Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Расчёт систем и механизмов автотракторной техники поршневой двигатель. В 2 частях. Ч.1. Лабораторный практикум
.pdf
3.2. Разряжения в диффузоре и за дроссельной заслонкой карбюратора
(
)
на разных режимах работы двигателя
Степень открытия дроссельной заслонки, %
Параметры
25 35 60 100 35 60 75 100 35 30 75 100 60 100
Частота вращения,
об/мин
Разряжение,
мм. вод. ст.:
в диффузоре 50 95 180 310 105 240 445 690 110 375 710 1100 450 1350
за дроссельной
заслонкой
4200 3000 120 140 4100 2100 950 300 4900 3500 1620 610 4100 770
0,30п 0,45п 0,65п 0,80п
Разность давлений в поплавковой камере и у распылителя заставляет топ
ливо перетекать по системе каналов через жиклёр в распылитель, а из него в
диффузор карбюратора, где быстро двигается воздух. Разрежение у распылите
ля, по данным опытов, на
20…25 %
меньше разрежения у стенки диффузора
В соответствии с этим скорость протекания топлива через жиклёр определяют
уравнением, м/с
1
( )
где
кг/м
р
п.к
2
; γт –
2
g
–
давление в поплавковой камере, кг/м
удельный вес бензина, для расчётов принимаем
−ϕ=ω рр
распп.кжт
2
; р
расп
, (3.9)
γ
т
–
давление у распылителя
γт = 700…780 кг/
м
3
-
.
,
;
ϕж –
коэффициент скорости, учитывающий трение в топливных каналах и жик
лёре, а также местные сопротивления при переходе от одного сечения к другому
В большинстве случаев основным сопротивлением является жиклёр, а со
противления в топливных каналах по сравнению с ним невелики, поэтому с
достаточной точностью коэффициент скорости может учитывать только сопро
тивления самого жиклёра. Расход бензина через жиклёр при изменёнии темпе
ратуры от
+40 до –40 °С
снижается на
20…30%.
Для перехода от скорости вытекающего топлива к весовому расходу не
обходимо учесть площадь жиклёра
ва, протекающего через жиклёр
где χ
–
коэффициент сжатия струи, представляющий собой отношение сечения
(
f
ж
, [кг/с]:
2 γ−χϕ= рр
gfG
) и
коэффициент (χ) сжатия струи топли
, (3.10)
траспп.кжжт
вытекающей из жиклёра струи топлива к площади его калиброванного отвер
41
-
.
-
-
-
-
-
-
стия. При отношении
χϕ=
µ
ж
ж
(
)
ν
l
ж
1
=
d
ж
коэффициент (χ) сжатия струи вытекающего топ
-
лива в зависимости от напора (Н) имеет следующие значения
Напор (Н), мм. вод. ст. 200 400 600 1000 1500
Коэффициент сжатия струи (χ) 0,96 0,97 0,98 0,99 0,99
l
При отношении
убывать
.
ж
1
<
d
ж
коэффициент (χ) сжатия струи начинает быстро
:
Диаметры жиклёров существующих автомобильных карбюраторов лежат
в пределах от
0,6 до 2,5 мм и,
следовательно, определить коэффициенты скоро
сти и сжатия струи раздельно друг от друга для таких небольших отверстий за
труднительно. Поэтому при расчётах и исследованиях карбюраторов обычно
определяют суммарный коэффициент расхода
произведение упомянутых величин, т.е
.
(µж),
представляющий собой
. (3.11)
Таким образом, в окончательном виде уравнение расхода имеет вид
-
-
2 γ−µ= рр
Коэффициент расхода
(µж) в
gfG
подавляющем большинстве случаев находят
. (3.12)
траспп.кжжт
экспериментальным путём с помощью простого прибора, определяя пропуск
ную способность жиклёра при разных напорах. Испытуемый жиклёр вставляют
в резиновую трубку (длиной около
1,5 м), на
противоположный конец которой
надевают воронку. Резиновую трубку и воронку наполняют топливом, выте
кающим через жиклёр в мензурку. Замечая по секундомеру время истечения
определённого количества жидкости, путём подсчёта находят расход в секунду
или в минуту. Во время проведения опыта надо следить за постоянством уровня
в воронке и по мере расходования жидкости пополнять запас её с тем, чтобы
напор во время замера оставался постоянным. Для определения коэффициента
трения
мость
(λ) в
:
калиброванной части жиклёра рекомендуется следующая зависи
100
100
==λ , (3.13)
где
RE –
R
число Рейнольдса (так как скорость истечения небольшая, то для прак
ω
d
жистE
-
-
-
-
тических расчётов можно принять, что
42
RE < 2300 (
ламинарный режим
));
v –
ки-
нематическая вязкость жидкости (для автомобильных бензинов при температу
χ
ре
20 °С
плотностью
700…780 кг/
м
3
(бó
льшая плотность соответствует бензину
-
марки АИ
=
0,5…0,7
жиклёр зависит от режима работы двигателя и изменяется в пределах от
6 м/с);
расхода топлива через жиклёр
где
ξж –
-98, а
м
d
–
диаметр калиброванного отверстия жиклёра (табл
ж
Подставив значения коэффициента трения
2
/с);
меньшая
ω
–
скорость истечения (скорость истечения топлива через
ист
–
АИ
-80;
кинематическая вязкость составляет
. 3.3).
(λ),
определим коэффициент
:
=µ , (3.14)
ж
1
100
l
R
ж
d
ж
Е
+ξ+
ж
местное сопротивление при входе топлива в жиклёр (по опытным дан
v =
0 до
ным, при резких переходах от большого диаметра жиклёра к малому (жиклёр с
острыми кромками) коэффициент
переходом
) ξж = 0,3);
l
–
длина калиброванной части жиклёра (для предвари
ж
тельных расчётов принимают, что
ξж = 0,5 и
l
≤ 0,5
ж
d
ж
при плавном (жиклёр с коническим
).
-
-
В современных карбюраторах используются жиклёры, в которых отно
l
шение
ж
0,3...5,1
=
d
ж
,
поэтому при наличии только одного жиклёра состав смеси
подаваемой карбюратором, почти постоянен при всех разряжениях в диффузоре
3.3. Данные по карбюраторам бензиновых двигателей
Диаметр жиклёра, мм
Модель
двигателя
ВАЗ-2110 1,7 1,2 1,5
ЗМЗ-402.10
УМЗ-4178
воздушного главной
дозирующей системы
1,23 1,3
воздушного системы
холостого хода
0,06
1,0
топливного полной
мощности
-
,
.
ЗМЗ-53.11 1,3 1,7 1,6
ЗИЛ-508.10 2,2
0,06
2,0
0,06
2,5
0,06
43
Согласно уравнению
(3.14)
коэффициент расхода
(µж)
зависит от плавно
-
сти перехода некалиброванной
(
узкой
),
лимитирующей расход топлива, а также от числа Рейнольдса, опреде
(
широкой) части жиклёра к калиброванной
ляемого вязкостью топлива и скоростью, с которой оно протекает через жиклёр
При повышении температур вытекающей жидкости вязкость её уменьшается
а величина коэффициента расхода и весовой расход топлива заметно возраста
ют. Наиболее рационально использовать для входа жидкости в жиклёры конусы
с углами
практически неизменным
20…45°,
так как в этом интервале коэффициент расхода
.
(µж)
остаётся
.
,
-
44
Цель
работы:
Лабораторная работа 4
РАСЧЁТ СИСТЕМЫ ТОПЛИВОПОДАЧИ
ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
изучить особенности устройства, принцип работы и мето
-
дику расчёта системы питания дизельного автотракторного двигателя
Оборудование:
ния дизельных автотракторных двигателей
плакаты, схемы, отдельные детали и узлы системы пита
.
.
1.
Изучить
Порядок выполнения работы
детали и узлы системы питания дизельных автотракторных
двигателей, место их расположения и приёмы проведения эксплуатационных
регулировок
2.
.
Составить
отчёт о проделанной работе
.
Краткие теоретические сведения
Система питания дизельного двигателя представляет собой совокупность
сборочных единиц и устройств, предназначенных для тщательной очистки и
подачи определённых порций воздуха и распылённого топлива под высоким
-
давлением в цилиндры двигателя. К этой же системе условно относят и сбороч
ные единицы для отвода отработавших газов в атмосферу
.
По конструктивному исполнению основных элементов системы топливо
подачи дизельных двигателей выполняют двух типов: топливные системы раз
делённого типа и топливные системы неразделённого типа. Наибольшее при
менение получила система топливодачи разделённого типа, когда нагнетатель
ная секция топливного насоса высокого давления и форсунка конструктивно
выполнены отдельно и соединены нагнетательным топливопроводом. В топ
ливной системе неразделённого типа используют насосы-форсунки, у которых
нагнетательная секция насоса высокого давления и форсунка объединены в од
ном узле
.
Топливоподающая аппаратура любого типа имеет агрегаты и узлы низко
го и высокого давления. К агрегатам и узлам низкого давления относятся топ
ливный бак, фильтры грубой и тонкой очистки, топливоподкачивающий насос
-
-
-
-
-
-
-
-
,
45
трубопроводы низкого давления. К агрегатам и узлам высокого давления отно
-
сятся насос высокого давления, топливные форсунки и трубопроводы высокого
давления
.
В системе питания дизельных двигателей можно выделить следующие
основные элементы: воздухоочиститель, топливный бак
(
или баки
),
фильтры
грубой и тонкой очистки топлива, подкачивающий и топливный насосы, фор
сунки, впускные и выпускные трубопроводы, глушитель. Дизельные двигатели
различных моделей имеют лишь конструкционные отличия отдельных сбороч
ных единиц или дополнительные устройства в системах питания. Например, на
двигателе СМД
линдры, а в систему питания дизеля ЯМЗ
-62
установлен турбокомпрессор для надува воздуха в его ци
-240Б
введены дополнительный бачок
для питания горелки котла предпускового обогрева, трёхходовой кран и ручной
подкачивающий насос
.
Содержание отчёта
-
-
-
На формате бумаги вычерчивается принципиальная схема системы пита
ния дизельного автотракторного двигателя (модель двигателя выдаётся препо
давателем
), на
которой должны быть показаны общие её элементы
.
Топливная аппаратура дизельного автотракторного двигателя должна не
только дозировать подачу топлива, но и обеспечивать его тонкое распыление
причём оно должно соответствовать принятой системе смесеобразования. Кро
ме того, протекание процессов смесеобразования и сгорания в дизельных дви
гателях совершается в течение весьма ограниченного промежутка времени. Для
получения высокой литровой мощности и низкого удельного расхода топлива
а также меньшей токсичности выпускных газов и шумности работы дизельного
двигателя, необходим тщательный подбор наиболее рациональной формы и
размеров камеры сгорания, организации в ней движения воздуха и обеспечение
оптимальных характеристик подачи и распыливания топлива различными эле
ментами системы
.
-
-
,
-
-
,
-
Исходными данными, необходимыми для предварительного расчёта эле
ментов топливной системы, являются цикловая подача топлива
жительность процесса подачи топлива, определяемая временем
поворота кулачкового вала топливного насоса
Цикловая подача топлива рассчитывается по формуле
46
(ϕп).
(
q
ц
(τп)
) и
продол
или углом
-
-
где
ϕ
го
kgN
q
= , (4.1)
ц
N
–
эффективная мощность двигателя, Вт (табл
E
EЕ
in
2
к.в
. 4.1);
g
–
удельный расход
E
топлива, кг/Дж (табл
частота вращения коленчатого вала, об/с (табл
теля (табл
. 4.1).
. 4.1);
k –
тактность дизельного двигателя (табл
. 4.1);
i –
число цилиндров двига
. 4.1);
n
–
к.в
Для получения запаса крутящего момента цикловая подача должна быть
на
15…20%
выше, чем на режиме номинальной мощности дизельного двигате
ля. Минимальная цикловая подача на холостом ходу должна составлять около
20% её
1
дм
топлива
(
обычно
величины на режиме номинальной мощности
3
рабочего объёма цилиндра
(ϕп) в
ϕп = 12…18°), её
градусах угла поворота коленчатого вала дизельного двигателя
продолжительность в секундах
).
При заданной продолжительности подачи
360
п
n
к.в
=τ . (4.2)
п
Общую площадь сопловых отверстий форсунки
(
(Σ
обычно
10…15 мг на
:
f
)
определяют по фор
c
-
-
-
муле
q
ц
∑
=µ
f
cс
с
τ
, (4.3)
ρτ
топп
4.1. Исходные данные
Эффективная
мощность
Модель
двигателя
КамАЗ-740.10 210 224…242 2600 8 4
Д-245 105 217…229 2200 4 5
Д-260 120 249 2015…2275
четырёхтактно
дизельного
двигателя
N
л.с.
,
E
Удельный
расход
топлива
г/кВт·ч
g
Частота
вращения
коленчатого
,
E
вала п
об/мин
к.в
цилиндров
,
Число
i
, шт.
6 5
Количество
сопловых
отверстий
распылителя
форсунки т,
шт.
СМД-62 165 252 2100 6 5
ЯМЗ-238НБ 300 255 1680…1750
8 4
47
где
∑
∑
2
2
+
µс –
коэффициент расхода топлива через сопловые отверстия, который при
предварительном расчёте может быть принят равным
скорость распыливания топлива, равная
ного топлива, кг/м
3
.
150…200 м/с; ρ
0,7…0,75; сτ –
–
плотность дизель
топ
средняя
Согласно действующим стандартам по ГОСТу: плотность летнего ди
зельного топлива составляет
Количество
(т) и
860;
зимнего
– 840 и
арктического
– 830 кг/
расположение сопловых отверстий распылителя
м
3
.
форсунки выбирают исходя из способа смесеобразования и формы камеры сго
рания дизеля (табл
метра
Среднее давление перед сопловыми отверстиями при этом должно быть
. 4.1).
Обычно все отверстия выполняют одинакового диа
d
c
0,785
m
==
128,1
f
f
cc
. (4.4)
m
:
2
с
ρ
топ
р +
ф.ср
τ
=
р
, (4.5)
ц.ср
-
-
-
-
где
р
–
ц.ср
приближённо может быть принято равным полусумме давления
4,0
МПа) конца такта сжатия и максимального давления
сгорания
Полный активный объём
ходя из подсчитанной номинальной цикловой подачи
2,5
раза для обеспечения надёжного пуска дизеля при низкой температуре
среднее давление газов в цилиндре дизельного двигателя, которое
(рс = 3,5…
(рz = 9,5…9,0
:
рр
zс
(
q
),
увеличенной в
ц
(
V
р
но
= . (4.6)
ц.ср
)
плунжерной пары следует принимать ис
МПа
2 –
окружающего воздуха. При этом предпочтительно подобрать существующий
насос высокого давления с требуемой цикловой подачей. При необходимости
диаметр его плунжеров может быть изменён в допустимых пределах
Далее следует определить требуемую среднюю скорость
(с
п.ср
.
)
плунжера
)
-
на участке его активного хода, соответствующего номинальной цикловой пода
чи
(
V
)
топлива. Для этого необходимо определить действительные активные
ц
рабочий объём
цикловой подачи вследствие сжимаемости топлива на величину
48
(
V
) и
н
ход
(
h
)
плунжера на этом режиме с учётом: уменьшения
акт
(∆
V
) и
1
увели
-
-
чения объёма трубопровода высокого давления из-за упругой деформации на
∆+∆+=
(
)
(
)
−α+−α=∆
4
(
)
тнос
+
=
величину
(∆
V
), т.е.
2
VVVV
. (4.7)
21цн
Кроме того, из-за дросселирования топлива в узких щелях впускного и
перепускного отверстий втулки плунжера подача топлива может начинаться
несколько ранее момента полного перекрытия впускного отверстия и заканчи
ваться несколько позднее начала открытия перепускного отверстия. При этом
насосом будут поданы дополнительные объёмы топлива
(
V
) и (
3
V
),
4
которые
при предварительном расчёте можно не учитывать вследствие их сравнительно
малой величины, а также трудности оценки
.
Уменьшение подаваемого объёма топлива из-за его сжимаемости может
быть подсчитано по уравнению
где
р
–
давление во впускной полости насоса высокого давления, равное
в.п
= 1,5…3,0
кгс/см
2
; ро –
остаточное давление в трубопроводе высокого давления
после завершения процесса подачи, равное
VV
рр
V
ро = 50…70
рр
, (4.8)
оср ф.с2в.поно11
кгс/см
2
;
V
–
но
р
в.п
макси
=
-
-
мальный активный объём плунжерной пары
;
V
–
суммарный объём, включаю
с
щий половину максимального активного объёма плунжерной пары, объём тру
бопровода высокого давления, объём полостей нагнетательного штуцера и фор
сунки
и внутреннем диаметре
.
Объём трубопровода высокого давления при его длине
(
d
= 1,5…2,0 мм)
т
V
т
составляет
2
d
π
т
= . (4.9)
L
(L = 0,34…1,45 м)
Суммарный объём полостей нагнетательного штуцера насоса высокого
давления обычно равен двум-трём объёмам трубопровода высокого давления
0,4...0,35,0
VVV
, (4.10)
:
-
-
-
α1 и α1 –
средние коэффициенты сжимаемости дизельного топлива в диа
пазоне соответственно низких (до
5
МПа) и высоких (до
50
МПа) давлений
-
,
49
α1 = (1,1…1,2)⋅10–5, α2 = (0,6…0,7)⋅10–5.
[
]
4
π
Увеличение объёма трубопровода высокого давления
( )
=∆ , (4.11)
тт2
причём увеличение его внутреннего диаметра
(
d
= 7…8 мм),
нар
где
Е
–
модуль упругости (для мягкой стали
Пуассона (для мягкой стали
При выбранном диаметре плунжера
давления (ТНВД
может быть подсчитано по формуле
2
( )
d
рр
−=∆ (4.12)
оср ф.т
нар
2
нар
+
−
σ = 0,3).
(
), (
табл
. 4.2) и
подсчитанном по приведённому выше выраже
2
2
LdddV
−∆+
т
(∆
d
),
если его наружный диаметр
т
2
dd
т
dd
т
d
σ+
2
2
Е = 2⋅105
d
)
топливного насоса высокого
пл
т
,
Е
МПа
:
); σ –
коэффициент
-
нию
(4.7)
рабочем объёме
(
V
)
определяют активный ход плунжера
н
4
V
h
акт
н
= . (4.13)
d
π
п
:
Тогда, необходимая средняя скорость для получения заданной продолжи
тельности подачи
кулачка и его рабочего участка, т.е
(τп)
должна быть обеспечена надлежащим выбором профиля
.
h
акт
=
с . (4.14)
п.ср
τ
п
Приведённый расчёт позволяет ориентировочно определить исходные
размеры элементов системы топливоподачи, которые необходимо уточнить
проведя расчёт процесса подачи топлива с учётом происходящих гидродинами
ческих явлений и особенностей рассчитываемых насоса и форсунки (конечной
-
,
-
скорости подъёма и посадки нагнетательного клапана насоса и иглы форсунки
дросселирования потока топлива в запорных органах, возможность продолже
ния подачи после открытия отсечного отверстия и её начала до перекрытия
впускного отверстия втулки плунжера и др
50
.).
,
-
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]