеристики предлагается использовать свойства топливной системы с удвоенной скоростью вращения вала насоса. В этом случае характеристика подачи топлива — с положительной коррекцией. Это означает, что при снижении частоты вращения вала насоса, что связано с повышением нагрузки, подача топлива на корректорной ветви скоростной характеристики увеличивается. Однако в такой формулировке, свойства топливной системы с удвоенной скоростью вращения вала насоса не всегда успешно можно использовать. Важен не только характер изменения цикловой подачи топлива на режимах перегрузки (корректорная ветвь скоростной характеристики дизеля), но и абсолютные значения цикловой подачи, что позволяет сохранять мощность на корректорной ветви скоростной характеристики постоянной. Для этого требуются знания о сложном механизме подачи топлива. А это позволяет наметить методы изменения цикловой подачи, что называют формированием закона подачи [1,6].

Коротко о механизме подачи топлива. В случае разделенной системы с золотниковым распределением, состоящей из топливного насоса высокого давления, нагнетательных трубопроводов и закрытой форсунки с многодырчатым распылителем, процесс впрыскивания условно можно разделить на несколько этапов.

Угол поворота вала топливного насоса, отсчитываемый от момента начала нагнетательного хода плунжера до момента открытия нагнетательного клапана, считают первым этапом. В начале хода плунжера часть топлива из надплунжерного пространства вытесняется в полость низкого давления через впускное окно. По мере перекрытия плунжером впускного окна, в результате дросселирования давление над плунжером повышается. Поэтому движение нагнетательного клапана начинается до момента полного закрытия впускного окна плунжером.

Второй этап продолжается от момента подъема нагнетательного клапана до начала подъема иглы форсунки. В топливном слое, прилегающем к клапану, повышается давление. Возникающая у клапана волна давления со скоростью звука перемещается по топливу в сторону распылителя форсунки. При определенном давлении топлива в распылителе игла начинает подниматься. С начала подъема нагнетательного клапана до полного закрытия плунжером впускного окна (геометрическое начало подачи) топливо подается в полость низкого давления через сужающуюся щель впускного окна в полость штуцера и в магистраль высокого давления. После начала рабочего хода плунжера, то есть с момента полного закрытия впускного окна, все топливо подается через штуцер в магистраль высокого давления.

Период от начала подъема иглы форсунки (действительное начало подъема) до момента открытия перепускного окна отсечной кромкой плунжера (геометрический конец подачи) считают третьим этапом процесса впрыскивания. С начала этого этапа плунжер топливного насоса движется с возрастающей скоростью. После начала подъема иглы распылителя давление топлива над плунжером и перед сопловыми отверстиями распылителя несколько снижается. За этим следует резкое повышение давления, что объясняется меньшим расходом топлива через форсунку в сравнении с подводом его от насоса. С возрастанием давления в полости распылителя игла быстро поднимается до упора. Подача топлива на этом этапе определяется диаметром и скоростью движения плунжера.

Прямая волна давления, образованная у насоса, отражается от распылителя волной давления или разрежения. Отраженная волна имеет положительное значение, если прямая волна повышает давление у распылителя. В случае снижения давления формируется отрицательная обратная волна. Положительная обратная волна (волна разрежения), уменьшает скорость топлива во входном сечении и амплитуду прямой волны.

Четвертый этап начинается в момент открытия перепускного окна и заканчивается при посадке в седло нагнетательного клапана. С момента начала открытия перепускного окна, топливо подается в форсунку и сливается в полость низкого давления. В результате давление над плунжером и в полости распылителя снижается. Давление над плунжером снижается быстрее, это вызывает опускание нагнетательного клапана в седло.

Пятый этап начинается в момент посадки нагнетательного клапана на гнездо и заканчивается в момент посадки иглы форсунки (действительное окончание подачи топлива). При опускании клапана его разгрузочный поясок, двигаясь в корпусе, откачивает часть топлива из нагнетательного трубопровода. Это резко снижает давление в нагнетательной магистрали, в результате чего игла форсунки опускается и подача топлива прекращается.

От момента начала отсечки в нагнетательной магистрали возможны волновые колебания топлива. Наложение прямых и обратных волн давления обуславливает сложный закон изменения давления в каждой точке нагнетательного трубопровода. При недостаточной разгрузке нагнетательной магистрали при посадке клапана, у насоса может сформироваться значительная прямая вола давления, способная повторно поднять иглу распылителя и осуществить дополнительное впрыскивание топлива. Правильный подбор параметров системы к началу следующего цикла обеспечивает затухание колебаний давления в линии нагнетания. На рисунке 1 показано изменение цикловой подачи топлива Q_ц и продолжительности впрыскивания в функции частоты вращения вала насоса n_в.

Для насоса УТН-5 цикловая подача при n_в=1000 мин^-1 составляет 74 мм³, а при n_в=3000 мин^-1–58 мм³ [5,8].

Весьма важным является выяснение причин уменьшения цикловой подачи топлива при повышении частоты вращения вала топливного насоса. При фиксированной рейке насоса характер изменения цикловой подачи по частоте вращения вала насоса, что называют скоростной характеристикой, является очень важным показателем при оценке системы топливоподачи. Напомним только, что традиционные топливные насосы обеспечивают скоростную характеристику с отрицательной коррекцией, то есть цикловая подача топлива уменьшается по мере снижения угловой скорости вращения вала насоса [2,7]. Это обстоятельство вызывает необходимость корректировать цикловую подачу топлива при работе дизеля по внешней скоростной характеристике. Кроме того, при отрицательной коррекции скоростной характеристики требуется установка, как минимум, двухрежимного регулятора, поддерживающего устойчивыми режимы холостого хода при минимальной и максимальной частотах вращения коленчатого вала. Таким образом, мероприятия, обеспечивающие только изменение скоростной характеристики системы, уже заслуживает внимания.

Рис. 1. Изменение цикловой подачи Qц и продолжительности впрыскивания топлива вп в функции частоты вращения вала насоса nв.

расчет ( ); эксперимент ( ).

Установлено, что уменьшение количества топлива, перетекающего из надплунжерной полости в нагнетательную магистраль, связано с изменением механизма подачи при повышении частоты вращения вала насоса. В любом случае перетечки топлива из надплунжерной полости в полость отсечки наблюдаются после начала отсечки. При n_в>1600 мин^-1 отсечка предшествует подаче. Поэтому до начала подачи, когда надплунжерная и отсечная полости сообщаются, движущийся плунжер вытесняет топливо только в отсечную полость. Этим и объясняется увеличение расхода топлива через отсечное отверстие и соответствующее уменьшение количества топлива, перетекающего из надплунжерной полости в нагнетательную магистраль Исследовалась возможность уменьшения расхода топлива через отсечное отверстие путем уменьшения его диаметра. Поскольку увеличение расхода топлива через отсечное отверстие связано с уменьшением цикловой подачи, то ставилась задача доведения цикловой подачи на каждом скоростном режиме до уровня, соответствующего n_в=1000 мин^-1. Увеличение цикловой подачи путем конструктивного изменения элементов системы будем называть восстановлением цикловой подачи.

На рисунке 2 показано изменение цикловой подачи топлива до ее восстановления и после восстановления в функции частоты вращения вала насоса n_в. Здесь же показано значение диаметров отсечного отверстия, при которых возможно восстановление цикловой подачи при каждом скоростном режиме насоса n_в. Из рисунка следует, что цикловую подачу при повышении n_в до 3000 мин^-1 можно увеличить до значения ее при n_в=1000 мин^-1 путем уменьшения диаметра отсечного отверстия втулки до 1,5 мм [10].

Без предварительного изучения изменений в цикле при скоростном форсировании топливного насоса, обоснование метода было основано на общеизвестном механизме подачи. Предполагалось, что при повышении n_в система дольше пребывает в состоянии, когда после начала отсечки нагнетательная магистраль сообщается с отсечной полостью и больше топлива из нагнетательной магистрали перетекает в отсечную полость [9,11]. Этим и объясняется уменьшение цикловой подачи, что не лишено смысла. Логичным поэтому, было для увеличения (восстановления) цикловой подачи уменьшать диаметр отсечного отверстия. Однако, как выяснено, уменьшение цикловой подачи связано с перетечками в отсечную полость топлива, вытесненного плунжером из надплунжерного пространства, а не с перетечками топлива из нагнетательной магистрали.

Рис. 2. Изменение восстановленной Qцв и невосстановленной Qц цикловой подачи топлива, диаметра отсечного отверстия dот в функции частоты вращения вала насоса nв.

Рис. 3. Изменение восстановленной Qцв и невосстановленной Qцн цикловой подачи топлива и объема штуцера насоса Vн в функции частоты вращения вала насоса nв.

Сопоставлены объемная скорость плунжера и объемная скорость подачи топлива. Как выяснилось, во всем диапазоне изменения частоты вращения вала насоса n_в объемная скорость плунжера dQ_пл/d_в превышает объемную скорость подачи топлива dQ_ц/d_в, что вполне очевидно, и можно объяснить действием искажающего фактора — сжатием топлива в полостях нагнетательной магистрали. По мере повышения n_в разница объемных скоростей уменьшается. Это мы объясняем уменьшением количества сжатого топлива в штуцере насоса и в трубопроводе высокого давления. Это косвенное доказательство влияния объемов нагнетательной магистрали на процесс подачи топлива. И, тем не менее, методикой предусмотрено исследование влияния объема штуцера насоса на показатели процесса подачи.

Предпочтение перед трубопроводом отдано штуцеру насоса по трем причинам. Во-первых, в штуцере сжимается наибольшее количество топлива в сравнении с трубопроводом и форсункой. Во-вторых, уменьшение объема внутренней полости трубопровода при сохранении его диаметра связано с уменьшением длины трубопровода. Длина же определена компоновкой двигателя. И последнее, уменьшение объема штуцера известно как метод повышения давления впрыскивания топлива.

В соответствии с решаемыми задачами, при каждой частоте вращения вала насоса определяется объем штуцера, при котором цикловая подача топлива соответствовует уровню штатной системы (n_в=1000 мин^-1).

В результате численных экспериментов выяснено, что для восстановления цикловой подачи при повышении n_в от 1000 до 3000 мин^-1 следует уменьшить объем штуцера насоса до 1 см³ (рисунок 3). Количество сжимаемого топлива в штуцере при этом уменьшается во всем диапазоне повышения частоты вращения вала насоса n_в. При n_в=3000 мин^-1 уменьшение составляет 41 мм³ в момент начала отсечки. В нагнетательном трубопроводе, наоборот, увеличивается количество сжимаемого топлива. Незначительно больше сжимается топливо в форсунке.

Заключение. Кратко рассмотрен, запатентованный сотрудниками кафедры «Транспортные машины и двигатели» ВолгГТУ, метод интенсификации процесса подачи топлива в дизеле. Метод основан на скоростном форсировании топливного насоса. Скорость вращения вала насоса удваивается. При таком режиме работы насоса значительно уменьшаются цикловая подача топлива и мощность двигателя. Для увеличения цикловой подачи топлива авторами предложены методы её восстановления. Многочисленные расчёты позволили тщательно изучить внутренний механизм подачи топлива. Это и позволило рекомендовать методы восстановления подачи путём изменения некоторых элементов топливной системы.

Литература:

1. 1.Интенсификация процесса подачи топлива в дизеле с использованием изменения закона движения плунжера / В. М. Славуцкий [и др.] // Справочник. Инженерный журнал. — 2001 г. — № 12. — с. 16–18.
2. Зубченко В. А. Исследование возможности интенсификации процесса подачи топлива дизеля: дис... канд. техн. наук / В. А. Зубченко; ВолгГТУ. — Волгоград, 2002 г. — 260 с.
3. Возможности совершенствования топливоподающей системы автотракторных дизелей за счет оптимизации профиля кулачкового вала / А. М. Ларцев [и др.] // Справочник. Инженерный журнал. — 1999 г. — № 12. — с. 28–29.
4. Влияние возмущающих факторов на протекание переходных процессов в топливоподающей аппаратуре дизелей / В. М. Славуцкий, [и др.] // Наземные транспортные системы: Межвуз. сб. науч. тр. / ВолгГТУ. — Волгоград, 2000 г. — с. 138–143.
5. Астахов И. В., Влияние на процесс впрыска топлива остаточного разрежения в топливной системе дизеля/ И. В. Астахов, Л. Н. Голубков // Автомобильная промышленность. — 1968 г. — № 5. — с. 15–20.
6. Интенсификация процесса подачи топлива в дизеле с использованием изменения закона движения плунжера / В. М. Славуцкий [и др.] // Справочник. Инженерный журнал. — 2001 г. — № 12. — с. 16–18.
7. Исследование возможностей форсирования и интенсификации процесса подачи топлива в дизеле / В. М. Славуцкий [и др.]; ВолгГТУ. — Волгоград. Деп. в ВИНИТИ 09.06.97, 1997. — № 1911. — 45 с.
8. К выяснению причин возникновения подвпрыскиваний топлива в дизеле / В. М. Славуцкий [и др.] // Прогресс транспортных средств и систем — 2002: Матер. междунар. науч.-практич. конф., Волгоград, 8 ‑.11 октября 2002 г. — Часть 2 / ВолгГТУ и др. — Волгоград — 2002 г. — с. 202–203.
9. 9.Пат. 2187688 РФ, МПК F 02 M, 63/04 Способ подачи топлива в цилиндры дизеля / Славуцкий В. М., Славуцкий В. В., Салыкин Е. А. и др. — № 2000128585/06; Заявлено 15.11.2000; Опубл. 20.08.2002, Бюл. № 23.
10. Патрахальцев Н. Н. Дизельные системы топливоподачи с регулированием начального давление / Н. Н. Патрахальцев // Двигателестроение. — 1980 г. — № 10. — с. 33–38.
11. Форсирование топливного насоса по скоростному режиму / Славуцкий В. М. [и др.] // Прогресс транспортных средств и систем — 2002: Матер. междунар. науч.-практич. конф., Волгоград, 8–11 октября 2002 г. / ВолгГТУ и др. — Волгоград, 2002 г. — Часть 2. — с. 204–205.