WWW.KN.LIB-I.RU
БЕСПЛАТНАЯ  ИНТЕРНЕТ  БИБЛИОТЕКА - Различные ресурсы
 

Pages:   || 2 |

«АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЕМ РАЦИОНАЛЬНОГО УПРАВЛЕНИЯ ТОПЛИВОПОДАЧЕЙ ...»

-- [ Страница 1 ] --

Министерство образования и наук

и Украины

ХАРЬКОВСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

ОВЧИННИКОВ АЛЕКСЕЙ АЛЕКСАНДРОВИЧ

УДК 621.43.05

УЛУЧШЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ВЫСОКООБОРОТНОГО

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЕМ РАЦИОНАЛЬНОГО

УПРАВЛЕНИЯ ТОПЛИВОПОДАЧЕЙ

Специальность 05.05.03 – двигатели и энергетические установки Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель – Грицюк Александр Васильевич доктор технических наук, старший научный сотрудник Харьков – 2016

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………… РАЗДЕЛ 1

АНАЛИЗ ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИХ И ЭКОЛОГИЧЕСКИХ

ПАРАМЕТРОВ СОВРЕМЕННЫХ МАЛОЛИТРАЖНЫХ

ВЫСОКООБОРОТНЫХ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДИЗЕЛЕЙ, ТРЕБОВАНИЯ К

ИХ ПРИМЕНЕНИЮ НА АВТОМОБИЛЬНОМ ТРАНСПОРТЕ И

СТРУКТУРНАЯ СХЕМА ИССЛЕДОВАНИЯ………………………………. 11

1.1 Перспектива применения малолитражных дизелей на автомобильном транспорте.…………………………………………….…………… 11

1.2 Технико-экономические и экологические параметры автомобильных дизелей и режимы их определения.……...……………………….. 18

1.3 Общие тенденции выбора основных конструктивных параметров и формирования внешних скоростных характеристик малолитражных автомобильных дизелей……………………………………………………….. 21

1.4 Структурная схема исследования.………………….………………... 30 Выводы по разделу…………………………………..………………..…… 31 РАЗДЕЛ 2

МЕТОДЫ РАСЧЕТНЫХ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

ЭЛЕМЕНТОВ УПРАВЛЕНИЯ ТОПЛИВОПОДАЧЕЙ, ФОРМИРУЮЩИХ

ВНЕШНЮЮ СКОРОСТНУЮ ХАРАКТЕРИСТИКУ МАЛОЛИТРАЖНОГО

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ………………………………………………… 33

2.1 Моделирование работы малолитражного автомобильного дизеля на внешней скоростной характеристике.…………………………….…. 33 2.1.1 Определение граничных условий нагружения дизеля при формировании внешней скоростной характеристики.……………………. 33 2.1.2 Физическое моделирование работы малолитражного дизеля в составе транспортного средства.………………………………..…... 34 2.1.3 Регистрация, обработка и анализ экспериментальных данных.…… 39

2.2 Доработка комплексной схемы ТНВД и регулятора для целевого формирования внешней скоростной характеристики дизеля.…..……

–  –  –

4.2 Расчетное определение кинематики узла пневмогидравлического корректора угла опережения впрыскивания топлива.…………..……. 119

4.3 Отработка узла пневмогидравлического корректора угла опережения впрыскивания топлива в процессе безмоторных и моторных испытаний ТПА малолитражного автомобильного дизеля. …………… 126 Выводы по разделу…………………………...…………………………… 129 РАЗДЕЛ 5

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ НОВЫХ ВОЗМОЖНОСТЕЙ ТПА ДЛЯ УЛУЧШЕНИЯ

ПОКАЗАТЕЛЕЙ ВЫСОКООБОРОТНОГО МАЛОЛИТРАЖНОГО

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ……………………………………………….. 130

5.1 Комплексное экспериментальное исследование по оценке эффективности предложенных конструктивных решений.………………... 130





5.2 Определительные испытания малолитражного автомобильного дизеля в составе транспортного средства.…………………………….... 133

5.3 Перспектива рыночного использования созданного продукта…. 142 Выводы по разделу………………………………………………………… 145 ВЫВОДЫ……………………………………………………………………….… 147 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ……………………………... 150 Приложение А. Технические требования к устройствам гидравлического и пневматического регулирования цикловой подачи топлива.……………...… 165 Приложение Б. Технические требования к устройству автоматического регулирования угла опережения впрыскивания топлива……..……………… 168 Приложение В. Программа и методика определительных испытаний автомобильного дизеля……………………………………………………….……. 170 Приложение Д. Справка по анализу внутреннего рынка Украины….…… 179 Приложение Е. Акты внедрения результатов диссертационного исследования 182 Приложение Ж. Описание конструкции доработанной ТПА…………… 189 Приложение И. Выборки иллюстраций из технических требований 4ДТНА1.ДТ2……………………………………………………………………

ВВЕДЕНИЕ

Поэтапное ужесточение требований к технико-экономическим и экологическим показателям автомобильных дизелей служит стимулирующим фактором для дальнейшего развития этих силовых установок. В связи с этим особый интерес вызывает эволюционный путь развития существующих конструкций и простые решения, способствующие дальнейшему совершенствованию эксплуатационных показателей дизеля.

В настоящее время ведущие мировые фирмы разработали и всячески совершенствуют электрогидравлическую дизельную топливную аппаратуру с электронным управлением впрыскиванием, микропроцессорное управление которой позволяет оптимизировать качественную и количественную характеристики топливоподачи и обеспечить связанное управление цикловой подачей, углом опережения впрыскивания топлива (УОВТ) с одновременной оптимизацией одностадийного, ступенчатого или многостадийного впрыскивания [1-10]. Однако внедрение этих систем, при их очевидной перспективности, оправдано только при полной электронизации вновь разработанного дизеля для нового транспортного средства (ТС) и, таким образом, не может рассматриваться в качестве варианта модернизации дешевого дизеля как эффективной альтернативы бензиновому двигателю при капитальных ремонтах изношенного парка автобусов и грузопассажирских автомобилей внутригородского применения. Это и заставляет совершенствовать традиционные топливные системы непосредственного действия и целенаправленно формировать как внешнюю скоростную (ВСХ), так и нагрузочные характеристики автомобильного дизеля даже в случае отсутствия его электронизации. В идеальном случае оптимальное регулирование двигателя и его топливной аппаратуры должно осуществляться на любом эксплуатационном режиме его работы, но при реальной эксплуатации может иметь разумную достаточность целевое формирование только ВСХ. Последняя хотя и очерчивает только верхнюю границу поля возможных эксплуатационных режимов работы дизеля, но выделяется своей значимостью среди множества характеристик всережимного регулятора по тем простым причинам, что именно она включает точки, соответствующие режимам номинальной мощности и максимального крутящего момента, и через ее участки осуществляется любой переходный процесс пуска дизеля или разгона его коленчатого вала [11-18].

Создание исполнительных механизмов, реализующих управление топливоподачей на ВСХ, автоматически позволит получить рациональное управление подачей топлива и на нагрузочных характеристиках.

Поэтому научно-практическая задача улучшения параметров высокооборотного малолитражного дизеля (ВМД) путем рационального управления топливоподачей, является актуальной.

Работа выполнена на кафедре ДВС ХНАДУ и в ГП "ХКБД" (г. Харьков) согласно задач государственного инвестиционного проекта "Создание производства отечественного малолитражного автомобильного дизеля мощностью 100-175 л.с.

двойного применения (Слобожанский дизель)" и в соответствии с договором между ГП "Харьковский автомобильный завод" и ГП "ХКБД" (№63153) на выполнение работ по теме: "Модернизация автомобильной техники дизельными двигателями в интересах Министерства обороны Украины".

Целью исследования является улучшение показателей высокооборотного малолитражного автомобильного дизеля при его работе на внешней скоростной характеристике путем максимального расширения возможностей топливной аппаратуры (ТА) непосредственного действия.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- провести моделирование внешней скоростной характеристики высокооборотного малолитражного автомобильного дизеля;

- разработать комплекс методов моделирования топливно-экономических и экологических показателей автомобильного дизеля на внешней скоростной характеристике;

- разработать нетрадиционный способ управления разделенной топливной аппаратурой непосредственного действия во всем поле скоростных и нагрузочных характеристик и математическую модель регулирования характеристик топливоподачи;

- сформировать характеристику управления основными параметрами топливоподачи на скоростной и нагрузочной характеристиках работы дизеля, предложить и исследовать исполнительные устройства для реализации такой характеристики;

- оценить эффективность предложенных методов, технических и конструктивных решений, направленных на улучшение эксплуатационных показателей автомобильного дизеля.

В работе исследованы процессы формирования рациональной внешней скоростной характеристики высокооборотного малолитражного автомобильного дизеля на базе расширения возможностей разделенной ТА непосредственного действия относительно обеспечения скоростных и нагрузочных характеристик топливоподачи.

В основу исследования положены фундаментальные положения теории

ДВС, теории автоматического регулирования, теории колебаний, в частности использованы:

- метод математического планирования эксперимента;

- метод гидродинамического расчета в полости регулятора;

- метод расчета колебаний давления в сервоприводе регулятора;

- экспериментальный метод стендовых безмоторных испытаний топливной аппаратуры;

- экспериментальный метод стендовых испытаний дизеля с опытной топливной аппаратурой;

- метод экспериментального исследования дизеля с опытной топливной аппаратурой в составе транспортного средства.

Научная новизна полученных результатов состоит в следующем:

1. Впервые осуществлено исследование работы внешне нагруженного высокооборотного малолитражного автомобильного дизеля с топливной аппаратурой непосредственного действия во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала (КВ) от минимальной частоты холостого хода до частоты вращения при номинальной мощности. Это позволило усовершенствовать топливную аппаратуру ВМД и ввести дополнительные критерии формирования его внешней скоростной характеристики.

2. Экспериментально-расчетным методом для автомобильного высокооборотного дизеля определена полиномиальная связь между рациональными цикловой подачей топлива и УОВТ с одной стороны и частотой вращения КВ и показателем нагруженности дизеля, а именно давлением наддува, с другой. Это позволило обеспечить рациональные параметры топливоподачи на скоростной и нагрузочных характеристиках работы автомобильного дизеля независимо от состава и характеристики системы воздухоснабжения.

3. Благодаря разработанной математической модели регулятора цикловой подачи топлива и УОВТ, в которой учтено колебание давления топлива в его сервоприводе, впервые определены источники пульсаций давления и их влияние на стабильность работы гидравлических корректоров цикловой подачи и УОВТ.

Это дало возможность организации активной и пассивной защиты функционирования регулятора от колебаний давления топлива и достижения стабильной работы его гидравлической составляющей.

Практическое значение для дизелестроения имеют:

1. Предложенная схема топливной аппаратуры, в которой упор рейки, определяющий внешнюю скоростную характеристику дизеля, изменяет свое положение в зависимости от условий работы дизеля (устройство защищено патентом Украины).

2. Разработанная и доведенная оригинальная конструкция регулятора угла опережения впрыскивания топлива.

3. Разработанные технические требования к устройствам гидромеханического и пневматического регулирования цикловой подачи топлива и к системе автоматического регулирования УОВТ.

4. Разработанная программа и методика обкатки и регулировки ТА типа НРМ (Hydraulic Pneumatic Mechanical) на безмоторном стенде.

5. Разработанная программа и методика обкатки и регулировки дизеля с топливной системой НРМ на стенде.

6. Модернизированные стационарные стенды ГП "ХКБД" для безмоторных испытаний ТА типа НРМ и для испытаний четырехцилиндровых дизелей параметрического ряда "Слобожанский дизель".

7. Обеспечение устойчивой работы нагруженного автомобильного дизеля при минимальной частоте вращения холостого хода. Полученные характеристические карты его работы на моторном стенде и в эксплуатации для дальнейшего создания дизелей как с системой НРМ, так и с электронным регулированием топливоподачи.

Результаты исследований внедрены и используются в ГП “ХКБД” (г. Харьков), ГП "Завод им. В.А. Малышева" и переданы для применения и внедрения в научно-исследовательской лаборатории кафедры ДВС ХНАДУ, а также для использования в учебном процессе этой кафедры при подготовке студентов специальности 7.05050304, 8.05050304 – «Двигатели внутреннего сгорания».

Акты внедрения представлены в Приложении Е.

При выполнении диссертационной работы соискателем лично разработаны ее основные положения.

Среди них:

- предложено адаптивное управления топливоподачей высокооборотного автомобильного дизеля во всем диапазоне эксплуатационных частот вращения КВ от минимальной частоты холостого хода до частоты номинальной мощности;

- выбраны и обоснованы дополнительные критерии формирования ВСХ высокооборотного автомобильного дизеля;

- доработаны топливный и пневматический корректоры цикловой подачи топлива с одновременной разработкой и внедрением оригинальной конструкции гидропневматического корректора системы изменения УОВТ топливной аппаратуры непосредственного действия для автомобильного дизеля;

- разработан, исследован и внедрен алгоритм выбора параметров упругих элементов (пружин и мембран) схемы управления, способной обеспечить заданную форму внешней скоростной характеристики дизеля при рациональном УОВТ;

- предложены конструктивные решения относительно активной защиты сервопривода от пульсаций давления;

- проведены стендовые, определительные испытания топливной аппаратуры с системой регулирования типа НРМ в условиях безмоторного, моторного стендов и транспортного средства;

- разработаны и внедрены Технические требования на обкатку, регулировку и сдачу насоса топливного высокого давления дизеля 4ДТНА1 (4ДТНА1.ДТ2), а также Программы и методики приемо-сдаточных и периодических испытаний этого дизеля (4ДТНА1.ПМ1, 4ДТНА1.ПМ2).

Основные положения и результаты исследований, которые включены в диссертацию, докладывались на: ХІІ Международной научно-практической конференции "Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей" (г. Владимир, Россия, Владимирский государственный университет, в 2010 г.), XVII, XVIII, XIX Международных конгрессах двигателестроителей (пос. Рыбачье, Крым, Украина, 2012, 2013гг. и ПГТ Коблево, в 2014 г.); Международной научно-практической конференции по случаю Дня автомобилиста и дорожника (г. Харьков, ХНАДУ, в 2014 г.).

Основные научные результаты диссертационной работы опубликованы в 9 научных работах, из них 6 работ – в научных специализированных изданиях, 2 работы – в зарубежных изданиях и 1 патент Украины на изобретение.

–  –  –

1.1 Перспектива применения малолитражных дизелей на автомобильном транспорте До настоящего времени во всем мире прослеживается рост рынка транспортных услуг. Что касается украинского рынка автоперевозок, то согласно данным госкомстата, он также характеризуется ростом темпа грузоперевозок, среди которых значительное место занимают перевозки, осуществляемые автомобилями малой грузоподъемности категории N1, общей массой до 3,5 тонн [33]. На украинском авторынке эта категория представлена автомобилем ГАЗель, изготавливаемым российским Горьковским автомобильным заводом [34]. ГАЗель является основным автомобилем, используемым при предоставлении транспортных услуг в Украине, благодаря своей маневренности при перевозках по городу и неприхотливости при работе на небольших и средних расстояниях, на фоне своей надежности и относительно невысокой стоимости.

Кроме того, за последнее время все больший размах во всем мире, в том числе и в Европе, набирает тенденция производства автомобилей, укомплектованных дизелями [35]. Производителями автомобилей давно проанализирована эффективность использования этого двигателя. Динамика рынка для грузопассажирских автомобилей до 2020 года, а вместе с тем и доля различных силовых установок для транспортных средств зависит от многих факторов. Одним из этих показателей является расход топлива, затраты на которое могут составлять от 25 до 70% затрат на эксплуатацию автомобиля. Вследствие этого роль затрат на топливо имеет большее значение, чем в секторе легковых автомобилей.

По данным исследования консалтингового агентства JD Power Asia Pacific, около 25% всех новых автомобилей в мире оснащены именно дизелями, причем популярность этого типа двигателей с каждым годом растет. Согласно прогнозам экспертов, до 2018 года процент таких машин будет ежегодно увеличиваться на полтора-два процентных пункта. Причины – рост цен на топливо и необходимость выполнения более жестких норм выбросов вредных веществ с отработавшими газами (во многих странах мира по этой причине водителям автомобилей, укомплектованных дизелем, дают скидки на транспортный сбор). Еще один плюс

– возможность заправки биодизельным топливом, который на фоне уменьшения запасов нефти становится все более актуальным. В Украине же легковые и малые грузовые автомобили с дизелями только сейчас становятся популярными.

Эта тенденция охватила и российский рынок производства мелких грузовых автомобилей, укомплектованных дизелями, и соответственно, на украинском рынке начата продажа этих автомобилей. Украинские автопроизводители пока еще не изготавливают малогабаритные грузовые автомобили категории N1 с дизелями, однако существует перспектива на украинских заводах и станциях технического обслуживания переоборудования и замены в работающих автомобилях типа ГАЗель бензиновых двигателей на дизель.

Кроме того, отечественные товаропроизводители хорошо представлены в предназначенных для перевозки пассажиров автотранспортных средствах категорий М1 и М2, производство которых осуществляется исключительно на базе шасси автомобиля ГАЗель [34], а в перспективе при наличии отечественного дизеля готовы создать и собственный малогабаритный автомобиль категории N1 (Приложение Д).

Дизели и бензиновые двигатели конкурируют уже много лет. Много моделей автомобилей выпускаются в двух вариантах. Это подтверждает тот факт, что утверждать с уверенностью, который из двигателей лучше, нельзя. Существуют лишь определенные условия, при которых выбор одного из двух типов двигателей более предпочтителен. Следует отметить, что совсем недавно подавляющее большинство автомобилистов отдавали предпочтение бензиновым двигателям. В настоящий момент ситуация постепенно изменяется и много водителей выбирают автомобили, укомплектованные дизелями.

Рост цен на топливо давно привлекает общее внимание, и вокруг дизельных технологий не стихают споры. В то же время сторонники дизельного двигателя приводят ряд аргументов в его пользу. Одним из наиболее существенных является расход топлива.

Несмотря на то, что современные технологии - например, прямое впрыскивание бензина и концепция минимизации - помогают и дальше совершенствовать бензиновые двигатели, сокращая расход топлива, дизели все так же превосходят их в этом отношении. Современные дизели тратят приблизительно на 30% меньше топлива, чем бензиновые двигатели с прямым впрыскиванием того же поколения. Автомобиль с дизелем компакт-класса предыдущего поколения потреблял на 31% меньше горючего, чем бензиновый двигатель с впрыскиванием через впускной коллектор. Дизели последнего поколения на 29% экономичнее бензиновых двигателей с прямым впрыскиванием, турбокомпрессором и уменьшенным литражом. Причиной этого является большая степень сжатия у дизеля, находящаяся в пределах 17-22 единицы, в то время как у бензиновых двигателей – 8-10 единиц.

Преимущества дизелей по топливной экономичности определяются как более низкими значениями удельного расхода топлива gemin, так и меньшей зависимостью от степени использования мощности двигателя ge=f(u) [36]. Для расчета путевого расхода топлива (Qs), иногда удобнее использовать график зависимости удельного эффективного расхода топлива (ge) от степени использования мощности двигателя (u %) (рис. 1.1). Он может быть получен по нагрузочной и внешней характеристикам. Из графика рис. 1.1 видно, что для каждого значения nк удельный расход топлива имеет минимум при некотором значении u %, близком к 100%. При малых значениях и % удельные расходы топлива возрастают из-за уменьшения механического КПД двигателя и ухудшения условий сгорания горючей смеси в цилиндрах двигателя. При больших значениях и % удельные расходы также возрастают в связи с обогащением горючей смеси. У дизелей же удельный расход топлива в меньшей степени зависит от степени использования и %, чем у бензиновых двигателей. Максимальный расход топлива при малых значенях и% отличается от минимального не более, чем в 1,5 раза.

Рисунок 1.1 – Зависимость удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя Немаловажным является фактор стабильности регулировочных параметров системы подачи топлива, которая у дизельных двигателей выше, чем у бензиновых.

Дизель выдает высокий крутящий момент в широком диапазоне частот вращения КВ, который делает автомобиль с дизельным двигателем более «гибким» в движении, чем такой же автомобиль с бензиновым двигателем. Высокий крутящий момент при низких оборотах делает легче эффективное использование мощности двигателя. Это преимущество используется в джипах и грузовых автомобилях. В связи с вышеупомянутым, в последнее время большинство минивенов и микроавтобусов поставляются на внутренний рынок Украины с дизелями. Это обусловлено именно вышеприведенными преимуществами, которые имеет дизельный двигатель. Даже опрос потребителей показал, что большинство из них, покупая автомобиль, выбрало бы автомобиль ГАЗель с дизелем, невзирая на его более высокую цену [34].

Эти преимущества позволяют при замене бензинового двигателя дизелем, снизить расход топлива на 25…30% у легкового автомобиля и 30…40% у грузового автомобиля и автобуса. Целесообразность применения дизелей тем больше, чем шире диапазон изменения u %.

Кроме того, во многих классах автомобилей (рис. 1.2) дизель и в дальнейшем имеет преимущество с точки зрения общих годовых эксплуатационных расходов [36].

–  –  –

Изменение полной массы та автомобиля также влияет на расход топлива.

С помощью статистического анализа экспериментальных и расчетных данных установлена линейная зависимость расхода Qs от массы та:

Qs=а+bта, где а и b - коэффициенты регрессии, определенные для разных типов автомобилей и дорог [36].

Если правую и, левую части уравнения разделить на та, то получим уравнение удельного расхода топлива Qw в л/(100 т км):

Qw=b+а/та.

На рис. 1.2 показаны кривые Qw=f(та), построенные для отечественных автомобилей [36]. Анализ приведенных данных позволяет установить, что при повышении полной массы, а, следовательно, и полезной нагрузки в целом уменьшается удельный расход топлива. Дизельные автомобили имеют существенно более высокую топливную экономичность по сравнению с автомобилями, имеющими бензиновые двигатели. Преимущество растет при увеличении полной массы. Влияние повышения полной массы автомобиля на топливную экономичность особенно эффективно при малых и средних значениях та.

Давно известно, что выигрыш напрямую зависит от годового пробега машины: чем он выше, тем больше эффект от низкой затраты топлива. Это подтверждается рядом исследований. Например, по данным немецкой автомобильной ассоциации ADAC [34], при годовом пробеге в 20 тыс. км: «89% дизельных автомобилей более экономичны, чем их бензиновые аналоги».

Кроме прочего, бензиновый двигатель имеет низкий КПД и способен превращать всего лишь около 26% энергии топлива в полезную работу. Дизельный двигатель обычно имеет коэффициент полезного действия около 36%, а дизельное топливо, как правило, дешевле.

Благодаря меньшему расходу топлива дизели выбрасывают приблизительно на 25% меньше СО2, чем бензиновые двигатели. Тенденция приобретения грузопассажирских автомобилей может положительно отразиться на балансе СО2 большинство из них оборудованы именно дизелями. Автопроизводители смогут достичь целевых показателей ЕС по эмиссии СО2 (120 г/км) только в том случае, если дизельные модели сохранят или увеличат свою нынешнюю долю среди всех новых автомобилей в Европейском Союзе - около 50% [34].

Введение налога на эмиссию СО2 сделает автомобили с дизелями еще более выгодными, следовательно, владельцы автомобилей, укомплектованных дизелями, будут платить меньший налог.

На сокращение расхода топлива и эмиссию в двигателях обоих типов направлена и концепция минимизации, в основе которой лежит уменьшение литража без потери мощности [37, 38] (рис. 1.3).

Рисунок 1.3 – Статистическая зависимость путевого расхода топлива от рабочего объема двигателя для легковых автомобилей [36]:

1 - в городском цикле; 2 и 3 - при скоростях соответственно 120 и 90 км/ч Тех же результатов помогает добиваться и технология «старт-стоп» [38]. Другими словами, инженеры стремятся реализовать потенциал дальнейшего сокращения потребления горючего и объема вредных выбросов как в дизелях, так и в бензиновых двигателях для автомобилей. Оба типа двигателей параллельно развиваются в этом направлении.

Из всего вышеприведенного можно сделать выводы, что если автомобиль оборудован дизельным двигателем, то в процессе эксплуатации можно значительно сэкономить средства, поскольку расход топлива будет меньшим, да и дизельное топливо, как правило, дешевле.

1.2 Технико-экономические и экологические параметры автомобильных дизелей и режимы их определения Эффективность работы двигателя оценивается, как правило, мощностью, экономичностью и токсичностью его отработавших газов (ОГ). Экономичность характеризуется расходом топлива, затрачиваемого на получение единицы мощности, а токсичность определяется количеством вредных для окружающей среды и человека веществ, выбрасываемых в атмосферу с ОГ. Учитывается при этом также и значения максимального крутящего момента.

Технико-экономические и экологические параметры задаются в технических условиях на дизель и проходят проверку на различных этапах производства высокооборотных малолитражных автомобильных дизелей при проведении стендовых испытаний. Объем и методы этих испытаний регламентируются такими нормативными документами как ГОСТ 14846—81 и ДСТУ 4276:2004 [39, 40].

Обычно при приемо-сдаточных испытаниях дизеля проверяются следующие его основные параметры [39, 44]:

- номинальная мощность, кВт (л.с.);

- частота вращения КВ на режиме номинальной мощности, мин-1;

- минимальный удельный эффективный расход топлива, г/кВтч (г/л.с.ч);

- максимальный крутящий момент, Нм (кгсм);

- частота вращения КВ при максимальном крутящем моменте, мин-1;

- минимальная частота вращения коленчатого вала на холостом ходу, мин-1;

- удельный расход смазочного масла на угар в зависимости от расхода топлива, %;

При специальных стендовых испытаниях принято определять:

- мощностные и экономические показатели при полных нагрузках (мощности нетто и брутто);

- мощностные и экономические показатели при частичных нагрузках;

- показатели на холостом ходу;

- условные механические потери;

- равномерность работы цилиндров;

- безотказность работы;

- дымность ОГ.

При периодических испытаниях определяют скоростные характеристики, устанавливающие зависимость показателей двигателя от частоты вращения коленчатого вала, и нагрузочные характеристики, устанавливающие зависимость показателей двигателя от его нагрузки при постоянной частоте вращения коленчатого вала. При этом внешние скоростные характеристики определяют при полной подаче топлива и при углах начала подачи топлива, указанных в технических условиях на дизель.

Кроме того, в зависимости от укомплектованности двигателя вспомогательными устройствами и оборудованием, оговоренными в приложениях 1 и 2 ГОСТ 14846-81 [39], определяют мощность нетто или брутто.

При определении скоростных характеристик необходимо выявить точки, соответствующие минимальной рабочей, номинальной и максимальной частотам вращения, установленным техническими условиями на двигатель для мощности нетто (или брутто), частотам вращения при максимальном крутящем моменте;

при минимальном удельном расходе топлива.

Скоростные частичные характеристики определяют при некотором неизменном промежуточном положении рычага управления, соответствующем неполной подаче топлива. Характеристики холостого хода определяют при работе двигателя без нагрузки, поэтому нагружающее устройство должно быть отсоединено от двигателя.

Важными условиями представления результатов испытаний в виде графиков характеристик являются полнота их диапазона и предварительное приведение к стандартным условиям. То есть зависимости значений мощности, крутящего момента и расхода топлива должны быть представлены от минимальной рабочей (наименьшая частота вращения коленчатого вала при полной подаче, при которой двигатель работает устойчиво не менее 10 мин) до максимальной рабочей частоты вращения в случае представления параметров при работе на внешней скоростной характеристике и приведены к нормальным условиям согласно п. 4 ГОСТ 14846-81 [39].

Нагрузочные характеристики определяют при постоянной частоте вращения в диапазоне от максимальной до минимальной подачи топлива. При определении нагрузочных характеристик должны быть выявлены точки, соответствующие минимальным удельным расходам топлива.

При определении скоростных характеристик дизелей также определяют дымность отработавших газов. Предельно допустимые величины нормируемых показателей выбросов видимых загрязняющих веществ отработавших газов двигателей автомобилей в режиме свободного ускорения двигателя и методы их измерения регламентируются согласно ДСТУ 4276:2004 [40].

Дымность - показатель, характеризующий степень поглощения светового потока, который просвечивает ОГ двигателя автомобиля.

Основным показателем дымности, который нормируется является натуральный показатель ослабления светового потока К, м-1 - величина, обратная толщине слоя ОГ, проходя через который поток излучения от источника света дымомера ослабляется в е раз. Вспомогательным является коэффициент ослабления светового потока N, % - степень ослабления светового потока в результате поглощения и рассеивания света отработавшими газами во время прохождения ими рабочей трубы дымомера.

Измерение дымности ОГ в режиме свободного ускорения осуществляется на прогретом двигателе с исправной выпускной системой и используемыми горюче-смазочными материалами, предусмотренными эксплуатационной документацией двигателя. При заглушенном двигателе дымомер подсоединяется к выпускной системе, двигатель пускается. На протяжении двух минут и с интервалами не более 15 с необходимо выполнить не менее шести замеров дымности при нажатии педали подачи топлива до упора и изменении частоты вращения коленчатого вала от минимальной до максимальной. Последние четыре измеренных значения должны иметь разницу не более 0,25 м-1 и не должны образовывать спадающей последовательности. Результатом измерений считается среднее арифметическое последних четырех замеров.

Дымность высокооборотных малолитражных автомобильных дизелей с газотурбинным наддувом, не сертифицированных ДСТУ UN/ECE R 24-03 (Правилами ЕЕК ООН №24-03), не должна превышать значений К=3,0 м-1 и N= 73 %.

1.3 Общие тенденции выбора основных конструктивных параметров и формирования внешних скоростных характеристик малолитражных автомобильных дизелей Высокие темпы развития малолитражных дизелей усложняют задачу обоснования параметров и прогнозирования их показателей на этапе проектирования нового дизеля. Несмотря на то, что многие исследователи [3, 24, 27, 28, 30, 42] отмечают близость решений по направлению развития транспортных дизелей в целом, мировой опыт показывает, что при создании новых двигателей следует избегать копирования аналогичных конструкций, пусть даже и достаточно совершенных. Необходимо ориентироваться на тенденции развития двигателей, на закономерности эволюции их параметров и показателей, а также на перспективы совершенствования отдельных деталей, узлов и агрегатов. Только при этом условии можно вести разработку с расчетом на опережение достигнутых результатов [43].

Харьковская школа дизелестроения в своем новом направлении создания ВМД обоснованно придерживается мнения, что агрегатируя одно-, двух-, трёх- и четырёхцилиндровые конструкции вполне реально на этапе проектирования разработать семейство унифицированных для подготовки единого производства малолитражных дизелей мощности от 4 до 110 кВт, удовлетворяющих всю возможную сферу их применения. По номинальной частоте вращения малолитражный дизель должен быть высокооборотным, по применению – многоцелевым [19-23, 37]. При этом обоснована целесообразность ускорения процесса сближения в техническом плане элементной базы конструкций и систем, формирующих топливно-экономические и экологические показатели малолитражных дизелей различного назначения, уже на этапе их проектирования.

Благодаря определению прогнозируемых математических ожиданий основных параметров и показателей перспективных малолитражных дизелей, обеспечивающих конкурентоспособность создаваемому ВМД на внутреннем и внешних рынках, а также анализу взаимосвязей между конструктивными параметрами и эффективными и эксплуатационными показателями ВМД с привлечением методов математического анализа на основе информационных показателей связи, установлено, что наиболее значимым при создании малолитражного дизеля является правильное согласование значений двух из основных конструктивных параметров, а именно пары - рабочий объём и степень сжатия. На основании этого и были выбраны основные конструктивные параметры созданного отечественного

ВМД многоцелевого назначения [37]:

• диаметр цилиндра, мм 88

• ход поршня, мм 82

• рабочий объем цилиндра, дм3 0,498

• степень сжатия 18,5

• отношение S/D 0,93 На протяжении многих лет разработчики дизелей занимаются системой автоматического регулирования частоты вращения КВ для обеспечения управления силовой установкой и рационального согласования энергетических возможностей дизелей с потребностями транспортных средств. В свое время достаточно широкое применение получили обычные механические всережимные регуляторы, которые уже достаточно долгое время используются на наиболее массовых в постсоветском пространстве автомобильных дизелях ЯМЗ-236, ЯМЗ-238, КамАЗ-740.

Очень удобным моментом, укрепляющим востребованность такого типа регулятора, является тот факт, что необходимая частота вращения КВ (первая функция системы регулирования) устанавливается нажатием на педаль управления подачей топлива и подвластна водителю транспортного средства. В то же время, уже известны факты «возмущения» профессиональных водителей грузопассажирских автомобилей в связи с непредсказуемостью поведения дизеля (например, рост частоты вращения КВ при движении ТС на подъем при неизменном положения педали управления двигателем), который оборудован новой системой впрыскивания топлива Common Rail, имеющей электронное управление.

Тем не менее, на данном этапе развития двигателестроения жесткие требования к топливной экономичности и экологическим показателям автомобильных дизелей всё равно переводят внимание разработчиков на приоритетное выполнение второй функции системы регулирования, а именно формирование ВСХ.

Еще в середине 70-х годов ХХ века стало ясно [41], что традиционная ВСХ дизеля, у которой коэффициент приспособляемости получен за счет естественного увеличения цикловой подачи топлива на режиме крутящего момента благодаря улучшению наполнения надплунжерного пространства насосного элемента, не удовлетворяет требованиям к тяговым качествам ТС. Понятное ранее нахождение рейки топливного насоса на неподвижном упоре при работе дизеля по ВСХ, сегодня воспринимается как отсутствие представления о задачах силовой установки в ТС. Десятками исследований на протяжении последних лет доказывалось существенное влияние типа регулятора на топливную экономичность, экологические и тяговые показатели автомобиля или трактора. Предлагалось применение на автомобильных и тракторных дизелях однорежимных, двухрежимных и комбинированных регуляторов как средства борьбы с так называемым явлением «заброса»

рейки топливного насоса со всережимным регулятором в период разгона КВ дизеля и на неустановившихся переходных режимах, которое приводило к повышению расхода топлива и увеличению дымности ОГ [45]. Уже позже [46], по убеждению соискателя, было фактически признано, что все эти сложные конструктивные изменения по сути решают одну противоестественную задачу, а именно не допускают на отмеченных режимах дизель к работе на его собственной внешней характеристике, поскольку дымность ОГ на установившихся режимах работы отечественных дизелей возникает при работе по ВСХ в области низких частот вращения КВ все из-за того же несоответствия характеристик топливной аппаратуры характеристике дизеля по пределу дымления. Естественным при таком подходе явилось дальнейшее формирование ВСХ автомобильных и тракторных дизелей с помощью корректоров, перемещающих упор рейки топливного насоса в зависимости от частоты вращения КВ и давления наддува [46-48]. При этом для формирования ВСХ автомобильного дизеля с газотурбинным наддувом [47, 48] требуется положительный и отрицательный корректоры топливной подачи и коррекция по давлению наддува, опять же только при разгоне КВ.

Фактически разработчики отечественных ТС, в том числе и автобусов, остановили свой выбор на автотракторных дизелях, имеющих явно переразмеренный литраж. Именно поэтому при движении по городу эти ТС до 90% времени работают на неэкономичных частичных режимах.

Проанализируем прошлый и настоящий день систем автоматического регулирования. Начнем с ВСХ трех автомобильных дизелей, которые реализованны традиционной топливной аппаратурой непосредственного действия с механическим регулятором (рис. 1.4) [47].

Рисунок 1.4 – ВСХ эффективного крутящего момента автомобильных дизелей:

1- Gemini-3 фирмы Rover (Великобритания); 2- Sofim-8140 фирмы Iveco (Италия); 3- 4СТ90 фирмы Andoria (Польша) Эти ВСХ имеют участки положительной и отрицательной коррекции, на которых, соответственно, увеличивается или уменьшается естественная цикловая подача топлива. Так в дизеле 4СТ90 фирмы Andoria (Польша) рост цикловой подачи топлива на участке положительный коррекции сопровождается увеличением крутящего момента двигателя со 150 Н·м (при n=4100 мин-1) до 200 Н·м (при n=2500 мин-1), то есть на 33%. На режимах с малыми частотами вращения КВ этого дизеля (n2500 мин-1) сформирован участок отрицательной коррекции ВСХ, где цикловая подача топлива уменьшается. При этом отрицательная коррекция не имеет количественной оценки процента изменения крутящего момента, а закономерным для процесса разработки большинства систем автоматического регулирования традиционного типа является недостаточное внимание исследователей к протеканию ВСХ высокооборотных дизелей на участке от минимальной частоты вращения КВ до частоты максимального крутящего момента. При представлении большинства результатов исследований или испытаний кривая ВСХ просто оборвана на середине или даже в начале этого участка (рис. 1.4). Исключением является лишь исследование [17, 50], проведенное еще в 80-е годы прошлого столетия в Харьковском конструкторском бюро по двигателестроению (ХКБД), где впервые для дизеля наземной транспортной машины на специальном нагрузочном устройстве, автоматически изменяющем нагрузку при удержании постоянной частоты вращения, и с разработкой специальной методики испытаний определено изменение эффективного крутящего момента по ВСХ от пусковой частоты вращения КВ до номинальной (рис. 1.5).

Рисунок 1.5 – Изменение относительных моментных характеристик двухтактного транспортного дизеля по частоте вращения КВ при его работе по ВСХ:

1- индикаторный крутящий момент; 2- эффективный крутящий момент;

3- момент механических потерь В работе [50] было впервые отмечено неудовлетворительное для осуществления холодного пуска дизеля протекание ВСХ в диапазоне малых частот вращения КВ и определено, что эффективным способом ее формирования на участке от пусковой частоты вращения КВ до минимальной является не корректирование топливоподачи, а дополнительная подача в цилиндры дизеля сжатого воздуха из резервных баллонов системы воздушного пуска для интенсификации процесса сгорания топлива. При этом немаловажно отметить, что по динамическим показателям и характеристикам переходных процессов исследуемый дизель до настоящего времени определяет прогресс двигателестроительной отрасли Украины [17, 20].

Что касается современных двигателей, то показательными для затронутой тематики формирования их ВСХ являются последние достижения заволжских двигателестроителей, которые совместно с немецкими инженерами компании Bosch «довели», по оценке источника [51], опубликованного в 2013 году, автомобильный дизель ЗМЗ-514, разработка которого начата в 1997 году [11]. При этом в отличие от ВСХ 1 (рис. 1.6), представленной в 2000 году, ВСХ 2 (2013 года) заметно отличается полнотой своего представления, а именно представлена от практически минимальной до номинальной частоты вращения КВ.

Рисунок 1.6 – ВСХ эффективного крутящего момента дизеля ЗМЗ-514:

1 – с механическим регулятором (ТНВД – Bosch VE) и турбокомпрессором Z turbo; 2 - с системой Common Rail и турбокомпрессором фирмы «F-Diesel»

Для данного конкретного случая очевидно, что это является следствием применения на дизеле ЗМЗ-514 спроектированной и изготовленной фирмой Bosch системы Сommon Rail c электронным управлением. Кроме того, на современном этапе развития (кривая 2) не остался без внимания и вопрос воздухоснабжения дизеля, где немецкие инженеры поддержали выбор россиян относительно регулируемого турбокомпрессора фирмы "F-Diesel", лучше других подошедшего для дизеля 514-ой серии. Казалось бы, все хорошо, однако очередной толчок для дальнейшего прогресса немецкого автомобильного дизелестроения опять же подсказывают между строк "УАЗоводы" [51], не рекомендующие управлять тягой ЗМЗна "низах", и заявляющие: «Аналогичная ситуация и при трогании – чтобы уверенно начать движение без позорного дрыгания, нужно поглубже притопить правую педаль». Вместе с тем это заявление носит во многом субъективный характер. Субъективность заключается в отсутствии на сегодняшний день нормативных критериев адаптивного задания ВСХ на участке от минимальной частоты вращения КВ до частоты вращения на режиме максимального крутящего момента, что не позволяет количественно оценить заведомо прогрессивные конструктивные мероприятия и осознать преимущества эксплуатации ТС при работе дизеля в обозначенном скоростном участке.

При всем уважении к активному развитию средств воздухоснабжения ВМД актуальными остаются и задачи развития топливной аппаратуры как по основному, так и по альтернативному направлению. Стойкое мнение на счет безальтернативности топливных систем автомобильных дизелей с электронным управлением сформировало их стремительное развитие за последние годы ХХ и в начале ХХI века, которым занимаются небольшое количество известных заграничных фирм, а именно: «R. Bosch» (Германия), «Delphi» (США), «Siemens» (Германия), «Zexel»

(Япония), «L`orange» (Германия) – они первыми освоили серийное производство топливной аппаратуры аккумуляторного типа с электронным управлением Common Rail (CR), стали монополистами в разработке ключевых систем автомобильного дизеля, фактически контролирующими все развитие мирового дизелестроения.

Однако, харьковская школа дизелестроения, а именно ее новое направление, которым является создание высокооборотного малолитражного дизеля и которое представлено известными в Украине научными работниками Н.К. Рязанцевым, А.П. Марченко, И.В. Парсадановым, Ф.И. Абрамчуком, А.В. Грицюком, А.Л.

Григорьевым, В.И. Морозом, А.Н. Врублевским, А.А. Прохоренко и другими, руководствуясь эволюционным путем развития топливной аппаратуры автомобильного дизеля, не останавливая создание новой системы типа CR, продолжает совершенствование так называемой «механической альтернативы» топливной системы типа НРМ (Hydraulic Pneumatic Mechanical) [17-19, 21-23, 25, 34, 89, 98-107].

Это современнейшая отечественная разделенная топливная аппаратура непосредственного действия, которая благодаря оригинальной гидропневмомеханической системе управления и форсунке с дифференциальным поршнем и модулятором импульсов давления, позволяет сформировать рациональные внешнюю скоростную и нагрузочные характеристики работы дизеля, которые в свою очередь являются залогом снижения расхода топлива в составе транспортного средства, причем преимущественно при городском цикле движения.

Поэтому именно топливная аппаратура типа НРМ, ее конструктивные и регулировочные параметры стали предметом исследования диссертационной работы, объектом исследования которой выбраны характеристики работы базового дизеля отечественного параметрического ряда дизелей «Слобожанский дизель», а именно отечественного автомобильного дизеля 4ДТНА1 разработки ГП «ХКБД».

Такой выбор объясняется целым рядом преимуществ разрабатываемых собственных дизелей перед их заграничными аналогами на рынках Украины и наличием математического анализа их перспективности. Среди основных таких преимуществ: научная обоснованность выбора основных конструктивных параметров;

формирование единого типоразмерного ряда дизелей путем набора количества цилиндров (один, два, три, четыре, шесть) и форсирования или дефорсирования дизелей при одинаковом количестве цилиндров; серьезное отношение к адаптивному заданию и последующей реализации внешней скоростной характеристики при понимании ее формирования, начиная с пусковых частот вращения; собственная конструкция элементной базы системы топливоподачи; большой опыт собственной разработки, исследования и определения требований к системам воздухоснабжения и систем обеспечения пуска.

Как ошибки при проектировании определяют печальную судьбу двигателя [52], так ошибки при постановке задач исследования приводят к тому же результату. В этом смысле весомым подтверждением актуальности диссертационного исследования есть практика подразделения коммерческих автомобилей известной мировой фирмы Volkswagen, которая, начиная с новой модели Т5 в 2010 году, перешла на применение нового поколения дизелей с рабочим объемом 2,0 дм3 вместо хорошо известных дизелей 1,9 дм3 и 2,5 дм3. Аналогия в формировании единого типоразмерного ряда дизелей серий ТDI и 4ДТНА для грузопассажирских автомобилей, минивенов и микроавтобусов подтверждается данными таблицы 1.1.

–  –  –

В свою очередь несомненные достижения фирмы Volkswagen в форсировании своего дизеля до удельной мощности 67кВт/л открывают хорошие перспективы развития и для отечественных дизелей серии 4ДТНА.

1.4 Структурная схема исследования На первом этапе работ производится оценка возможности управления цикловой подачей топлива и УОВТ по всем характеристикам всережимного регулятора в традиционной разделенной ТПА непосредственного действия. При этом выполняется условие обеспечения полной взаимозаменяемости с базовым вариантом ТПА реализуемого в металле для автомобильного дизеля единого узла ТНВД и регулятора, который позволит выполнить требования достаточно близкие к возможностям электронной системы регулирования. Проводятся безмоторные испытания с целью получения регулировочных величин топливоподающей аппаратуры.

На втором этапе разработки проводятся моторные испытания по оценке эффективности предложенных решений и для наработки характеристических карт под дальнейшую корректировку регулировочных величин. С этой целью топливная аппаратура устанавливается на автомобильный дизель 4ДТНА1. Снимается внешняя скоростная и часть нагрузочных характеристик дизеля с опытной топливной аппаратурой.

На третьем этапе производится изменение и доработка конструкций корректоров цикловой подачи топлива и УОВТ по результатам первого и второго этапов работ. Проводятся повторные проверочные безмоторные и моторные испытания опытной топливной аппаратуры. Формируются технические требования к устройствам автоматического регулирования угла опережения впрыскивания топлива и цикловой подачи.

На четвертом этапе выполняется экспериментальное исследование по комплексной оценке эффективности предложенных конструктивных решений. Проводятся определительные испытания малолитражного автомобильного дизеля с опытной топливной аппаратурой в составе транспортного средства. По их результатам корректируются технические требования к устройствам автоматического регулирования цикловой подачи топлива и УОВТ. Выбраны и обоснованы дополнительные критерии формирования внешней скоростной характеристики автомобильного дизеля во всем диапазоне его рабочих частот вращения.

Выводы по разделу

1. Приоритетность в применении силовых установок для транспортных средств определяется следующими факторами:

• сравнительная цена топлива, обеспечивающего равный (обычно 100 км) пробег транспортного средства в штатном режиме эксплуатации;

• экономические показатели, исходя из общих эксплуатационных затрат (гарантийный срок эксплуатации, цены запасных частей и сервисные возможности ремонта, расход и цена моторного масла, общий ресурс силовой установки);

• перспектива выполнения жестких норм по выбросам вредных веществ с отработавшими газами;

• возможность дальнейшего перехода на биодизельное топливо и эволюционного перехода из традиционных приводов в комбинированные системы с одновременным выполнением старт-стопных функций.

2. Преимущества перед остальными типами транспортных силовых установок по выполнению всей совокупности факторов приоритетности будут иметь силовые установки, основу которых составляет высокооборотный малолитражный дизель.

3. Дальнейшее улучшение технико-экономических и экологических показателей ВМД транспортных средств требует уточнения принципов коррекции ВСХ на участке от минимальной частоты вращения КВ до режима максимального крутящего момента с введением дополнительных критериев и реализации концепции минимизации рабочего объема двигателя.

4. Выбор в качестве объекта исследования характеристик работы отечественного автомобильного дизеля 4ДТНА1 разработки ГП «ХКБД» объясняется тем, что проектированию этого дизеля предшествовал научно обоснованный выбор его основных конструктивных параметров, ставший отправной точкой уже получившей дальнейшее распространение минимизации до 2,0 дм3 рабочего объема перспективного дизеля для современных грузопассажирских автомобилей, минивенов и микроавтобусов.

5. Представлена четырехэтапная структурная схема исследования, основу которой составляют взаимосвязанные задачи выбора основных параметров для корректоров цикловой подачи топлива и УОВТ, решаемые методом последовательных приближений. При этом каждый очередной этап решения задачи проходит обязательную экспериментальную проверку на опытном образце, по результатам которой, в случае необходимости, инициируется проведение дополнительных расчетных и экспериментальных исследований с повторной, но уже комплексной проверкой эффективности предложенных конструктивных решений.

РАЗДЕЛ 2

МЕТОДЫ РАСЧЕТНЫХ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

ЭЛЕМЕНТОВ УПРАВЛЕНИЯ ТОПЛИВОПОДАЧЕЙ, ФОРМИРУЮЩИХ

ВНЕШНЮЮ СКОРОСТНУЮ ХАРАКТЕРИСТИКУ МАЛОЛИТРАЖНОГО

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ

2.1 Моделирование работы малолитражного автомобильного дизеля на внешней скоростной характеристике 2.1.1 Определение граничных условий нагружения дизеля при формировании внешней скоростной характеристики На этапе проектирования и отработки корректоров цикловой подачи топлива и УОВТ в условиях моторного стенда ГП "ХКБД" в качестве критериев формирования ВСХ на участке от номинальной частоты вращения до режима максимального крутящего момента при выборе УОВТ (ВПР) приняты значения максимального давления сгорания (рz), температуры отработавших газов (Тог) и минимального удельного расхода топлива (ge).

При этом значение максимального давления сгорания, принятое из соображений обеспечения надежной работы дизеля 4ДТНА1 и согласно расчетам на прочность и долговечность, должно составлять не более 14 МПа, а температура отработавших газов не более 853 К. Удельный расход топлива должен удовлетворять условиям минимизации при соответствии УОВТ первым двум критериям. Для режимов холостого хода (рS= 0,1 МПа) дополнительно ставилось условие минимизации шума, излучаемого двигателем. При этом условиями снижения шума являлись уменьшение ВПР и организация ступенчатого впрыскивания с помощью форсунки с дифференциальным поршнем.

При адаптивном задании ВСХ автомобильного дизеля на участке от минимальной частоты вращения КВ до частоты вращения режима максимального крутящего момента дополнительно к выбранным критериям потребовалось определение предела дымления для каждого из скоростных режимов работы в исследуемом диапазоне. Границы дымности определялись экспериментально с использованием дымомера ИДП-2. Предельно допустимая норма дымности на исследуемом участке принята как допустимая дымность режимов свободного ускорения (разгона) КВ дизеля по ДСТУ 4276:2004 [40], а именно 71%, поскольку ни одним другим отечественным нормативным документом дымность ОГ при работе дизеля на участке от минимальной частоты вращения КВ до частоты вращения режима максимального крутящего момента сегодня не регламентируется.

2.1.2 Физическое моделирование работы малолитражного дизеля в составе транспортного средства Наиболее массовыми ТС в Украине в рассматриваемом классе являются автомобили и автобусы на базе шасси ГАЗель [34]. ОАО «Укравтобуспром» в настоящее время продолжает работы над созданием отечественных малотоннажных автомобилей и автобусов [53]. В частности, ПАО «Завод «Часовоярские автобусы» на базе шасси ГАЗель diesel изготавливает микроавтобусы РУТА 25d. Согласно разработанной программе и методике силами ГП «ХКБД» и кафедры ДВС ХНАДУ на данный автобус был установлен опытный дизель 4ДТНА1 (рабочий объем 2 л, масса 190 кг) с сохранением штатных систем обслуживания работы новейшего серийного зарубежного дизеля Cummins ISF 2.8s (рабочий объём 2,8 л, масса 290 кг). Опытный дизель был оборудован исследуемой ТПА.

Во время дорожных испытаний с использованием оригинальных методик [54] определены индикаторные показатели, расходы топлива и воздуха.

Данные, полученные с помощью созданного измерительного комплекса, далее описанного в пункте 2.1.3, дополнены информацией о скорости перемещения автомобиля, профиле пути.

До настоящего времени производители автобусов в Украине в силу субъективных и объективных причин не замечали отечественных разработчиков и изготовителей автомобильных двигателей. В такой обстановке условия для создания моторного отделения, трансмиссии автобусов задавались зарубежным производителем двигателей. Для реализации стратегии дизелизации производитель автобусов, как правило, применял и применяет методики адаптации отработанных конструкций с бензиновыми двигателями. Так, с сентября 2012 года в производство запущен новый автомобиль ГАЗель diesel на базе шасси ГАЗель Бизнес, оснащённого двигателем с принудительным воспламенением. Автомобиль ГАЗель diesel оснащен дизелем фирмы Cummins модели ISF 2.8s (мощность 88 кВт. при 3200 мин-1 ), удовлетворяющим европейским стандартам EURO 3. Новейшая модель, продолжающая дизельный ряд, а именно ГАЗель Next, запущенная в производство в 2013 году, оснащена двигателем Cummins ISF 2.8, выполняющим требования EURO 4. Микроавтобус на базе современного шасси с дизельным двигателем имеет следующие весовые характеристики: снаряженная масса автобуса, кг - 2170; полная масса автобуса, кг - 3920.

Для проведения испытаний первого опытного образца дизеля 4ДТНА1 (мощность 73,5 кВт при номинальной частоте вращения коленчатого вала 4200 мин-1) потребовалось шасси с современной комплектацией систем обслуживания работы дизельного двигателя и возможность изменения массы в процессе испытаний от 2-х до 4-х тонн. Последнее обеспечило физическое моделирование такого нагружения дизеля 4ДТНА1, которое характерно для перспективных военных автомобилей грузоподъемностью до 1,5 т. Под такие характеристики и выбрано современное шасси автобуса РУТА 25d (далее– шасси), в котором серийно используется двигатель Cummins ISF 2.8s. Согласно современной концепции уменьшения размеров силовой установки [38] для транспортного средства массой до 4000 кг, эксплуатируемого в условиях городского и смешанного циклов движения, дизель Cammins ISF 2.8s по весовым характеристикам является переразмеренным. В связи с этим актуальным является применение дизеля меньшей размерности, что обеспечит снижение расхода горюче-смазочных материалов.

При установке такого двигателя целесообразно максимально использовать штатные системы, обслуживающие дизель, а также необходимо обеспечить функционирование агрегатов автомобиля, приводимых от двигателя.

Эффективность проведенных работ по адаптации дизеля к транспортному средству возможно оценить только во время дорожных испытаний. В Украине наиболее успешными работами в направлении разработки методологии дорожных испытаний колесных транспортных средств, следует признать наработки Института ОАО «Укравтобуспром», г. Львов [53, 55]. Апробированные данной организацией методики определения расхода топлива, пройденного пути и скорости автомобиля показали свою эффективность при организации в Украине производства современного поколения автобусов. К сожалению, все без исключения автобусы, выпускаемые в Украине, оснащены двигателями зарубежного производства. Поэтому при внедрении отечественного двигателя единого параметрического ряда «Слобожанский дизель» для оценки технико-эксплуатационных параметров на этапе дорожных испытаний применялись оригинальные методики [54], не регламентированные государственными и отраслевыми стандартами и другими нормативными актами. Эти методики и были заимствованы автором данной работы, как одним из участников вышеобозначенных испытаний.

Таким образом, физическая модель представляла собой автобус РУТА 25d на базе шасси ГАЗель с установленным двигателем 4ДТНА1 (4ЧН8,8/8,2) на место дизеля Cummins ISF 2.8s с сохранением штатных элементов топливной системы автобуса, системы охлаждения двигателя и отопления салона, воздухоочистителя и системы выпуска отработавших газов, гидроусилителя рулевого привода и вакуумного усилителя тормозной системы (рис. 2.1).

При этом на двигателе 4ДТНА1 перед монтажом в объект: ТПА доработана предлагаемым механизмом изменения угла опережения впрыскивания топлива; установлены муфта сцепления фирмы Sachs, вентилятор фирмы Borg Warner с вязкостной муфтой, новый турбокомпрессор ТКР 50.03.07 взамен ТКР 5,5С-4 и установлен электрический стартер номинальной мощностью 2,1 кВт при электропитании от аккумуляторной батареи 66 Ач и генератор номинальной мощностью 1,12 кВт.

Рисунок 2.1 – Двигатель 4ДТНА1 в подкапотном пространстве автобуса Также была установлена пятиступенчатая серийная коробка передач модели ГАЗ, которая используется на всех моделях автомобилей ГАЗель с двигателями с принудительным воспламенением.

Передаточные числа приведены в табл. 2.1.

<

–  –  –

Кроме того, предложена смешанная схема электрооборудования с подключением установленных на дизеле 4ДТНА1 датчиков частоты оборотов коленчатого вала, температуры охлаждающей жидкости и давления масла к щитку приборов с помощью технологического блока согласования, который разработан и изготовлен ГП "ХКБД". Данный блок позволяет задавать время разогрева свечей накаливания, энергопотребление которых осуществляется согласно штатной схеме подключения нагревателя впускного воздуха дизеля Cummins. С помощью блока согласования обеспечена работа в штатном режиме тахометра, индикаторов подогревателя и давления масла. Стартер и генератор дизеля 4ДТНА1 также интегрированы в штатную схему автомобиля.

Это позволило реализовать алгоритм блокировки стартера после пуска двигателя.

Первые дорожные испытания колесного транспортного средства, оснащенного отечественным дизелем 4ДТНА1 единого параметрического ряда «Слобожанский дизель» успешно проведены на военном аэродроме ВСВС Украины в г. Краматорск и в условиях городского и междугороднего циклов движения в Донецкой области в 2013 году.

С участием автора данной работы разработан мобильный измерительный комплекс для исследования технико-экономических показателей двигателя и колесного транспортного средства в целом. Комплекс включает каналы измерения давления в цилиндре дизеля, давления и температуры наддувочного воздуха, давления топлива в трубопроводе, соединяющем насос и форсунку. Комплекс также включает систему GPS навигации, информация с которой синхронизировалась с данными других замеров и вносилась в общую базу данных.

Результаты измерения с помощью созданного комплекса использованы для определения индикаторных показателей дизеля. Данные показатели позволяют в условиях моторного стенда воспроизвести режимы работы двигателя в эксплуатации и уточнить характеристики дизеля, позволяющие с наибольшей эффективностью использовать его в качестве силовой установки на колесном транспортном средстве.

2.1.3 Регистрация, обработка и анализ экспериментальных данных Экспериментальные исследования топливной аппаратуры в условиях безмоторного стенда КИ-22205-02 (ТУ 70.0001.842-80) проводились с применением современного измерительного комплекса, представленного на рис.2.2 Этот комплекс используется в ГП ХКБД при обработке параметров ВМД серии ДТА [56].

Электрические сигналы непосредственно с датчиков давления топлива перед форсункой (пьезодатчик AVL Т6000) или через усилители сигналов Bruel&Kjaer 2626 подаются на АЦП L-783 фирмы L-Card, характеристики которого приведены в таблице 2.2 [57].

Рисунок 2.2 – Бокс лаборатории топливной аппаратуры ГП «ХКБД» с опытной ТПА на безмоторном стенде и подключенным к ней измерительным комплексом

–  –  –

Плата L-783 устанавливается в системный блок персонального компьютера. Сбор и обработка поступающих данных производились при помощи лицензионной программы PowerGraf 3.1.

Безмоторные испытания опытной топливоподающей аппаратуры с использованием описанного выше измерительного комплекса проводились на лабораторном стенде (рис. 2.3), модернизированном устройствами, которые позволяют задавать параметры воздухоснабжения и топливоподачи развернутого дизеля.

Рисунок 2.3 – Опытная топливная аппаратура на безмоторном стенде:

1 – давление наддува; 2 – датчик давления в полости всасывания перед шиберным насосом; 3 – датчик давления в регуляторной полости; 4 – датчики давления перед форсунками; 5 – давление за шиберным насосом; 6 - температура топлива; 7 – частота вращения кулачкового вала При проведении моторных испытаний опытной топливной аппаратуры в составе дизеля 4ДТНА1 [58, 59] также использовался описанный выше измерительный комплекс, при этом добавлялись следующие измеряемые параметры:

давление в одном из цилиндров дизеля, измеряемое с помощью охлаждаемого пьезодатчика AVL 8Q, давление топлива перед форсункой индицируемого цилиндра – пьезодатчик AVL Т6000, отметка ВМТ первого цилиндра – индуктивный датчик. Помимо этих параметров в условиях моторного стенда Ст.656.00Сб (ГП "ХКБД") с балансирной машиной SAK №670 (рис. 2.4, 2.5) штатными средствами измерялись основные параметры дизеля:

–  –  –

- частота вращения коленчатого вала (индуктивный датчик);

- температура перед турбиной (ТХА-002);

- температура за турбиной (ТХА-002);

- температура охлаждающей жидкости (термопара ХА);

- температура масла в поддоне (термопара ХА);

- давление масла в системе (манометр пружинный образцовый с пределом измерений 0…6 кг/см2 и классом точности 0,6);

- температура воздуха на входе в компрессор (термопара ХА);

- температура наддувочного воздуха (термопара ХА);

- давление во впускном коллекторе (манометр пружинный образцовый с пределом измерений 0…2,5 кг/см2 и классом точности 0,6);

- давление перед турбиной (манометр пружинный образцовый с пределом измерений 0…2,5 кг/см2 и классом точности 0,6);

- частота вращения вала турбокомпрессора (тахометр электрический ТЭТс индуктивным датчиком);

- температура топлива (термопара ХА);

- время выработки навески топлива (объемный метод определения расхода топлива);

- момент на нагружающем устройстве (электрический динамометр постоянного тока и система измерений испытательного стенда);

- разрежение в картере (U-образный водяной манометр);

- барометрическое давление;

- плотность используемого топлива (в лаборатории перед началом испытаний).

Рисунок 2.5 – ТПА в составе дизеля 4ДТНА1 на моторном стенде Ст.

656.00Сб ГП "ХКБД" При проведении дорожных испытаний [54] измерение исследуемых параметров проводилось следующим образом.

Для определения пройденного во время дорожных испытаний пути и скорости автомобиля использовалась система GPS с частотой опроса 1 с. При обработке результатов испытаний зарегистрированные системой GPS данные синхронизировались и совмещались с измерениями датчиков, установленных на двигателе. Дополнительно двигатель оснащался датчиком давления наддувочного воздуха и термопарой, установленной во впускном коллекторе.

Пьезодатчик давления фирмы Lucas выполнен в одном корпусе с усилителем.

Сигналы с датчиков подавались непосредственно на АЦП. Показания указанных датчиков позволяют оценить работы системы газотурбинного наддува с промежуточным охладителем, а также определить мгновенный расход воздуха, поступающего в цилиндры двигателя.

Рисунок 2.6 – Дизель 4ДТНА1 в составе автобуса Рута 25d:

1 - датчик давления в цилиндре;

2 - датчик давления топлива перед форсункой Индикаторные показатели двигателя определялись с помощью датчика, регистрирующего давление в цилиндре дизеля. Поскольку для измерения данной величины при дорожных испытаниях наиболее удобно использование специальных неохлаждаемых датчиков, в предлагаемом измерительном комплексе применен такой пьезодатчик, который устанавливался в адаптер на место свечи накаливания.

Параметры процесса топливоподачи контролировались по сигналу, поступающему с пьезодатчика давления топлива, установленного в линии высокого давления между насосом и форсункой [54]. Регистрируемый сигнал позволяет определить действительный момент начала подачи топлива, реализуемый системой HPM, давление впрыскивания. Располагая кривой давления и опираясь на результаты безмоторных и моторных испытаний [58, 60], проведенных в ГП «ХКБД», определялся мгновенный расход топлива [54].

Текущее положение коленчатого вала определялось по сигналу, сформированному оригинальным модулем согласования, обеспечивающего работу бортового тахометра.

Все перечисленные каналы измерения составили измерительный комплекс, включающий датчики, усилители, аналогово-цифровой преобразователь E-14-140 и портативный компьютер. Наличие портативного компьютера позволило проводить регистрацию полученной информации, ее обработку и отображение результатов в реальном времени в графическом виде на всех режимах работы двигателя во время дорожных испытаний. Для питания компонентов комплекса использовался аккумулятор.

2.2 Доработка комплексной схемы ТНВД и регулятора для целевого формирования внешней скоростной характеристики дизеля Перед механическими и гидромеханическими регуляторами отечественных дизелей до недавнего времени задачи связанного регулирования даже не ставились, т.к. отсутствовали не только конструктивные, но и схемные решения, имеющие перспективу быть доведенными до промышленных образцов. Но ужесточение требований к топливно-экономическим и экологическим показателям побудило исследователей активизировать работы, направленные на целевое формирование и дальнейшую реализацию рациональной внешней скоростной характеристики дизеля конкретного назначения, а не довольствоваться приспособлением к фактической характеристике регулятора [61-64]. Внешняя скоростная характеристика выделяется своей значимостью среди множества характеристик всережимного регулятора по тем простым причинам, что именно она включает точки, отвечающие режимам номинальной мощности и максимального крутящего момента [65], и именно через ее участки осуществляется любой переходный процесс пуска и разгона КВ дизеля до достижения заданной устройством регулирования частоты вращения.

Решение обозначенной проблемы продемонстрируем на примере автомобильной и тракторной модификаций отечественных ВМД с газотурбинным наддувом (ГТН) серии ДТА разработки ГП "Харьковское конструкторское бюро по двигателестроению". Сформированные для этих дизелей ВСХ [61] представлены на рис. 2.8, общий вид ТНВД, регулятора и насосной секции на рис.

2.7, а комплексная схема объединённых в один узел топливного насоса высокого давления и регулятора на рис. 2.9. При этом зависимости ge=f (n) GТ=f (n) сформированы на основании вероятных значений показателей современного технического уровня, а в качестве базовой конструкции принят ТНВД безнаддувного серийного тракторного дизеля 2ДТАВ,

–  –  –

состоящий из непосредственно топливного насоса и расположенных в нем элементов гидромеханического регулятора, обеспечивающего устойчивую работу ВМД во всем диапазоне частот вращения КВ и нагрузок, а также хорошее качество переходных процессов. Оригинальный элемент ТПА - рейка 8 (рис. 2.9), которая одновременно является чувствительным элементом измерителя частоты вращения регулятора, элементом механизма угломена и исполнительным органом ТНВД.

–  –  –

Такая схема удобна для одновременного управления цикловой подачей и углом опережения впрыскивания топлива; следует отметить, что для двигателя с номинальной частотой 4200 мин-1 изменение угла начала подачи в насосе достигает 6-8 град. п. кул. в. и является обязательным. Подобные схемы регулирования патентовались проф. К.Е. Долгановым ещё в 70-ые годы [66], но применяются на практике впервые: гидравлический регулятор сложнее механического, и его доводка потребовала много времени и сил.

Таким образом для расширения функциональных возможностей ТПА и обеспечения возможности формирования перспективных ВСХ автомобильной и тракторной модификаций ВМД с ГТН доработана система регулирования в части управления цикловой подачей топлива по внешней скоростной характеристике гидравлическим 5 и пневматическим 6 корректорами. Внедрение такого регулятора в ТПА дизеля 4ДТНА позволило реализовать ВСХ автомобильного ВМД (см. рис.

2.8), имеющего номинальную мощность Nе = 55 кВт при n = 4000 мин-1.

Рисунок 2.9 – Комплексная схема ТНВД и регулятора:

1 - форсунка; 2 - секция ТНВД; 3 - жиклер; 4 - слив топлива из-под поршня топливного корректора; 5 - топливный корректор цикловой подачи топлива;

6 - пневматический корректор цикловой подачи топлива; 7 - ручной топливоподкачивающий насос (ТПН); 8 - рейка; 9 - груз-золотник; 10 - механический ТПН;

11 - топливный корректор УОВТ; 12 - пневматический корректор УОВТ Кроме того в систему традиционного типа, но с рекордно малыми диаметром иглы форсунки 1 (3.5 мм) и объёмом линии высокого давления, был установлен модулятор импульсов давления, снабжённый дифференциальным поршнем [67]. Благодаря чему давления впрыскивания возросли на 60-80% [68] и приблизились к уровню, обеспечиваемому аккумуляторными системами типа COMMON RАIL. Использованная здесь «механическая альтернатива» системам с электрогидравлической форсункой разрабатывалась ещё в 80-ые годы [69], но её внедрение откладывалось до прихода на предприятия отрасли новых технологий.

Развитием предложенной ТПА в данной работе стала доработка ее регулятора автоматическим корректором УОВТ, состоящим из последовательно подключающихся гидравлической 11 и пневматической 12 его частей, и обеспечивающим управление УОВТ. Описание конструкции доработанной топливоподающей аппаратуры приведено в приложении Ж.

Гидравлическая схема регулятора показана на рис. 2.9. Ротор шиберного насоса 10 вращается вместе с кулачковым валом и нагнетает топливо в систему. С той же частотой nкул.в. вращается груз-золотник 9, который регулирует величину давления pр в регуляторной полости. Это давление воздействует на плунжер 5 корректора цикловой подачи и плунжер 11 корректора УОВТ, а также непосредственно на рейку 8. На эти же плунжеры действуют силы давления наддува ps (через эластичные мембраны пневмокорректоров 6,12) и усилия пружин. На рейку воздействует всережимная пружина кручения, усилие которой направлено в сторону увеличения цикловой подачи; ей противодействует сила давления топлива (либо реакция упора рейки).

Корректор 5, 6 перемещает упор рейки, разворачивает дозирующие золотники вокруг осей плунжеров и изменяет цикловую подачу в зависимости от величины давления наддува и частоты вращения. Корректор 11, 12 под действием этих же факторов поворачивает рейку вокруг её оси, что приводит к перемещению золотников вдоль осей плунжеров и изменяет УОВТ (рис.2.7 в).

Установленный регулятор гидравлического типа имеет сервопривод. Сервопривод снабжён чувствительным элементом в виде груза-золотника и на всех рабочих режимах дизеля обеспечивает выполнение условия (2.1) Р=А· nкул.в.2, где Р= Рр - Рв – перепад давления топлива, приложенный к торцам рейки 8; Рр – избыточное давление в регуляторной полости; Рв – отрицательное (по отношению к топливному баку) давление во всасывающей полости топливоподкачивающего насоса 10; nкул.в. – частота вращения вала топливного насоса; коэффициент пропорциональности А определяется равенствами А=А1+А2 /nкул.в.2 М3·(/30)2·Нз /fз, А1= (Мз /fз)·(/30)2· (Нз - hз), А2= Zз hз /fз.

и не зависит от вязкости топлива; Мз– избыточная (архимедова) масса груза, которая отличается от его инерционной массы mз, М3=mз·(1- /с), где – плотность топлива; с – плотность стали; Zз – коэффициент жёсткости пружины груза; fз – площадь поперечного сечения груза, на которую действует перепад давления; Нз, hз – начальное отклонение центра масс груза от оси вращения и его рабочее перемещение.

Давление Рр, в отличие от перепада Р, зависит не только от вязкости топлива, но и от других факторов, которые трудно контролировать (напр., изношенности топливоподкачивающего насоса, табл. 2.3). Поэтому столь нестабильный параметр нельзя использовать для регулирования цикловой подачи.

Таблица 2.3 – Давления в регуляторной полости для разных экземпляров шиберного насоса

–  –  –

Дифференцируя зависимость (2.1), можно определить коэффициент b наклона регуляторных характеристик:

b=(2A1·fr /(Zr·ip·tgот)) · nкул.в., (2.2) где Dr, fr = Dr 2 / 4 – диаметр и площадь поперечного сечения рейки; Zr – коэффициент жёсткости всережимной пружины (приведенный к оси рейки); ip – передаточное отношение между рейкой и дозирующим золотником плунжерной пары; от– угол наклона отсечной кромки. На режимах минимальной частоты вращения холостого хода ( nx.x = 400...600 мин 1 ) этот коэффициент приблизительно в 5 раз меньше, чем на номинальном режиме ( n ном = 2100 мин1 ), что благоприятно для ограничения nmax, но может потребовать терморегулируемый упор холостого хода при загрузке дизеля собственным моментом сопротивления в процессе его разогрева.

На рис. 2.10 сплошными линиями показаны регуляторные характеристики, пунктиром – частичные скоростные характеристики, возникающие при ограничении подачи давлением наддува. Символом ha в безразмерном виде обозначен активный ход плунжера топливного насоса.

Рисунок 2.10 – Характеристики регулятора

2.3 Методика исследования и доводки гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи топлива Работы по исследованию и доводке этого узла ранее проводились в основном на безмоторном стенде КИ-22205-02 (ТУ 70.0001.842-80) с использованием измерительно-вычислительного комплекса, описанного в подпункте 2.1.3. Определение начального характера изменения параметров ТА до ее доработки показало, что для дизеля 4ДТНА1 рационально формировать управление цикловой подачей топлива и УОВТ по двум входным параметрам: частоте вращения КВ (n) и давлению наддувочного воздуха (рS ), а зависимости УОВТ =f(n, рS) и цикловой подачи топлива qц=f (n, рS) в целом отвечают требованиям регулирования топливной аппаратуры ВМД, и разработанная ТА способна выполнять задание формирования адаптивных характеристик управления.

С целью исследования необходимой характеристики изменения qц гидравлическим и пневматическим корректорами предложенной схемы при работе дизеля на ВСХ и на частичной нагрузочной характеристике при nмин были проведены испытания опытной ТА в составе дизеля 4ДТНА1 на моторном стенде с измерительно-вычислительным комплексом, описанным в главе 2.1.3.

Дальнейшие работы по реализации необходимой характеристики проводились на том же безмоторном лабораторном стенде с применением метода математического планирования эксперимента (МПЭ) [70-74].

Был составлен ортогональный план второго порядка варьирования двух переменных на пяти уровнях (табл. 2.4). В качестве переменных были приняты частота вращения КВ и давление наддува.

Для получения исходных данных, необходимых для уточнения кинематики узлов гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи топлива, снимались последовательно характеристические поля при поочередно отключенных корректорах, различных положениях упора рейки (в том числе и максимальном) и значениях давления наддува.

Таблица 2.4 – Ортогональный план эксперимента

–  –  –

При исследовании и доводке каждого из корректоров фиксировались следующие параметры:

- частота вращения кулачкового вала ТНВД;

- цикловая подача топлива одновременно во всех четырех секциях ТНВД;

- давление топлива перед форсункой в одной или двух секциях;

- давление топлива в регуляторной полости ТНВД;

- давление топлива после топливоподкачивающего насоса;

- положение упора рейки и корректоров.

При работе с пневматическим корректором дополнительно фиксировалось значение давления наддува, создаваемое с необходимой точностью искусственно для имитации работы дизеля.

Кроме того, был проведен эксперимент с моделированием частичных скоростных характеристик с измерением перемещения штока пневматического корректора при изменении избыточного давления воздуха от 0 до 0,13 МПа через каждые 0,01 МПа. Измерения производились с погрешностью не более 0,1 мм.

Также измерялось перемещение штока гидравлического корректора и давление топлива (избыточное) при следующих частотах вращения кулачкового вала топливного насоса: 600, 700, 800, 900, …, 1900, 2000 мин-1. Измерения перемещения штока выполнялись с погрешностью не более 0,1 мм, измерение давления топлива - не более 5 кПа.

С целью определения величины цикловой подачи топлива по каждой секции топливного насоса на низких частотах вращения было проведено четыре измерения: при частотах вращения кулачкового вала 100 мин-1 и 400 мин-1 и двух (условных) положениях упора Nemax: "0" и "180 против часовой стрелки".

2.4 Методика исследования и доводки пневмогидравлического корректора угла опережения впрыскивания топлива На первом этапе выполнения работы стояла задача определения возможностей исследуемой ТПА по обеспечению управления УОВТ на всех эксплуатационных режимах работы дизеля. В результате проведенных с применением МПЭ [70-74] и использованием одноцилиндрового дизельного отсека 1ДТА экспериментальных исследований определено, что рационально формировать характеристику управления УОВТ для создаваемой серии ВМД по двум параметрам, а именно частоте вращения КВ и давлению наддувочного воздуха [56].

При дальнейшем исследовании опытная ТА прошла испытания на безмоторном стенде с применением МПЭ и измерительно – вычислительного комплекса, который описан в пункте 2.1.3. Результаты испытаний подтвердили правильность решения по способу формирования характеристики управления УОВТ, а также при съеме характеристической карты показали возможность гибкого изменения УОВТ (от 13 до 25 град. п.к.в.) в зависимости от режима работы ВМД.

В то же время первичные стендовые испытания ТА типа НРМ показали наличие колебаний значений УОВТ. Поэтому с целью определения источников пульсаций и дальнейшей доработки конструкции регулятора и ТНВД в целом и была разработана математическая модель регулировки параметров ТА, описанная в подразделе 2.5.

В ходе безмоторных испытаний были получены величины регулировочных параметров ТА, позволившие осуществить переход к следующему этапу исследования – проведению моторных испытаний ТПА в составе высокооборотного малолитражного автомобильного дизеля 4ДТНА1. Полученные результаты в свою очередь позволили уточнить диапазон изменения геометрического УОВТ (20 – 34 град. п.к.в.), который должен быть обеспечен посредством пневмогидравлического корректора. Кроме того, было отмечено, что в области изменения nКВ 1600 – 2000 мин-1 геометрический УОВТ целесообразно устанавливать 22 град. п.к.в. и сформированы технические требования к настройке и работе гидравлического и пневматического корректоров на отдельных режимах работы дизеля (Приложение Б).

Для обеспечения более точного регулирования повторно на дизеле был проведен плановый эксперимент с зафиксированной системой автоматического регулирования УОВТ, а точная подстройка УОВТ для режимов, заданных планом эксперимента, осуществлялась с помощью технологического угломена 1 (рис. 2.4), позволяющего оператору принудительно изменять УОВТ на работающем дизеле. Критериями при выборе УОВТ являлись параметры дизеля, описанные в пункте 2.1.1.

После уточнения технического задания стала очевидной необходимость доработки конструкции системы автоматического регулирования УОВТ для обеспечения заданной характеристики изменения УОВТ в зависимости от частоты вращения КВ и давления наддува.

2.5 Расчетный метод исследования пульсаций давления в сервоприводе регулятора В рабочем диапазоне частот nкул.в.=400…2200 мин-1 груз-золотник обеспечивает пропорциональность между перепадом давлений, действующим на рейку, и квадратом частоты вращения вала насоса (2.1) [89-91].

Топливо, нагнетаемое шиберным насосом, имеет 4-ре контура обращения.

Направление течения топлива по каналам на рис. 2.9 отмечено стрелками.

Внутренний контур образует утечки топлива через торцевые зазоры пластин шиберного насоса; величина этого потока линейно зависит от перепада давqпер.н <

–  –  –

согласно ГОСТ Р53640 [76] начальный перепад давлений (для нового фильтра) не превышает 2,5 кПа. Следовательно, первый фактор потерь здесь является основным, что нашло дополнительное подтверждение.

–  –  –

Известно, что после длительной работы фильтра тонкой очистки на дизеле его сопротивление возрастает, но, как требует ГОСТ Р53640 [76], не превышает 50 кПа.

Течение внутри фильтра является ламинарным, поэтому для предельно загрязнённого фильтра последняя формула принимает вид:

Pфил = 60 ( nкул.в. / 950)1.75 + 50 ( nкул.в / 950) [кПа], где также учтено, что частота, при которой открывается рециркуляционный клапан, уменьшится до значения 950 мин -1.

–  –  –

Заметим, что в отличие от (2.3) и (2.4), равенство (2.7) использует величину давления во впускной полости шиберного насоса. Сопротивление подводящих PB трубок мало, поэтому до открытия рециркуляционного клапана это давление может считаться постоянным; оно определяется высотой насоса относительно топливного бака, PB = PБ, PБ = const. После открытия клапана во впускном трубопроводе

–  –  –

Сопротивление жиклёров, клапанов и каналов при пульсациях давления.

Схема работы, описанная в предыдущем пункте, привела к удовлетворительному совпадению расчётных и экспериментальных данных, но на отдельных участках рабочего диапазона баланс топлива имеет заметную погрешность. Покажем, что эту погрешность можно объяснить, если учесть установившиеся колебания давления и элементов регулятора.

Пусть перепад давления на жиклёре, имеющем эффективную проходную площадь µ fж, изменяется по закону P = Po (1 + P sin t ). Найдём расход q через жиклёр, для чего используем разложение в степенной ряд (1 + P sin t )1/ 2 = 1 + 0.5 P sin t 0.125 P 2 sin 2 t +...

и усреднение по периоду колебаний. В результате получим:

–  –  –

сейчас важно подчеркнуть другое: чем ниже амплитуда колебаний, тем точнее модель сервопривода, рассмотренная в предыдущих пунктах. И если мы стремимся минимизировать указанные колебания, то при описании статической модели узла допустимо использовать соотношения (2.1)-(2.10).

Рассмотрим источники пульсации колебаний и методы их демпфирования.

При работе дизеля транспортного средства на его агрегаты воздействуют разнообразные динамические и кинематические возмущения, приводящие к возникновению колебаний. В данном исследовании нас интересуют возмущения, которые носят детерминированный характер; известно [75], что это необходимо для возникновения установившихся колебаний и резонансов.

Как это следует из описания работы устройства, у исследуемого сервопривода имеется 3-и источника, которые, если кулачковый вал вращается с частотой

nкул.в., пульсируют с кратной частотой 4·nкул.в.:

• неравномерность подачи топлива шиберным насосом;

• процесс обмена топливом между полостями высокого и низкого давления многосекционного топливного насоса;

• вязкое трение между дозирующими золотниками и плунжерами.

Кроме того, в используемой схеме регулятора груз-золотник оказывается динамически неуравновешенным и при своём вращении создаёт источник установившихся колебаний, имеющий частоту nкул.в..

Заметим, что такую же частоту nкул.в. имеют источники, возникающие по причине не идентичности работы секций топливного насоса. Но при отработанной технологии сборки и регулировки топливной аппаратуры указанные отклонения не велики, и поэтому в этой работе они не рассматриваются.

Проанализируем каждый из рассмотренных факторов и те методы, которые используются в данной конструкции для демпфирования колебаний.

Виброактивность подкачивающего насоса. В анализируемой конструкции шиберный насос имеет всего - лишь 4-ре рабочие камеры и большой фазовый угол перекрытия камер при впуске и нагнетании (он превышает 500 ), что приводит к высокой неравномерности подачи. Для получения конкретных результатов была составлена математическая модель пластинчатого насоса, описывающая изменения объёмов рабочих камер, и получена зависимость объёмной скорости нагнетания Qнаг от угла поворота ротора насоса (рис. 2.15, Q = Qнаг ( ) / qнаг ), после чего её

–  –  –

Оказалось, что амплитуды первых 3-х гармоник составляют 14,3%, 3,4% и 1,5% от величины средней скорости нагнетания qнаг.

Колебаниям с частотой 4· nкул.в. отвечает первая из упомянутых гармоник, и, априори, амплитуда соответствующих колебаний давления в регуляторной полости может быть высокой. Но когда в системе открыт дальний круг циркуляции, то неравномерность подачи для полости нагнетания в значительной степени компенсируется противофазной неравномерностью всасывания топлива во впускной полости. Кроме того, здесь могут быть использованы и другие активные методы защиты от вибраций, о чём речь пойдёт далее.

Виброактивность секций топливного насоса. Для исследования процессов обмена между полостями высокого и низкого давления топливного насоса применили методику гидродинамического расчёта, описанную в [79] и использованную в [68]. Расчёты проводились для режимов внешней скоростной характеристики;

величина активного хода плунжера корректировалась с учётом оптимального изменения УОВТ (рис. 4.7). Для каждого расчёта были получены и приближены начальным отрезком ряда Фурье зависимости объёмной скорости обмена Qобм ( )

–  –  –

При выполнении расчётов сравнивались два варианта профиля кулачка топливного насоса – несимметричный и симметричный (рис.2.16). Для высокооборотного дизеля переход к несимметричному профилю позволяет увеличить скорость плунжера [80, 81], снизить вибрации в пружине толкателя [82] и считается прогрессивным. Но для многосекционного насоса, имеющего общую полость низкого давления, форма профиля при опускании толкателя и угол верхнего выстоя плунжера (рис. 2.16) влияют также и на степень гидродинамической уравнов. в вешенности секций; неуравновешенность секций создаёт исследуемый источник пульсаций.

–  –  –

– симметричный профиль кулачка при соответствующем выборе угла в.в обеспечивает лучшую уравновешенность секций по основной гармонике, но величина амплитуд для 2-ой и 3-й гармоники остаётся значительной.

–  –  –

700 36,4 49,9 38,7 12,4 7,5 13,1 800 33,7 47,3 38,6 11,0 4,5 23,6 900 31,4 44,3 37,3 9,3 15,7 24,3 1200 30,0 33,8 37,0 0,7 36,6 10,8 1500 22,3 29,0 34,8 -3,2 36,8 16,7 1800 13,6 21,9 25,0 -6,5 21,4 15,9 2100 6,6 5,9 9,1 -7,2 20,0 20,1 Высокий уровень возмущения приводит к заметным колебаниям в полости низкого давления насоса. Для ослабления влияния колебаний на процессы, происходящие в регуляторе, были реализованы следующие меры пассивного демпфирования: на выходе из полости установлен жиклёр; полость отдалена от регулятора (длина соединяющего канала 30 см).

–  –  –

и после учета суммарного воздействия 4-х секций получили амплитуды колебаний силы для источников, имеющих частоты 4·nкул.в. ; 8·nкул.в. и 12·nкул.в. (табл.

2.6). Как и в предыдущем случае, амплитуды гармоник сильно зависят от формы профиля и значения угла в. в, причём у симметричного профиля уменьшить эти амплитуды за счёт выбора угла оказалось проще, чем у несимметричного.

–  –  –

Особенностью 3-го источника является то, что он воздействует на корректор УОВТ не через каналы сервопривода, а непосредственно.

Для противодействия используются методы пассивного демпфирования колебаний плунжеров топливных корректоров и рейки. К уменьшению амплитуд приводят гидравлические силы трения, возникающие в уплотнениях и описываемые формулами вида (2.15). Но диаметральный зазор для этих элементов на порядок выше, чем прецизионный зазор между плунжером и золотником, поэтому указанного эффекта для демпфирования недостаточно.

Более эффективным техническим решением для ограничения колебаний является расположение жиклёров за плунжерами топливных корректоров.

Кроме того, поскольку первые 3-и источника имеют одинаковую частоту, возникает возможность применить активный метод демпфирования, складывая соответствующие колебания в противофазе. Для решения этой задачи в распоряжении конструктора находятся (по крайней мере) два параметра – угол и угол в. в установки ротора шиберного насоса относительно кулачкового вала топливш.н ного насоса.

Резонансные колебания груза-золотника. Четвёртым источником установившихся колебаний является неуравновешенная сила тяжести груза-золотника, которая при его вращении изменяет своё направление действия относительно центра масс. Эта сила при частоте nкул.в.=1500 мин-1, попадающей в диапазон рабочих режимов, создаёт резонанс. Колебания груза описываются уравнением mз ( d 2 hz / dt 2 + 2 kd c dhz / dt ) + [ Zз Mз 2 ] hz = fз( PP PB ) Mз Hз 2 + Mз g cos t,

–  –  –

эффективно демпфирует колебания груза-золотника.

3. Вязкое трение в зазоре между наконечником груза и его каналом; это трение препятствует перетеканию топлива, вызванному движением груза. Коэффициент демпфирования определяется формулой

–  –  –

стенкой канала.

Указанный зазор имеет низкую плотность ( gr 0.15мм ), что необходимо для правильной работы узла. Тем не менее, третий фактор оказался значительно сильнее предыдущих и привёл к значению k gr.тр 0.5...0.7, что эффективно ограничивает амплитуду колебаний при резонансе. Недостатком является то, что эффект существенно зависит от вязкости и очень сильно зависит от величины зазора gr, имеющей широкое поле допуска.

–  –  –

Свой вклад в демпфирование колебаний груза-золотника вносит рециркуляционный клапан. При резонансной частоте nкул.в. = 1500 мин -1 среднее (по циклу колебаний) расстояние от клапана до запорного конуса составляет менее 0,07 мм, что ограничивает амплитуду колебаний. Данные табл. 2.7 свидетельствуют о повышенной амплитуде колебаний рециркуляционного клапана на резонансном режиме.

Зафиксированное в эксперименте снижение давления в полости нагнетаPT <

–  –  –

Динамическая модель сервопривода регулятора. В [85] описывается общий порядок составления динамических моделей для систем, подобных исследуемой.

Выделяются отдельные гидромеханические узлы, связанные трубопроводами. Узлы описываются дискретными моделями и обыкновенными дифференциальными уравнениями, а трубопроводы и пружины – континуальными моделями и уравнениями в частных производных. Так, например, в [86] моделируется процесс топливоподачи в дизелях.

Задача, решаемая в данном исследовании, имеет особенности, которые требуют изменения указанных подходов. Во-первых, мы исследуем не переходной режим, для которого по причине высокой скважности начальные условия известны, а установившиеся периодические колебания, где такие условия неизвестны.

Во-вторых, выявленные источники пульсаций располагаются в диапазоне частот 140 Гц, и здесь, как мы это сейчас покажем, применять для пружин и каналов сложные континуальные модели нецелесообразно.

–  –  –

В системе уравнений обозначены:

, – коэффициент сжимаемости и плотность топлива; р0 – перепад давления на дросселе при установившемся потоке; q0 = µ f / 2 p0 – константа линеаризации; µ f – эффективная площадь дросселя; f п – площадь поршня; Q(t ) – переменная часть расходной характеристики Q (t ) = Q0 (1 + sin t ) топливного насоса низкого давления;, – степень неравномерности и круговая частота колебаний; t - время; p,w – колебания давления и объём топлива в полости регулятора; у1,у2 – смещения поршня и толкателя от положения равновесия; m1, m2 – массы поршня и частей, перемещающихся с ним, и толкателя; z1,z2 – коэффициенты жесткости пружин топливного корректора.

В системе первое уравнение описывает сжимаемость топлива в полости регулятора, второе и третье – движение элементов корректора.

Эта же модель позволяет рассчитывать колебания корректора для случаев контакта толкателя с мембраной и толкателя с мембраной, прижатой к упору.

На основании анализа работы сервопривода, его схемы (рис.

2.9) и предварительного расчета были сделаны выводы, что динамическая модель обязана включать следующие структурные элементы:

7-мь полостей – всасывающая и нагнетательная полости шиберного насоса, фильтр тонкой очистки, тройник, полость низкого давления в топливном насосе, полость груза-золотника, регуляторная полость;

5-ть каналов с топливом – между шиберным насосом и фильтром тонкой очистки, фильтром и тройником, тройником и золотником, тройником и полостью низкого давления, золотником и регуляторной полостью;

7-мь движущихся масс – рециркуляционный клапан, груз-золотник, рейка, плунжер корректора цикловой подачи, плунжер, толкатель и шток корректора УОВТ.

Модель описывает изменение 19-ти параметров; общий порядок системы обыкновенных дифференциальных уравнений достигает 26-ти.

Столь большое количество динамических параметров вынуждает объединять их в блоки и использовать векторные обозначения.

–  –  –

Для всасывающей полости и полости низкого давления уравнения (2.18) используют также и величину p0 = 0, что обозначает отсутствие колебаний давления в топливном баке.

Порядок линеаризации проиллюстрируем на примере всасывающей полости шиберного насоса.

Исходное (нелинейное) уравнение объёмного баланса для этой полости имело следующий вид:

–  –  –

Диагональные матрицы [W ] составлены из объёмов полостей, [ MT ] – из масс топлива в каналах, [ MK ] – из масс запорных элементов, а [ KT ] – из коэффициентов гидравлического сопротивления каналов.

Матрица [ Z ] составлена из коэффициентов жёсткостей пружин и является симметричной и положительной; такие же алгебраические свойства имеет матрица [ KD ], составленная из коэффициентов демпфирования, и матрица [ µ F ] коэффициентов расхода для клапанов и жиклёров.

Неквадратные матрицы [ FK ] и [ FT ] составлены из площадей поперечных сечений клапанов и каналов. Матрица [ µ H ] имеет только два ненулевых столбца, соответствующих грузу-золотнику и рециркуляционному клапану.

–  –  –

На практике для получения требуемой точности расчёта в этой сумме необходимо и достаточно использовать 3-5 гармоник. Более высокие частоты имеют малую амплитуду возмущений и сильное демпфирование.

Блоки матрицы В(nкул.в.,j) зависят от частоты nкул.в. явно (через величину круговой частоты =·n/30) и не явно (через изменение эффективных сечений клапанов, коэффициентов демпфирования и некоторых другие факторы).

В частности, в зависимости от величины nкул.в. та или иная масса теряет свою подвижность (плунжеры и клапаны контактируют с упором, зазор между толкателем и штоком становится нулевым (рис. 4.7), и так далее). Чтобы не изменять расчётную схему, используется следующий приём: жёсткость соответствующей пружины искусственно увеличивается на 3 порядка.

Результаты моделирования колебаний. Разработанный метод был опробован на примере гидравлического регулятора упрощённой конструкции.

В исходный вариант были внесены следующие изменения:

• груз-золотник и рециркуляционный клапан из схемы исключёны, а за счёт освободившегося места номинальная производительность шиберного насоса увеличена до (на 80 %);

200 мм3 /мс

–  –  –

Поэтому выполненное исследование колебаний представляло не только теоретический интерес. Но, если сравнить формулы (2.11) и (2.27) с точки зрения обеспечения требуемой точности и стабильности характеристик регулятора, то преимущества базового варианта очевидны.

В результате указанных изменений схема для расчёта установившихся колебаний узла упростилась и стала включать следующие элементы:

три полости – нагнетающую, низкого давления и регуляторную;

два канала – от нагнетающей полости к полости низкого давления и к регуляторной полости;

четыре подвижные массы – плунжер, толкатель и шток корректора УОВТ, а также рейка или плунжер корректора цикловой подачи, подключенные к регуляторной полости аналогичным образом.

Порядок системы дифференциальных уравнений равен 13-ти.

Матрицы расчётной модели в этой задаче имели следующий вид:

–  –  –

го момента у объёмных скоростей Qнаг ( ), Qобм ( ) подачи и обмена основные гармоники имели противоположные фазы, то во всём рабочем диапазоне дизеля амплитуда колебаний УОВТ будет меньше 0.1 град. поворота кулачкового вала (рис.14). Амплитуда колебаний давления в регуляторе не превысит 20 кПа, и такие малые пульсации не повлияют на его работу.

2.Отметим, что эффект взаимного гашения колебаний получен для источников, интенсивности которых различаются почти в 3 раза. Инерционность столба топлива, соединяющего насос и регулятор, блокирует влияние более сильного источника и локализует его внутри полости низкого давления насоса, а вибрационная энергия сбрасывается через жиклёр.

–  –  –

3. Если угол ш.н выбрать так, чтобы фазы совпали, то картина колебаний изменяется и становится более сложной (рис. 2.20). Отклонения УОВТ достигают в расчёте величины 0.7 град. поворота кулачкового вала, а амплитуда колебаний давления увеличивается (на номинальном режиме) до 80 кПа, что составляет 20% среднего значения; такие интенсивные пульсации могут привести к нарушениям работы регулятора при отключении подачи топлива.

4. При этом размах установившихся колебаний плунжера УОВТ достигнет 0,4 мм (или соответственно 80% и 25% от величин максимальных зазоров между штоком, толкателем и плунжером). Поэтому предсказанные моделью высокоамплитудные установившиеся колебания УОВТ с частотой 4·nкул.в. на практике будут реализованы только лишь для части режимов дизеля (здесь стабильность характеристик сохраняется). В остальных случаях они становятся источником новых колебаний, которые происходят с частотой, меньшей nкул.в.. Соударения деталей приводят к нестабильности характеристик корректора, что и проявилось в эксперименте.

В гидравлике соударения контактирующих поверхностей сопровождаются нелинейными эффектами вытеснения жидкости из зазора и приводят к несимметричным циклам установившихся колебаний. Учесть их в математической модели сложно, да и не следует к этому стремиться. Если удастся уменьшить амплитуду колебаний, то соударениями можно пренебречь.

Перспективы дальнейших исследований. Очевидным преимуществом активной защиты регулятора от вибраций является то, что она не влияет на устойчивость и степень колебательности системы регулирования, а также на длительность переходных процессов в дизеле.

В итоге составлены уравнения, описывающие параметры сервопривода гидравлического регулятора дизеля на установившихся режимах его работы; получено хорошее соответствие расчётных данных результатам эксперимента. Вскрыты источники пульсаций давления в сервоприводе, выполнен их гармонический анализ и изучены частотные характеристики. Составлена математическая модель для описания установившихся колебаний основных элементов гидравлического регулятора. Установлено, что динамическая неуравновешенность груза-золотника приводит к резонансу, попадающему в диапазон рабочих режимов дизеля. Изучены методы пассивного демпфирования колебаний груза-золотника. На конкретном примере изучена возможность активной защиты регулятора от колебаний одинаковой частоты, вызванных неравномерностью нагнетания топлива в шиберном насосе и заполнения полостей в топливном насосе.

Выводы по разделу

1. Определены граничные условия нагружения дизеля в условиях модернизированного моторного стенда для адаптивного задания ВСХ во всем диапазоне частот вращения КВ дизеля от минимальной для холостого хода до номинальной. При этом критериями формирования ВСХ на участке от номинальной частоты вращения до режима максимального крутящего момента приняты значения максимального давления сгорания, температуры отработавших газов и минимального удельного расхода топлива, а на участке от минимальной частоты вращения до режима максимального крутящего момента дополнительно принята допустимая норма дымности.

2. Предложен метод физического моделирования работы малолитражного дизеля в составе транспортного средства, позволивший выбрать современное шасси, имеющее весовую возможность изменения нагрузки дизеля и перемещения по цементобетонному покрытию с постоянной частотой вращения КВ на различных передачах трансмиссии.

3. Унифицированы, опробованы и внедрены в практику проведенного исследования единые типы датчиков для регистрации параметров исследуемого объекта при безмоторных испытаниях элементной базы дизеля, моторных стендовых и моторных в составе транспортного средства. Электрические сигналы с первичных датчиков преобразуются, усиливаются, обрабатываются современным мобильным измерительным комплексом, созданным ХНАДУ и ГП «ХКБД» для исследования параметров ВМД серии ДТА.

4. Для обеспечения возможностей целевого формирования ВСХ автомобильного дизеля предложена и обоснована доработка конструкций гидравлического корректора подачи топлива и гидропневматического механизма изменения УОВТ путем доработки схемы подключения корректора и установки дополнительной пружины между мембраной и толкателем угломена.

5. Разработаны математические модели как основных элементов механизмов изменения цикловой подачи топлива и УОВТ, так и гидродинамического расчета в полости регулятора с учетом колебаний давления топлива в его сервоприводе, что позволяет определить источники пульсаций давления и существенно ограничить амплитуды колебаний путем внедрения конструктивных решений.

РАЗДЕЛ 3

РАЗРАБОТКА УЗЛОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО И ПНЕВМАТИЧЕСКОГО

КОРРЕКТОРОВ ЦИКЛОВОЙ ПОДАЧИ ТОПЛИВА ДЛЯ РЕГУЛЯТОРА

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ

3.1 Экспериментальное исследование требуемой характеристики изменения цикловой подачи топлива при работе дизеля на внешней скоростной характеристике На первом этапе работ [56] с целью исследования необходимой характеристики изменения qц гидравлическим и пневматическим корректорами при работе дизеля на ВСХ в диапазоне частот вращения от nмин были до nном были проведены испытания опытной ТА (рис. 3.1) на безмоторном стенде с измерительно-вычислительным комплексом, описанным в пункте 2.1.3.

–  –  –

Для подготовки к испытаниям выбран традиционный подход, применяемый при планировании эксперимента – метод математического планирования эксперимента (см. табл. 2.4). При составлении ортогонального плана второго порядка варьирования двух переменных на пяти уровнях в качестве переменных приняты частота вращения КВ и давление наддува [70-74].

Применение современного измерительного комплекса (рис. 2.2) при проведении безмоторных испытаний опытной ТПА на лабораторном стенде (рис. 2.3), модернизированном устройствами, которые позволяют задавать параметры воздухоснабжения и топливоподачи развернутого дизеля, дало возможность осуществлять точную подстройку варьируемых параметров с одновременной фиксацией исследуемых показателей на каждом из режимов ортогонального плана эксперимента.

В результате исследований был определен начальный характер изменения параметров ТА до ее доработки. А полученные результаты, представленные в таблице 3.1, показали, что для дизеля 4ДТНА1 рационально формировать управление цикловой подачей топлива и УОВТ по двум входным параметрам: частоте вращения КВ (n) и давлению наддувочного воздуха (рS).

–  –  –

Как видно из рис. 3.1 эта зависимость в целом удовлетворяет требованиям работы ВМД [14].

Рисунок 3.2 – Зависимость цикловой подачи при фиксированном положении рейки ТНВД от частоты вращения коленчатого вала n и давления наддува pS Таким образом, первичные исследования показали возможности разделенной ТПА непосредственного действия в реализации связанного управления цикловой подачей топлива по всем характеристикам всережимного регулятора, кроме того, они позволили получить величины регулировочных параметров ТПА, давших возможность осуществить переход к следующему этапу исследования – проведению моторных испытаний ТПА в составе дизеля 4ДТНА1.

На втором этапе работ [58] с целью получения характеристики требуемого изменения цикловой подачи для режимов внешней скоростной характеристики дизеля 4ДТНА1 были проведены испытания опытной ТПА в составе дизеля 4ДТНА1 (рис. 2.4, 2.5) на моторном стенда Ст.656.00Сб (ГП "ХКБД") с балансирной машиной постоянного тока SAK №670. Измеряемые параметры и использованный измерительный комплекс также описаны в п. 2.1.3.

Кроме внешней скоростной были сняты и нагрузочные характеристики дизеля во всем диапазоне эксплуатационных частот его работы, начиная с 1000 мин-1 и до режима номинальной мощности 4200 мин-1 с шагом в 200 оборотов. При этом в процессе испытаний при положении рычага подачи топлива на упоре соблюдались условия нагружения дизеля согласно п.

2.1.1, а также выдерживались:

- температура масла и охлаждающей жидкости на уровне (70…90)о С;

- значение разряжения в картере на любом режиме 50…100 мм. вод. ст.;

- давления масла в системе не ниже 2,5 кгс/см2;

- значения p z не более 140МПа;

- температура отработавших газов на установившемся режиме не выше 600 о С.

Точная подстройка подачи топлива на каждом из режимов под условия максимального давления сгорания, температуры отработавших газов и минимального удельного расхода топлива осуществлялась упором «Ne maх»

19 (рис. 3.3).

В процессе испытаний за нулевое положение упора было принято его положение при работе дизеля на режиме 3000 мин-1. На остальных режимах в журнале испытаний делались пометки с отклонением от условного «0».

Важным условием регулировки дизеля под его рациональные параметры являлось соблюдение предела дымления для каждого из скоростных режимов работы в диапазоне от минимальной частоты вращения КВ до частоты вращения режима максимального крутящего момента. Границы дымности определялись экспериментально с использованием дымомера ИДП-2 (п. 2.1.1) (рис.3.4, 3.5).

Рисунок 3.3 – Топливная система НРМ в составе дизеля 4ДТНА1:

1 - фланец установки форсунки; 2, 3, 5, 6 - трубопроводы высокого давления;

4 - трубка отвода топлива; 7 - насос ручной подкачки топлива;

8 - трубопровод - подвод топлива к ФТОТ; 9 - пробка; 10 - ФТОТ;

11 - форсунка; 12 - трубка - вход топлива НРПТ; 13 - упор пневмокорректора; 14 - трубопровод; 15 - трубопровод - подача топлива к грузу - золотнику;

16 - топливоподкачивающий насос; 17 - пневмокорректор; 18 - упор «СТОП»;

19 - упор «Ne maх»; 20 - рычаг управления; 21 - насос топливный;

22 - топливный корректор; 23 - упор топливного корректора; 24 - пробка;

25, 26 - кольцо уплотнительное; 27 - трубопровод- вход топлива в насос топливный; 28 - трубопровод - сброс топлива из-под поршня топливного корректора; 29 - упор «ПУСК».

–  –  –

Следующим этапом работ [92] стало получение исходных экспериментальных данных, необходимых для уточнения кинематики узла гидравлического корректора цикловой подачи топлива. Для этого в условиях безмоторного стенда проведены работы с замером хода штока гидравлического корректора при отключенном пневматическом корректоре с фиксацией давления топлива (избыточного) при следующих частотах вращения кулачкового вала топливного насоса: 600, 700, 800, 900, …, 1900, 2000 мин-1. Измерения перемещения штока выполнялись с погрешностью не более 0,1 мм, измерение давления топлива - не более 0,005 Мпа. А с целью определения величины цикловой подачи топлива по каждой секции топливного насоса на низких частотах вращения было проведено четыре измерения: при частотах вращения кулачкового вала 100 мин-1 и 400 мин-1 и двух (условных) положениях упора Ne max: "0" и "180 влево".

Для выполнения разработанного технического задания (Приложение А), проделан следующий объем работ:

1. Измерена величина цикловой подачи топлива по каждой секции топливного насоса на режимах, указанных в таблице 3.2 с подстройкой параметров, имитирующих работу ТПА в составе дизеля на тех же режимах.

2. Измерена величина цикловой подачи топлива по каждой секции топливного насоса на режимах указанных в таблице 3.3 при угловом положении упора Ne max "0", также моделируя условия работы ТПА в составе дизеля.

–  –  –

3. Измерено перемещение штока при изменении избыточного давления воздуха от 0 до 0,13 Мпа с шагом 0,01 МПа при моделировании условий работы пневматического корректора во всем диапазоне изменения давления наддува,. Измерения проведены с погрешностью не более 0,1 мм.

В эксперименте моделировали частичные скоростные характеристики (рис.3.6) путём подачи сжатого воздуха на мембрану корректора 6 (рис. 2.9).

Рисунок 3.6 – Графики зависимости цикловой подачи топлива при имитации давления наддува По окончании этого этапа исследований была получена таблица параметров ТПА, соответствующая требуемой характеристике дизеля 4ДТНА1 (табл.

3.4), и для обеспечения которой затем была выполнена доработка конструкции гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи.

–  –  –

1.2 14.4 22.6 29.3 28.2 26.1 25.1 23.5 23.1 1.3 17.7 28.3 33.3 30.9 29.6 27.0 25.9 24.9 1.4 21.0 31.2 35.9 33.9 32.4 29.6 28.1 26.9 1.5 25.5 33.5 38.6 36.8 35.0 33.2 30.5 28.7 1.6 29.5 36.7 43.0 39.4 37.1 34.9 33.6 31.7 1.7 34.5 41.6 46.2 42.0 40.1 37.0 35.2 34.7 1.8 36.5 48.0 49.9 46.3 42.2 39.3 37.1 36.4 1.9 39.8 51.1 53.3 49.3 44.5 42.0 39.5 38.0 2.0 43.0 54.9 55.8 51.4 48.8 44.8 41.8 39.8 2.1 48.0 59.7 59.3 55.3 52.6 47.8 45.3 42.8 2.2 50.3 62.2 65.7 59.9 56.2 52.4 49.0 47.5 В результате описанных выше работ была получена зависимость цикловой подачи топлива от частоты вращения кулачкового вала насоса, соответствующая данным таблицы 3.4, то есть была получена требуемая зависимость, обеспечивающая необходимую ВСХ (рис. 3.7).

–  –  –

3.2 Экспериментально-расчетное определение необходимой кинематики узлов гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи топлива Поскольку задачи выбора основных параметров как для корректоров цикловой подачи, так и для механизма изменения угла начала подачи являются связанными между собой, то решались методом последовательных приближений [92]. Причём каждый очередной этап решения проходил обязательную экспериментальную проверку на опытном образце, по результатам которой, в случае необходимости, инициировалось проведение дополнительных расчётных и экспериментальных исследований.

Рассмотрим устройство и особенности работы корректоров подачи топлива (рис. 3.8).

–  –  –

и не влияет на положение упора рейки.

O2 Для анализируемого механизма это утверждение получило не только теоретическое обоснование, но и экспериментальное подтверждение в опытном образце регулятора. Все попытки сдвинуть толкатель 6 за счёт усилия пружины 4 оказались безуспешными, а значительное дополнительное увеличение сдвигающего усилия привело к тому, что втулка 12, запрессованная в опору толF <

–  –  –

Нелинейная жёсткость мембраны.

Чтобы правильно моделировать работу пневматического корректора нужно иметь формулу, описывающую силу давления газа в зависимости от величины давления и перемещения твёрдого центра мембраны. В корректоре цикловой подачи использовалась плоская мембрана, изготовленная из прорезиненного материала; радиус R мембраны в свету составлял 30 мм, радиус r твёрдого центра – 15 мм. Максимальное перемещение hk1.max твёрдого центра составляло 5,25 мм. В первоначальном варианте корректора мембрана устанавливалась так, что в рабочем диапазоне центр отклонялся от нейтрального положения в сторону полости с газом.

–  –  –

Анализ полученных результатов свидетельствует о значительной нелинейности упругих свойств мембраны, что хорошо согласуется с результатами работы [79]. По рекомендациям этой работы, чтобы сохранить линейность в отношении действующих давлений и перемещений, отклонения x твёрдого центра от нейтрального положения не должны превышать xmax = 0,16 R 0,1 r, что для данного случая составляет 0,11R или 3,3 мм, причём для плоских мембран отклонения могут быть двухсторонними. Характер изменения эффективной площади мембраны показан на рис. 3.9.

–  –  –

где ( y ) обозначает изменение величины y, была обработана часть табл.

3.6, которая отвечала линейному участку. Для диапазонов изменения давлений 30…40 кПа, 30…90 кПа, 10…40 кПа величина f эф составила 16,3 см2.

–  –  –

при частоте n=400 мин -1 отвечает заданной подаче 30 мм3/цикл (это предел дымления для данной частоты при отсутствии наддува, когда р s=0).

Результаты расчётов помещены в табл.3.7. Перепад давления Р для данной частоты вычислялся по формуле (2.1), а давление рр в регуляторной полости определялось экспериментально (при решении рассматриваемой здесь задачи оно не использовалось и помещено в табл. 3.7 для сравнения).

Диаметр поршня гидрокорректора, как и для первоначального образца, равен 20 мм. По этим данным были выбраны параметры пружин 9 и 10 (коэффициенты жёсткости и усилия предварительной затяжки), положения упоров, ограничивающих перемещения штоков 2, 3, а также начальный зазор между штоком 3 и рычагом 1; остальные параметры механизма не изменялись.

Целью выбора уточняемых параметров служило получение таблицы значений h a ( nкул.в. ), максимально приближающей заданную зависимость.

–  –  –

видно, достигнуто хорошее совпадение характеристик (максимальная погрешность аппроксимации 10 % при частотах n кул.в.n м и 5 % при частотах n кул.в.nм здесь считается допустимой).

В табл. 3.7 указаны перемещения hk1, hk2 штоков пневматического и гидравлического корректора. Шток 2 начинает перемещаться при значении рs=3,5 кПа и заканчивает при величине рs=54 кПа, после достижения твёрдым центром мембраны верхнего упора.

Давление наддува рs=54 кПа считается достаточным для обеспечения полного сгорания топлива на всех режимах разрабатываемого дизеля, поэтому использовать шкалу рs=60…120 кПа для ограничения подачи на частичных скоростных характеристиках (показаны на рис.2) не целесообразно.

–  –  –

Пневматический корректор участвует в формировании внешней скоростной характеристики при частотах nкул.в.600 мин-1, а далее действует гидравлический корректор. Но на переходных режимах дизеля, где давление наддува может оказаться меньше тех значений, которые указаны в табл. 3.7, частотный диапазон работы пневматического корректора расширяется.

В диапазоне частот nкул.в.=600…775 мин-1 усилие от перепада Р давлений топлива не превышает усилия предварительной затяжки пружины 10, и упор рейки остаётся неподвижным. Шток 2 при значениях отходит от рычага 1 и hk1 1 мм далее не влияет на его движение. Изменение максимального активного хода в диапазоне частот nкул.в.=775…1900 мин-1 происходит пропорционально перемещению штока 3. При nкул.в.1900 мин-1 поршень гидравлического корректора упирается в днище втулки, и корректирование ВСХ завершается.

Перемещения штоков (на тех участках, где они не ограничиваются упорами) вычисляются по следующим формулам:

hk1 = f эф Ps / z9 hk1.0, hk2 = f п P / z10 hk2.0, где z9,z10 – коэффициенты жёсткости пружин 9 и 10 (рис. 3.9); – hk1.0, hk2.0 предварительные деформации этих пружин; fп – площадь поршня.

По сравнению с первоначальным вариантом механизма коэффициенты жёсткости пружин 9 и 10 были уменьшены на 30 % и 10 % соответственно.

В первоначальном варианте гидравлического корректора 5 в качестве определителя частоты использовалось давление Рр, а полость, расположенная за поршнем корректора, была подсоединена через систему сбора утечек к топливному баку. Но с учётом данных табл.1 этот вариант был доработан, полость за поршнем соединена с всасывающей полостью шиберного насоса каналом 4, и в отработанном корректоре по частоте используется перепад давления Р. На рис.3.10 приведен график коэффициента К ув = P / P р, где давление и перепад давлений определялись по формуле (2.1) [91].

Рисунок 3.10 – Коэффициент увеличения усилия после изменения схемы В результате сила давления топлива на поршень возросла в 1,3 раза и более, что увеличило усилия, действующие при перестановке упора, и повысило чёткость работы корректора.

Кроме того, (и это главное) изменение конструкции позволило нивелировать высокую нестабильность давлений в регуляторной полости при частоте nкул.в.=750 мин-1, что соответствует началу рабочего диапазона для данного корректора.

3.3 Отработка узлов гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи топлива в процессе безмоторных и моторных испытаний ТПА малолитражного автомобильного дизеля Результаты исследований и доводки конструкции корректоров (рис. 3.11) наглядно показали возможности управляемой и неуправляемой ТПА при фиксированном упоре рейки.

Рисунок 3.11 – Зависимости цикловой подачи топлива от частоты вращения кулачкового вала топливного насоса при разных фиксированных положениях упора рейки в сравнении с полученной необходимой характеристикой (сплошная кривая) для реализации требуемой ВСХ На завершающем этапе работ доводки узлов гидравлического и пневматического корректоров цикловой подачи топлива по итогам испытаний опытной ТПА на безмоторном стенде, а также на моторном стенде в составе дизеля 4ДТНА1 [56], были сформированы технические требования на регулировку этих устройств, которые внедрены в конструкторский документ «Технические требования на обкатку, регулировку и сдачу топливного насоса высокого давления дизеля 4ДТНА1» (4ДТНА1.

ДТ2) Выборка графических материалов этого документа представлена в Приложении И.

В окончательной редакции выше обозначенные технические требования на регулировку следующие:

1. Регулировка давления топливоподкачивающего насоса.

Установить частоту вращения кулачкового вала насоса (2100±10) мин-1.

Установить винтом 15 давление топлива в полости насоса (0,3+0,02) МПа, учитывая, что поворот винта приводит к увеличению давления. Температура топлива при регулировке (35±5)С. Винт законтрить.

2. Регулировка подачи.

При регулировке использовать дизельное топливо марки Л по ГОСТ 305с температурой (35±5)С на входе в насос.

Перед началом регулирования секции насоса должны находиться примерно в среднем положении. Упор «е» (упор максимальной мощности «Nе max») выкручен на (15±0,5) мм. В гидравлическом корректоре 30 пружина 31 и штатный упор 28 заменены на технологический резьбовой упор большой длины (М6; L=55 мм). Упор выкручен на (10±0,5)мм от положения касания с поршнем гидравлического корректора.

Установить рычаг 4 в положение «nmax », т.е. до касания втулки 18 с упором «б». Упор «б» выступает над плоскостью плиты в полость регулятора на (4±0,5) мм.

Подвести упор 23 мембраны пневмокорректора для обеспечения выступания мембраны на 2,6 мм от плоскости «Ж» в сторону упора при отсутствии давления сжатого воздуха (рS=0 МПа).

Подвести сжатый воздух под давлением рS=(0,1+0,01) МПа на вход пневмокорректора.

Установить номинальную частоту вращения кулачкового вала насоса (2100±10) мин-1. Измерить производительность всех секций насоса и упором «е»

отрегулировать по одной из секций производительность (55±1) см3 за 1000 циклов. Закручивание упора увеличивает производительность.

По остальным секциям поворотом их установить производительность (55±2) см3 за 1000 циклов. Поворот секции против часовой стрелки уменьшает производительность. Разница производительности между секциями не более 4 см3.

Измерить расход через дренаж на режиме (2100±10) мин-1. Расход должен быть не менее 320 см3 за минуту

3. Регулировка положения упора максимальной частоты вращения «б».

Установить частоту вращения кулачкового вала насоса (2150+20) мин -1, давление сжатого воздуха рS =(1+0,1) кгс/см2. Прижимая рычаг 4 к упору «б», закручивать упор «б» так, чтобы количество подаваемого топлива одной из секций насоса уменьшилось на 2 см3 за 1000 циклов, не более.

Установить частоту вращения кулачкового вала насоса (2250+20) мин-1, при этом количество топлива, подаваемого каждой секцией за 1000 циклов не должно превышать 7 см3. Упор законтрить.

4. Регулировка пневмокорректора.

Пневмокорректор участвует в формировании внешней скоростной характеристики при частотах вращения вала насоса до 600 мин-1. Положение рычага 4 - на упоре «nmax». Установить частоту вращения кулачкового вала насоса n=(400+10) мин-1. Давление сжатого воздуха отсутствует. С помощью упора 23 мембраны пневмокорректора выставить производительность (32±2) см3 за 1000 циклов по каждой секции. Закручивание упора увеличивает производительность.

Проверить производительность насоса на режимах:

- nкул.в.=(400+10) мин-1 и рS=(0,008±0,001) МПа, производительность должна быть (35±2) см3 за 1000 циклов.

- nкул.в.=(500+10) мин-1 и рS=(0,010±0,001) МПа, производительность должна быть (41±2) см3 за 1000 циклов;

- nкул.в.=(600+10) мин-1 и рS=(0,012±0,001) МПа, производительность должна быть (44±2) см3 за 1000 циклов.

Разница производительности между секциями не более 4 см3. Неравномерность обеспечить подбором форсунок (или распылителей) с различным гидросопротивлением.

5. Регулировка гидравлического корректора.

Гидравлический корректор участвует в формировании внешней скоростной характеристики при частотах вращения вала насоса от 770 мин-1 до 1900 мин-1.

Рычаг управления 4 - в положении «nmax». С гидравлического корректора снять торцевой фланец 25 и заменить технологический резьбовой упор на штатный. Подать на вход пневмокорректора давление газа рS=(0,015±0,001) МПа. Подвести поршень со штоком гидравлического корректора до касания штоком основного внутреннего рычага - упора регулятора насоса. Для этого положения замерить зазор между поршнем и дном колодца гидравлического корректора, в кото-ром этот поршень перемещается. Зазор требуется заполнить при помощи регулировочных шайб 26, одеваемых на шток.

Поставить на место пружину 31 гидравлического корректора и затем торцевой фланец 25. Исходное положение штатного упора 28 во фланце выставить так, чтобы пружина корректора имела незначительный натяг.

Установить режим nкул.в.=(600+10) мин-1; рS=(0,012±0,001) МПа; рычаг 4 – на упоре «nmax». Производительность должна быть (44±2) см3 за 1000 циклов.

Установить режим nкул.в.=(1000±10) мин-1, давление сжатого воздуха рS=(0,085±0,001) МПа. Закручивая упор 28 гидравлического корректора, добиться производительности (45±2) см3 за 1000 циклов.

Установить nкул.в.=(1200±10) мин-1; рS=(0,115±0,002) МПа. Производительность должна быть (46±2) см3 за 1000 циклов.

Установить nкул.в.=(1500±10) мин-1; рS=(0,118±0,002) МПа. Производительность должна быть (48±2) см3 за 1000 циклов.

Установить nкул.в.=(1900±10) мин-1; рS=(0,111±0,002) МПа. Производительность должна быть (51±2) см3 за 1000 циклов.

Допускается корректировка положения упора 28 гидравлического корректора для наилучшего приближения к требуемым величинам производительности. Упор законтрить.

6. Регулировка упора «Стоп».

Установить режим nкул.в.=(400±20) мин-1, давление воздуха рS=0 МПа.

Рычаг 4 - в положении «nmax».

Не изменяя положение рычага 4, подвести упор "в" так, чтобы при повороте рычага «д» до касания с упором «в», производительность за 1000 циклов по каждой секции не превышала 5 см3.

7. Регулировка упора «обогащение».

Рычаг управления 4 - в положении «nmax». Установить режим nкул.в.=(100±10) мин-1; рS=0 МПа. Выворачивать упор «г» так, чтобы при повороте рычага «д» до касания с этим упором производительность по каждой секции насоса составила (15±3) см3 за 250 циклов.

8. Регулировка упора минимальных холостых оборотов.

Установить частоту вращения nкул.в.=(400±10) мин-1 и рS=0 МПа. Перевести рычаг 4 в положение «nmin». Вращая упор «л» обеспечить подачу топлива по каждой насосной секции (10±2) см3 за 1000 циклов. Неравномерность подачи по секциям не должна превышать 4 см3.

На основании этих требований в лаборатории топливной аппаратуры ГП «ХКБД» неоднократно проходила настройку и подрегулирувку топливная система НРМ.

Выводы по разделу

1. В результате проведенных экспериментальных исследований на моторном и безмоторном стендах ГП «ХКБД» с применением современного измерительного комплекса определена зависимость требуемой цикловой подачи топлива от частоты вращения КВ дизеля при работе последнего на ВСХ. Зависимость определена в диапазоне частот вращения КВ от 800 мин-1 до 4000 мин-1 и приведена к условиям стенда топливной аппаратуры.

2. Приведенная к стендовым условиям цикловая подача топлива на скоростных режимах ВСХ высокооборотного малолитражного дизеля не может быть обеспечена естественной скоростной характеристикой ТНВД, работающего при одном фиксированным положении упора его рейки. Реализация необходимой ВСХ дизеля 4ДТНА1 требует непрерывной корректировки положения упора рейки во всем интервале частот вращения КВ (от минимальной частоты холостого хода до номинальной.)

3. Экспериментально-расчетным путем выявлена возможность системы НРМ в части непрерывной корректировки положения упора рейки при изменении скоростных режимов ВСХ путем последовательно-параллельной работы пневматического и гидравлического корректоров. При этом, для доводки корректоров отработан способ моделирования как ВСХ, так и частичных скоростных характеристик дизеля в части цикловой подачи топлива на агрегатном стенде топливной аппаратуры.

4. Предложена и обоснована доводка конструкции гидравлического корректора цикловой подачи топлива путем доработки топливной схемы его подключения, а пневматического корректора – путем введения упора предварительной установки нейтрального положения твердого центра мембраны и изменения жесткости штатной пружины.

5. Сформулированы технические требования на стендовую регулировку устройств корректировки цикловой подачи топлива, которые внедрены в конструкторский документ «Технические требования на обкатку, регулировку и сдачу топливного насоса высокого давления дизеля 4ДТНА1» (4ДТНА1.ДТ2).

РАЗДЕЛ 4

РАЗРАБОТКА УЗЛА ПНЕВМОГИДРАВЛИЧЕСКОГО КОРРЕКТОРА

УГЛА ОПЕРЕЖЕНИЯ ВПРЫСКИВАНИЯ ТОПЛИВА ДЛЯ РЕГУЛЯТОРА

АВТОМОБИЛЬНОГО ДИЗЕЛЯ

4.1 Экспериментальное исследование требуемой характеристики изменения угла опережения впрыскивания топлива при работе дизеля на внешней скоростной характеристике Аналогично отработке корректоров цикловой подачи топлива исследования по обеспечению необходимой характеристики изменения УОВТ пневмогидравлическим корректором проведены в 4 этапа. На первом этапе работ [56] были проведены испытания опытной ТА (рис. 3.1) на безмоторном стенде с измерительновычислительным комплексом, как было описано ранее в подразделе 3.1.

Первичный эксперимент был единым с исследованием работы корректоров цикловой подачи топлива и его результаты приведены в той же таблице 3.1. Для оценки влияния выбранных факторов по изменению УОВТ (ВПР), задаваемого исследуемым вариантом ТПА, получена графическая (рис. 4.1) и полиномиальная (4.1) зависимости. Эти (первичные) зависимости показывают возможность обеспечения управления УОВТ на всех эксплуатационных режимах работы дизеля.

При этом достигнутый диапазон изменения ВПР составляет 13-25 град. п.к.в.

Рисунок 4.1 – Зависимость действительного угла начала подачи топлива ВПР от частоты вращения коленчатого вала n и давления наддува pS

–  –  –

В итоге, на первом этапе работы была показана возможность связанного управления цикловой подачей топлива и УОВТ по всем характеристикам всережимного регулятора в традиционной разделенной ТПА непосредственного действия.

Целью второго этапа исследования [58] – было уточнение параметров адаптивного задания топливоподачи автомобильного дизеля 4ДТНА1, разработка технических требований к характеристике механизма изменения УОВТ, апробация новых возможностей ТПА при формировании ВСХ автомобильного дизеля и формирование ВСХ дизеля 4ДТНА1 с корректировкой проекта технических условий (4ДТНА1.ТУ) и внесением поверочных точек в программу и методику обкаточных, регулировочных и сдаточных испытаний (4ДТНА1.ПМ1). С этой целью опытная ТПА была установлена на дизель 4ДТНА1 (рис. 2.4, 2.5) и прошла испытания на моторном стенда Ст.656.00Сб (ГП "ХКБД").

На время проведения моторных испытаний дизель оснащался пьезодатчиками, регистрирующими давление газа в цилиндре и топлива у форсунки. Варьируемые при испытаниях параметры и их значения заданы табл. 4.1.

Таблица 4.1 – План-матрица и результаты экспериментального исследо-вания

Выбор УОВТ для режимов задания планом эксперимента осуществлялся при зафиксированном угломене насоса с помощью технологического угломена (рис. 2.4, 4.2, 4.3), позволяющего корректировать задаваемый топливной аппаратурой УОВТ непосредственно на работающем дизеле.

Рисунок 4.2 – Технологический угломен в разобранном виде



Pages:   || 2 |

Похожие работы:

«АКАДЕМИЯ НАУК СССР УРАЛЬСКИА НАУЧНЫА ЦЕНТР ЭКОЛОГИЧЕСКИЕ АСПЕКТЫ ПОВЕДЕНИЯ ЖИВОТНЫХ СВЕР ДЛОВСК 1980 УДК 591.5 Экологические асnекты nоведения животных: [Сб. статей]. Свердловск: УНЦ АН СССР, 1...»

«Тотальный вторжение, 2001, Anton Belozerov, МФ [с.н.], 2001 Опубликовано: 12th September 2011 Тотальный вторжение СКАЧАТЬ http://bit.ly/1cgXAGl Днепровская тарань биология, у...»

«СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ БИОЛОГИЯ, 2015, том 50, 5, с. 550-560 УДК 633.11:631.52:575.167 doi: 10.15389/agrobiology.2015.5.550rus АГРОТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ И СЕЛЕКЦИОННЫЕ РЕЗЕРВЫ ПОВЫШЕНИЯ УРОЖАЕВ ЗЕРНОВЫХ КУЛЬТУР В РОССИИ В....»

«Национальный правовой Интернет-портал Республики Беларусь, 03.12.2014, 5/39765 ПОСТАНОВЛЕНИЕ СОВЕТА МИНИСТРОВ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ 28 ноября 2014 г. № 1118 Об утверждении Положения о системе оповещения населения, орг...»

«Ученые записки Крымского федерального университета имени В. И. Вернадского Биология, химия. Том 2 (68). 2016. № 3. С. 28–35. УДК 581.14:661.162.66(635.656) ДЕЙСТВИЕ ПРЕПАРАТА ЦИРКОН НА РОСТ И РАЗВИТИЕ РАСТЕНИЙ КУКУР...»

«Муниципальное бюджетное общеобразовательное учреждение "Средняя общеобразовательная школа № 6" Принято Утверждено на педагогическом совете приказом МБОУ "СОШ№6" протокол от 29.05.20...»

«206 Matters of Russian and International Law. 2017, Vol. 7, Is. 4A УДК 349.6 Publishing House ANALITIKA RODIS ( analitikarodis@yandex.ru ) http://publishing-vak.ru/ Механизм возникновения права пользования природными ресурсами в современном экологическом законодательстве Митякина Надежда...»

«1 Содержание Б.1.Б.1 Иностранный язык..3 Б.1.Б.2 Философия..4 Б1.Б.3 История..5 Б.1.Б.4 Экономическая теория..6 Б.1.Б.5 Менеджмент Б.1.Б.6 Маркетинг..7 Б.1.Б.7Математика.. 8 Б.1.Б.8Информатика..9 Б.1.Б.9Химия..10 Б.1...»

«Хайрутдинов Ильдар Зиннурович ЭКОЛОГИЯ РЕПТИЛИЙ УРБАНИЗИРОВАННЫХ ТЕРРИТОРИЙ (НА ПРИМЕРЕ г. КАЗАНИ) 03.02.08 – экология (биологические науки) Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата биологических наук КАЗАНЬ – 2010 Работа в...»

«АДМИНИСТРАЦИЯ АКСАЙСКОГО РАЙОНА ПОСТАНОВЛЕНИЕ № 12. 10. 2016 457 г. Аксай Об утверждении административного регламента по предоставлению муниципальной услуги "Выдача справки об отсутствии (наличии) задолженности по арендной плате за земельный участок" В соответствии с Земельным кодексом Российской Федерации, Федеральным законом от 03.07.201...»

«Ельчининова О.А. Мышьяк в почвах долины Катуни и над месторождениями ртути 1. / М.А. Мальгин, А.В. Пузанов, О.А. Ельчининова, Т.А. Горюнова // Сибирский экологический журнал. -1993.№ 2 Ельчининова О.А. Тяжелые металлы и мышьяк в дикорастущих лекарственных 2. растениях Алта...»

«Мензбирлік орнитологиялы оамы л-Фараби атындаы аза лтты университеті азастан Республикасы БМ К "Зоология институты" РМК СОЛТСТІК ЕУРАЗИЯНЫ XIV ХАЛЫАРАЛЫ ОРНИТОЛОГИЯЛЫ КОНФЕРЕНЦИЯСЫ (Алматы, 18-24 тамыз 2015 ж.) I. Тезистер Бізді демеушілеріміз: "Мензбирлік орнитологиялы оамы" "азастанны лтты географиялы оамы (Г) "азастан старынын орау ода...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ "САРАТОВСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ Н.Г.ЧЕРНЫШЕВСКОГО" Кафедра физики открытых систем Исследование нелинейной динамики различных моделей экологи...»

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ" Институт Кафедра экологии и генетики Кафедра зоологии и эволюционной экологии Кафедра ан...»

«Иванова Ольга Ярославовна УЧАСТИЕ КАНОНИЧЕСКОГО СИГНАЛЬНОГО ПУТИ WNT В РЕГУЛЯЦИИ ПЛАСТИЧНОСТИ ГИППОКАМПА Специальность 03.03.01 – "Физиология" Диссертация на соискание ученой степени кандидата биологических наук Научный руководитель: кандидат биологических наук Владимир Александрович Маркевич Москва 2017 ОГЛАВЛЕНИЕ СПИСОК...»

«Министерство культуры Российской Федераци ФГБУК "Государственный историко-архитектурный и этнографический музей-заповедник „Кижи“" Карельский научный центр Российской академии наук Бюллетень экологических исследований на...»

«Министерство образования Республики Беларусь Учреждение образования "Международный государственный экологический университет имени А. Д. Сахарова" А. С. Шиляев С. П. Кундас А. С. Стукин ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ПРИМЕНЕНИЯ УЛЬТРАЗВУКА В МЕД...»

«Валерий Борисович Гусев Хозяин черной жемчужины Серия "Дети Шерлока Холмса", книга 40 Текст предоставлен издательством "Эксмо" http://www.litres.ru/pages/biblio_book/?art=177962 Хозяин черной жемчужины: Эксмо; Моск...»

«МБОУ "Анабарская улусная гимназия"ОБСУЖДЕНО СОГЛАСОВАНО УТВЕРЖДАЮ На заседание МО зам директора по УНР директор школы Естественно-математического цикла Герасимова Н.И. Матвеева В.А._ Торокова А.П._ "_"_2015 г "_"_2015г. "_" 2015 г. РАБ...»

«Ворошилова Татьяна Михайловна КЛИНИКО-ЛАБОРАТОРНАЯ ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ БИСФОСФОНАТОВ И АНТИСЕПТИКА НА РЕЗИСТЕНТНОСТЬ ГРАМОТРИЦАТЕЛЬНЫХ БАКТЕРИЙ К КАРБАПЕНЕМАМ 14.03.10 – клиническая лабораторная диагностика 03.02.03 – микробиология Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата медицинск...»

«1 Человек – саламандра. Фантастика или реальность? МОУ средняя общеобразовательная школа №27 Плахотин Кирилл, 9а класс, МОУ СОШ № 27 Руководитель: Суховеенко Раиса Егоровна, учитель биологии МОУ СОШ № 27 Содержание Введение..........................................»

«ПРЕДСТАВИТЕЛИ АКЦИОНЕРА В НАБЛЮДАТЕЛЬНЫХ СОВЕТАХ: ОПЫТ ДТЭК Евгений Круть Менеджер Департамента по корпоративному управлению ДТЭК ДАТА: 03.06.2016, Г. КИЕВ КОНФИДЕНЦИАЛЬНО ВМЕСТО ПРЕДИСЛОВИЯ. "ВЫ НЕ ПОМНИТЕ, КТО ТАКИЕ ЮРИДИЧЕСКИЕ ЛИЦА В НАБЛЮДАТЕЛЬНЫХ СО...»

«ПОЧИНКОВСКИЙ МУНИЦИПАЛЬНЫЙ РАЙОН МУНИЦИПАЛЬНОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБЩЕОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ РИЗОВАТОВСКАЯ СРЕДНЯЯ ШКОЛА ПРИНЯТО УТВЕРЖДЕНО на заседании педагогического совета приказом директора Протокол от 29.08.2016 № 8 от 29.08.2016 № 168 РАБОЧАЯ ПРОГРАММА ПО ПРЕДМЕТУ БИОЛОГИЯ ДЛЯ 9 КЛАССА Составитель: учитель Щерби...»

«Ильина Елена Петровна Незаконная добыча (вылов) водных биологических ресурсов (по материалам Камчатского края) 12.00.08 – Уголовное право и криминология; уголовно-исполнительное право Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата юридических наук...»

«Convention on Protection and Use of Transboundary Watercourses and International Lakes SEMINAR ON ENVIRONMENTAL SERVICES AND FINANCING FOR THE PROTECTION AND SUSTAINABLE USE OF ECOSYSTEMS Geneva, 10-11 October 2005 ДОКЛАД...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ" Институт неразрушающего контроля Направление подготовки 20.03.01 "Техносферная безопасност...»

«УДК 544.6 ВЛАГОПЕРЕНОС В БИКОМПОНЕНТНЫХ КОНСЕРВАЦИОННЫХ МАТЕРИАЛАХ НА БАЗЕ НЕПОЛЯРНЫХ РАСТВОРИТЕЛЕЙ Н. Е. Беспалько Кафедра "Безопасность жизнедеятельности и военная подготовка", ФГБОУ ВПО "ТГТУ"; bgd@mail.nnn.ts...»























 
2017 www.kn.lib-i.ru - «Бесплатная электронная библиотека - различные ресурсы»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.