книги из ГПНТБ / Теория двигателей внутреннего сгорания. Рабочие процессы учебник

= 0,001 -f-0,0001 МПа. При нарушении неравенства возвращаются для второго приближения к п. 46 и для последующих — к 4в.

9. По окончании приближений вычисляется dg/dy по фор­

муле (II 1.89).

10. По формуле (III.70) определяется давление в трубопро­

воде pn, j+i.

При численном интегрировании уравнений граничных условий

Вычисление по методу Эйлера с приближениями может выпол­

в) для ускорения третьего и последующих приближений при­ меняется выражение, аналогичное п. 4в, с использованием двух грубых и двух уточненных разностей предыдущих приближений

аналогии с выражениями (III.66) и (III.67) определяются давление топлива в полости штуцера с учетом разрывов сплошности рш ,-+1 и условное давление разрыва ррш /+1.

368

19. Грубое значение давления в полости насоса

При нарушении неравенства возвращаются для второго при­

В процессе интегрирования уравнений через заданное число шагов интегрирования ^печатаются или строятся графики во вре­ мени для параметров, характеризующих протекание процесса впрыска, основными из которых являются z, Рф, ри, dg/dy и др.

Сопоставление результатов расчета для существующего ва­ рианта топливоподающей аппаратуры с экспериментальными данными показывает точность математической модели. С исполь­ зованием модели выполняются многовариантные исследования по разработке новых усовершенствованных конструкций систем впрыска. При этом возможно достаточно быстро выбрать наилуч­ ший профиль кулачка насоса, диаметр плунжера, форму и размеры впускных и отсечных окон, нагнетательного клапана, размеры распылителя, форсунки и другие параметры, изменение и исследо­ вание которых на реальной аппаратуре требует значительно больших затрат времени и средств.

На рис. III.26 приведены расчетные диаграммы протекания процесса ^прыска топлива.

Диаграммы давления на рис. II 1.26 показывают, что для быстро­ ходного дизеля при относительно небольшой длине нагнетатель­ ного канала форма импульса и максимальная величина давления в различных точках трубопровода имеют значительные различия,

вызванные сжимаемостью, инерционностью топлива и гидравли­ ческим сопротивлением движению. Это требует для сопоставления расчета с экспериментом выбирать диаграммы давления, относя-

щиеся к сечениям, расположенным на строго равных расстояниях от начала трубопровода.

На рис. III.27 показано влияние гидравлического сопротивле­

чете процесса впрыска без учета нарушений сплошности затяги­ вается по сравнению с действительным затухание колебаний дав­ ления в трубопроводе после окончания процесса впрыска, появляются не наблюдаемые в действительности дополнительные

370

подъемы нагнетательного клапана, дополнительное поступление топлива через клапан и подвпрыски.

Согласно расчетным диаграммам процесса впрыска для расчета следует с высокой точностью задаваться значениями коэффициен­ тов истечения рс, рк и р 0. Менее строго возможно задавать зна­ чения рщ и /7Ц. Так, при изменении рщ от 0,2 до 1,0 диаграммы давления топлива и диаграммы перемещения клапана практи­ чески не изменяются. На рис. III.29 и III.30 показаны диаграммы процесса впрыска при различных значениях частоты вращения

. V,

МПа

60

ВО

го

с уменьшением частоты вращения вала насоса в 1,85 раза про­ исходит уменьшение давления впрыска в два раза, снижение продолжительности впрыска в 1,15 раза, но наблюдается воз­ растание коэффициента подачи насоса в 1,26 раза и увеличивается опережение впрыска топлива на 3° п. к. в. При уменьшении активного хода плунжера диаграммы давления топлива и подъема

фициента подачи в 1,25 раза и величины отношения продолжи­ тельности впрыска к периоду активного хода плунжера в 1,58 раза.

Значительное влияние геометрических соотношений и режима работы топливоподающей аппаратуры на диаграммы и показатели процесса впрыска требует применения ЭЦВМ для гидродинами­ ческого расчета этого процесса и уточнения геометрических раз­ меров элементов системы топливоподачи.

§ 4. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТОПЛИВОПОДАЮЩЕЙ АППАРАТУРЫ ДИЗЕЛЕЙ

При форсировании дизелей путем повышения частоты враще­ ния и наддува имеются трудности с организацией подачи топлива без подвпрысков на режимах высоких частот и нагрузок, а также

Трудности с исключением нестабильности впрысков, снижением неравномерности подач и сохранением удовлетворительного ка­ чества распыливания на частичных режимах.

При расширении диапазона изменения, частоты вращения дви­ гателя происходят значительное возрастание N для номинального режима и понижение величины N для режима малых частот. В связи с этим возрастает склонность топливоподающей аппа­ ратуры к появлению подвпрысков на режимах высоких частот и повышается чувствительность подачи топлива к идентичности размеров и гидравлических характеристик отдельных элементов аппаратуры при работе на малых частотах, что вызывает нерав­ номерность подач отдельными секциями. Устранению этих явле­ ний способствуют мероприятия, влияющие на величину N.

Уменьшению N способствует повышение р 0 и р/с, и наоборот. Влиять на величину р 0 при работе двигателя возможно приме­ нением форсунок с изменяемым гидравлическим запиранием игл. Изменению р/с для повышения N на режимах малых частот спо­ собствует применение нескольких форсунок на один цилиндр, отключаемых на долевых режимах. Отключение части секций топливного насоса на таких режимах повышает также величину Р

и9 для оставшихся секций и согласно выражениям (III.58)— (III.60) увеличивает максимальное давление впрыска топлива. Другим способом исключения подвпрыска являются снижение величины остаточного давления в нагнетательной полости системы

иуменьшение амплитуды колебаний давления в этой полости после окончания впрыска.

Втопливоподающей аппаратуре с насосом золотникового типа

изакрытой форсункой с сопловым распылителем (см. рис. III.22) на величину остаточного давления и колебания давления возможно

воздействовать посредством нагнетательного клапана. Величина остаточного давления определяется из выражения

за клапаном в момент начала отсечки; ДУф — количество топлива, прошедшего через форсунку после момента начала отсечки до окончания впрыска; АУК— количество топлива, прошедшего через нагнетательный клапан после момента начала отсечки до момента разобщения полостей насоса и штуцера нагнетательным клапаном.

После начала отсечки АУК < 0 . Относительная величина оста­ точного давления определится из выражения

372

Повышение српл следует производить с учетом того, что вели­ чина максимального подъема клапана, определяемая по формуле

не должна превышать подъема, ограниченного упором клапана. При такой работе клапана его разгружающий поясок служит в основном созданию начальной скорости клапана ск для его даль­ нейшего свободного плавания

ск = сп/ п//к (III.96)

и величина объема Vp должна лишь обеспечить выход пояска за пределы направляющей на всех режимах после момента полного перекрытия впускных окон. Величина остаточного давления влияет на развитие последующего цикла впрыска. При повышении рост давление в надплунжерной полости насоса при нагнетательном ходе плунжера дольше остается недостаточным для подъема нагне­ тательного клапана, увеличиваются утечки топлива через впуск­ ные окна и уменьшается количество оставшегося над плунжером топлива, участвующего в очередном впрыске. Но высокое остаточ­ ное давление в нагнетательной полости способствует повышению крутизны импульса давления, создаваемого насосом, и величины максимального давления. Такие условия благоприятны для пони­ жения остаточного давления после данного цикла. Остаточное разрежение, наоборот, смещает момент подъема клапана в сторону опережения, но резко уменьшает крутизну импульса вследствие повышенной сжимаемости смеси топлива и паров и снижает макси­ мальное давление впрыска.

Остаточное давление после такого цикла впрыска имеет тен­ денцию к повышению. С уменьшением частоты вращения пи происходит уменьшение ф/ и фпл, что вызывает уменьшение разгрузки. Если при номинальном режиме в нагнетательной по­ лости имеется остаточное разрежение, то при уменьшении пн оно уменьшается. Это вызывает рост цикловой подачи топлива. При некотором значении пн величина срсв станет равной нулю и далее разгрузка будет зависеть только от величины Vp. При этом пре­ кратится дальнейший рост. росг и цикловой подачи. Далее ввиду уменьшения среднего давления в нагнетательной полости даже при постоянной разгрузке на величину Ер происходит пониже­ ние рост вплоть до появления разрежения и по этой причине, а также вследствие уменьшения роли дросселирования во впуск­ ных окнах величина цикловой подачи падает.

При уменьшении нагрузки на двигатель и активного хода плунжера уменьшается фг, а фсв возрастает. Это приводит к росту разгрузки нагнетательной полости и увеличению остаточного раз­ режения, появляется неидентичность, т. е. нестабильность после­ довательных циклов, чередование циклов с большой и малой цикло-

374

вой подачей. При дальнейшем снижении активного хода могут наблюдаться периодические пропуски впрысков. Устранению нестабильности способствует применение разгружающих нагне­ тательных клапанов, снабженных корректирующими отверстиями с величиной эффективного сечения pfKop. При выборе малого от­ ношения m jc возможно практически полностью устранить влия­ ние инерционности в движении клапана. Высота подъема клапана перед отсечкой будет определяться из выражения

Тогда объем, на величину которого происходит разгрузка,

vPM= yfK^ v p

будет также зависеть от числа оборотов и, кроме того, от относи­ тельной скорости подъема плунжера d/i5/dcp перед началом от­ сечки. Следовательно, выбором сечения корректирующих отвер­ стий, например для номинального режима из условия уноМ= ур, возможно получить уменьшение разгрузки для режимов с мень­ шей частотой вращения и с меньшей нагрузкой двигателя. В дей­ ствительности при работе как разгружающего нагнетательного клапана, так и корректирующего имеются черты, присущие дру­ гому. Поэтому окончательное уточнение геометрических соотно­ шений следует выполнять путем расчета процесса впрыска на ЭЦВМ и экспериментальной проверкой на двигателе. Повышению качества распыливания на режимах малых подач способствует применение кулачка, обеспечивающего повышение средней ско­ рости движения плунжера на режимах малых подач в сравнении с номинальным режимом.

Применение в двигателе топлив легкого фракционного состава, имеющих меньшую плотность и вязкость, большую сжимаемость и меньшую величину скорости звука, вызывает уменьшение 0, Р, N и Н. Вследствие этого понижается максимальное давление, увеличивается длительность вялого окончания впрыска, проис­ ходит запаздывание момента начала, увеличивается продолжи­ тельность впрыска и повышается склонность к подвпрыскам. Эти изменения снижают экономичность двигателя, а возрастание пе­ риода задержки и повышенная испаряемость таких топлив вызы­ вают повышение жесткости процесса сгорания.

При конструировании топливоподающей аппаратуры, при­ способленной для перехода к использованию топлив легких фрак­ ций, предусматриваются мероприятия по повышению объемной производительности насоса, изменению угла опережения впрыска, обеспечению смазки плунжерных пар, повышению герметичности полости высокого давления насоса и понижению склонности к подвпрыскам.

375

Повышению надежности и снижению шумности работы дизе­ лей способствует применение топливоподающей аппаратуры двой­ ного и ступенчатого впрыска.

Большие преимущества для получения двойного впрыска топ­ лива имеет использование промежуточного перепуска топлива при нагнетательном ходе плунжера. Пример конструкции плунжер­ ной пары, основанной на данном принципе, приведен на рис. III.31. В насосе с этой плунжерной парой промежуточный пере­ пуск при ходе плунжера вверх осуществляется через симметрично

расположенные продольные карма-

Рис. III.31. Схема плунжер­ Рис. III.32. Диаграммы давления и ной пары двойного впрыска подъема иглы форсунки при двойном

впрыске топлива

ные отверстия 2 втулки плунжера. Подача первой порции топлива при этом осуществляется при работе кулачка на среднем участке профиля, и этим обеспечиваются высокая скорость плун­ жера, достаточно высокое давление впрыска и удовлетворительное распыливание топлива. Применение ступенчатого профиля ку­ лачка позволяет получить необходимое время между началами подач первой и второй порций, соответствующее периоду задержки воспламенения. Диаграмма протекания процесса двойного впрыска при применении указанной плунжерной пары показана на рис. III.32. Поддержание в нагнетательной полости системы остаточ­ ного давления на всех режимах позволяет сохранить удовлетвори­ тельный двойной впрыск во всем диапазоне режимов дизеля сред­ ней степени форсирования наддувом и на всех режимах получить снижение жесткости процесса сгорания в два раза по сравнению с работой при непрерывном впрыске при сохранении тех же зна­ чений рг и ge. Двойной впрыск сохраняется и для вариантов топли­ воподающей аппаратуры с увеличенной длиной нагнетательного канала до LJS = 15. При этом следует учитывать, что увеличение длины нагнетательного канала увеличивает смещение момента на­ чала впрыска по отношению к геометрическому началу подачи

376

насосом, совпадающему с моментом полного перекрытия впускных окон, так как величина смещения определяется из выражения

Фс = ДФп — Дф1 + ф/.

Для быстроходных дизелей Дфп — Афх «=* 0 и Тогда

т. е. с уменьшением 0, вследствие увеличения LT, происходит значительное возрастание фс. Увеличение длины нагнетательного канала неблагоприятно отражается на увеличении угла опереже­ ния впрыска при пониженной частоте вращения. Для систем двойного впрыска целесообразно уменьшение длины нагнета­ тельного трубопровода, например за счет применения индивиду­ альных топливных насосов на каждый рабочий цилиндр дви­ гателя.

377