2462

Рис. 2.2. Топливный насос высокого давления дизеля 8ЧН 26/26 :

1 – втулка; 2 – втулка направляющая; 3 – тарелка; 4 – тарелка нижняя; 5 – корпус насоса; 6 – венец зубчатый; 7 – пружина; 8 – тарелка; 9 – болт;

10 – кольцо уплотнительное; 11 – седло клапана; 12 – клапан; 13 – штуцер; 14 – прокладка; 15, 18 – винты; 16, 17 – крышки; 19 – рейка зубчатая;

20 – колпак; 21 – штифт; А и Н – размеры установочные; К – поверхность для маркировки толщины прокладок; с – полость высокого давления;

Ж – полость низкого давления; е – кромки плунжера отсечные

91

При поступательном движении зубчатой рейки 19 поворачивается зубчатый сектор вместе с плунжером, уменьшая или увеличивая подачу топлива. Полный ход плунжера остается постоянным (например, 22 мм), а активный ход при повороте плунжера изменяется (например, от 0 до 10 мм).

На рис. 2.3 показан разрез насоса высокого давления двигателей типа Д-49 в цветном изображении.

Рис. 2.3. Разрез насоса тепловозного дизеля типа Д-49

Под номерами 7 и 11 расположены плунжер и втулка плунжерной пары. Диаметр плунжера 18 мм, а его полный ход 22 мм. Поворот плунжера осуществляется при помощи зубчатого венца 5 и зубчатой рейки 6. Движение плунжера для нагнетания дизельного топлива происходит под влиянием кулачкового вала и роликового толкателя, а обратное движение – под действием пружины 4.

2.1.1. Определение основных размеров плунжерной пары насоса высокого давления

Расчетным путем определим основные размеры плунжерной пары насоса высокого давления, который при помощи форсунки подает топливо в камеру сгорания дизеля 8ЧН 26/26. Мощность дизеля равна 993 кВт при частоте вращения коленчатого вала 750 мин-1.

92

Основные размеры плунжерной пары насоса зависят от величины удельного эффективного расхода топлива, который определяется из теплового расчета и на основе доводочных испытаний двигателя.

Для дизеля 8ЧН 26/26, который работает на режиме номинальной мощности, цикловую подачу дизельного топлива определим по форму-

ле [16]

где qе – удельный эффективный расход топлива, 200 г/(кВт·ч); Nе – номинальная мощность дизеля, 993 кВт; i – число цилиндров дизеля, 8; nн – частота вращения кулачкового вала насоса, 375 мин-1; ρТ – плотность дизельного топлива, 0,85 г/см3.

В табл. 2.1 приведены технические характеристики топливных насосов высокого давления [17, 18]. Топливный насос выбирают по цикловой подаче, которая подсчитывается по уравнению (2.1). Максимальное значение пусковой подачи обычно больше номинальной подачи в 1,5 – 2,5 раза. Это необходимо для надежного пуска дизеля, особенно при отрицательных температурах.

Для обеспечения допустимой перегрузки двигателя на режиме максимального крутящего момента и компенсации утечек топлива через зазоры прецизионных пар цикловая подача должна быть увеличена на

25 – 35%.

93

Обозначим отношение полного (геометрического) хода плунжера hп к диаметру плунжера dп через величину m, которая может лежать в пределах 1 – 1,7 :

Диаметр плунжера выбирается с учетом величины максимальной подачи топлива. Плунжерные пары должны обеспечивать двигатель топливом на всех режимах работы, особенно на режиме пуска [21]:

где φп – коэффициент, учитывающий увеличение цикловой подачи на режиме пуска, 1,5 – 2,5; ηн – коэффициент подачи насоса, который учитывает гидравлические потери, 0,7 – 0,9.

Для qц = 1300 мм3; φп = 2,5; ηн = 0,7 ; m = 1,1 значение диаметра плунжера dп = 18 мм.

Подача топлива за цикл зависит от площади плунжера, его активного хода, коэффициента подачи и определяется по формуле

Для двигателей с цилиндровой мощностью от 20 до 160 кВт диаметр плунжера для насосов может лежать в пределах от 8 до 20 мм.

Для диаметра плунжера dп = 18 мм активный ход плунжера с учетом выражения (2.6) равен

С учетом увеличения пусковой цикловой подачи в 1,5 – 2,5 раза по сравнению с номинальной подачей и износа плунжерной пары в процессе длительной эксплуатации

плунжера 18 мм принимаем равным 20 мм, который должен быть согласован с размерами кулачкового вала насоса. Выбираем насос исполнения Д (см. табл. 2.1).

2.1.2. Регулирование насоса высокого давления

Для обеспечения требуемой равномерной подачи топлива отдельными насосами (их восемь) они должны иметь равный выход регулирующих реек. В процессе начальной регулировки насосов высокого

94

давления на стенде для каждого насоса снимается зависимость расхода топлива от положения рейки. По контрольной величине подачи топлива на режиме холостого хода насосы разделяют на три основные группы. Для обеспечения минимального расхода топлива на дизель устанавливают насосы только одной группы.

Для устранения утечек топлива из полости высокого давления через диаметральный зазор между плунжером и втулкой (2 – 10 мкм) на цилиндрической поверхности плунжера имеется широкая проточка. В объеме данной проточки скапливаются утечки топлива. Во втулке плунжера имеется отверстие, которое соединяет проточку с отсечным отверстием. В момент отсечки топлива скорость в отсечном отверстии резко увеличивается, а давление уменьшается. За счет разности давлений в полости проточки и отсечном канале утечки топлива отводятся в линию низкого давления, где давление достигает 0,3 – 0,6 МПа. Данное конструктивное решение исключает просачивание топлива в масляную систему насоса даже в результате износа (потери плотности) плунжерной пары.

Прокладками, которые расположены между втулкой направляющей 2 и корпусом двигателя, регулируют равномерность угла опережения подачи топлива (начало подачи относительно ВМТ) по цилиндрам в пределах ± 0,5 мм. Зазор между плунжером и седлом нагнетательного клапана при верхнем положении плунжера должен быть одинаковым и равным у всех насосов 2 ± 0,1 мм [15].

Регулирование насосов высокого давления на требуемую цикловую подачу топлива и минимальную неравномерность выполняется на стенде, оборудованном эталонными форсунками.

На рис. 2.4 показан специальный стенд для прверки и регулировки насосов высокого давления дизелей типа Д-49 (8ЧН 26/26).

На рис. 2.5 приведен современный стенд с применением компьтерных программ, позволяющих повысить точность регулировки насосных секций и их совместной работы.

Конструкция насосов высокого давления совершенствуется. Возможнно применение насосов с электронным управлением, в котором необходимая подача топлива обеспечивается при помощи управляемого нагнетательного клапана [1]. На рис. 2.6 показан общий вид электромагнитного клапана и упрощенная схема, позволяющая изменять начало и конец подачи топлива и дозировать его величину. Конструктивное исполнение электромагнитного клапана может быть различного вида.

95

Рис. 2.4. Стенд для проверки и регулировки насосов высокого давления тепловозных дизелей типа Д-49

Рис. 2.5. Современный стенд для регулирования насосов высокого давления дизелей типа Д-49 с применением компьютерных программ

96

Применение электромагнитного клапана значительно упрощает конструкцию плунжерной пары насоса высокого давления. Плунжер не имеет винтовой канавки для регулирования подачи топлива, представляет собой гладкий цилиндрический стержень, что упрощает технологию его изготовления, повышает надежность и долговечность. Величина давления топлива в линии нагнетания зависит от давления открытия иглы форсунки и проходного сечения распылителя. Движение плунжера во втулке осуществляется при помощи кулачкового вала.

Рис. 2.6. Общий вид электромагнитного клапана и его применение

всистеме подачи топлива:

1– седло клапана; 2 – направление закрытия клапана; 3 – игла клапана; 4 – якорь электромагнита; 5 – катушка; 6 – сердечник электромагнита

При подаче напряжения из блока управления на катушку 5 создается магнитодвижущая сила, и якорь 4 перемещает иглу 3, прижимая ее к седлу 1. При закрытии клапана слив топлива прекращается и давление в линии нагнетания (в трубопроводе и полости форсунки) увеличивается. Когда давление топлива будет больше давления начала подъема иглы форсунки, игла откроется и начнется впрыск топлива в камеру сгорания. Впрыск топлива продолжается до тех пор, пока подается напряжение на катушку 5. При отсутствии напряжения магнитное поле катушки 5 исчезает и под действием пружины игла 3 возвращается в исходное положение. Между седлом клапана 1 запорной части иглы 3 образуется зазор, через который сливается топливо из линии нагнетания. Давление топлива снижается, впрыск топлива прекращается. При помощи электромагнитного клапана осуществляется изменение начала впрыска топлива и угол опережения впрыска относительно верхней мёртвой точки.

97

Втягивающую силу электромагнита с достаточной для практики

где μо – магнитная постоянная (абсолютная магнитная проницаемость), 4 π ·10 -7 Гн/м; Sя – площадь сердечника, м2; І – величина тока, А; n – число витков катушки; х – зазор между якорем и сердечником, м.

Силу со стороны пружины, закрывающую клапан или распределитель, определяют из выражения

где C – жёсткость пружины, Н/мм; l – величина предварительного сжатия пружины, мм.

Сила со стороны пружины должна быть на 20 – 30% больше силы со стороны максимальной величины давления топлива, действующего на площадь клапана или другого запорного органа. Сила электромагнита должна быть больше силы со стороны пружины для обеспечения работоспособности электромагнитного клапана.

На рис. 2.7 показана работа секции насоса высокого давления, когда плунжер движется вниз, а на рис. 2.8 – когда плунжер движется вверх. Регулирующий (электромагнитный) клапан управляет потоком топлива (наполнение, слив или подача топлива к форсунке).

Рис. 2.7. Схема работы секции насоса высокого давления с электромагнитным клапаном, когда плунжер движется вниз (наполнение)

98

При движении плунжера вниз (под действием пружины) открывается впускной клапан под действием разрежения (он расположен над плунжером) и происходит наполнение топливом пространства над плунжером.

При открытом электромагнитном клапане плунжер движется вверх и вытесняет топливо в линию подвода (впуска). При закрытом электромагнитном клапане плунжер сжимает топливо, повышая давление. Нагнетательный клапан открывается, и сжатое топливо поступает к форсунке с гидромеханическим управлением.

.

Рис. 2.8. Схема работы секции насоса высокого давления с электромагнитным клапаном, когда плунжер движется вверх (подача)

2.1.3. Расчет съемного соплового наконечника распылителя

На рис. 2.9 приведен разрез форсунки тепловозного дизеля типа 8ЧН 26/26. На рис. 2.10 показан корпус распылителя с иглой без соплового наконечника.

Для соплового наконечника распылителя определим эффективное проходное сечение µF и диаметр сопловых отверстий dс. Подача дизельного топлива в камеру сгорания осуществляется под средним постоянным давлением 50 МПа. Для дизеля 8ЧН 26/26, работающего на режиме номинальной мощности, примем цикловую подачу равной

1300 мм3.

99

Основным параметром распылителя форсунки (см. рис. 2.9) является его эффективное проходное сечение µF. Коэффициент расхода µ равен 0,62 – 0,82 [14]. Общая площадь сопловых отверстий F зависит от диаметра и количества отверстий. Величина µF для распылителей тепловозных дизелей с подачей топлива за цикл от 1000 до 2000 мм3 лежит в пределах 0,6 – 0,9 мм2. Для конкретного дизеля величина µF уточняется при доводочных испытаниях.

Рис. 2.9. Форсунка тепловозного дизеля 8ЧН 26/26

Рис. 2.10. Корпус распылителя с иглой дизеля 8ЧН 26/26

100