/
Текст
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Системы поршневых
и комбинированных
двигателей
Издательство«Машиностроение>>
I
СХЕМА СМАЗОЧНОЙ СИСТЕМЫ
ДВИГАТЕЛИ
ВНУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
еВИГАТЕЛИ
НУТРЕННЕГО
СГОРАНИЯ
Системы поршневых
и комбинированных двигателей
Третье издание, переработанное и дополненное
Под общей редакцией А. С. Орлина, М. Г. Круглова
ДОПУЩЕНО МИНИСТЕРСТВОМ ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО
СПЕЦИАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ СССР
В КАЧЕСТВЕ УЧЕБНИКА ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВУЗОВ,
ОБУЧАЮЩИХСЯ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ
«ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ»
МОСКВА « МАШИНОСТРОЕНИЕ » 1985
ББК 31.365
Д22
УДК 621.43.(075)
С. И. Ефимов, Н.А. Иващенко, В. И. Ивин, В.П. Алексеев , Д.Н. Вырубов , Л. В. Гре-
хов, М. Г. Круглов, В. И. Крутов, А. Н. Крылов , О. Б. Леонов, А. А. Меднов, Г. Н. Ми-
зернюк, А. С. Орлин, С. Г. Роганов, В. С. Рогов, В. Ф. Федюшин, В. К. Чистяков
Рецензент кафедра «Двигатели внутреннего сгорания» Харьковского политехни-
ческого института им. В. И. Ленина
Двигатели внутреннего сгорания: Системы поршневых
Д22 и комбинированных двигателей. Учебник для вузов по спе-
циальности «Двигатели внутреннего сгорания»/С. И. Ефимов,
Н.А. Иващенко, В.И. Ивин и др.; Под общ. ред. А.С. Орлина,
М.Г. Круглова-3-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение,
1985.-456 с., ил.
В пер.: 2 р.
Рассмотрены системы поршневых и комбинированных двигателей, методи-
ки выбора и расчетов основных параметров систем, основанные на численных
методах решения дифференциальных уравнений и использовании ЭВМ, проана-
лизированы конструкции элементов систем. В третьем издании (2-е изд. 1973 г.)
дополнительно рассмотрены вопросы расчета и проектирования охладителей,
технической диагностики, работа систем на неустановившихся режимах, топлив-
ная система при использовании водорода.
_ 2303020200-163 os
Д---------------1оЗ*о5
038(01)-85
ББК 31.365
6П2.24
Север Иванович Ефимов, Николай Антонович Иващенко,
Владимир Иванович Ивин и др.
ДВИГАТЕЛИ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ
Системы поршневых и комбинированных двигателей
Редактор Н. Ю. Скачкова
Оформление художника С. С. Водчица
Художественный редактор С. С. Водчиц
Техн, редакторы И. Н. Раченкова, Т. С. Старых
Корректоры Н. Г. Богомолова, О. Е. Мишина
ИБ № 3858
Сдано в набор 05.03.84. Подписано в печать 09.04.85. Т-08057.
Формат 70 хlOO1/»*. Бумага офсетная. Гарнитура тайме. Печать офсетная.
Усл, печ.л. 36,76. Усл.кр.-отт. 151,25. Уч.-изд. л. 37,57.
Т»раж 38000 эю. Заказ 1783. Цена Д/р. /£ —
Оодена Трудового Красного Знамени издательство «Машиностроение»,
*27076. Москва, Стромынский пер., 4
Мажсйсклй толиграфкомбйнат Союэполиграфпрома при Государственном комитете СССР по делам
«злг*егьс*в. полиграфии и книжной торговли, 143200, Можайск, ул. Мира, 93
С—’«‘-с’с-с с готовых диапозитивов в Московской типографии № 5 Союэполиграфпрома
тдав ’эо дарствен ном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
•^ослво- сто-Московская, 21
© Издательство «Машиностроение», 1985 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ
УСЛОВНЫЕ
ОБОЗНАЧЕНИЯ
ПО ВСЕЙ КНИГЕ,
КРОМЕ ГЛ. 3.
- Воздух
§
§
§
§
§
§
~ Вода
Масло
Отработавшие
газы
В гл. 3
- Линия
низкого
давления
- Линия
высокого
давления
- Полость
системы
гидрозапирания
Предисловие (М. Г. Круглов).........,........................
Глава 1. Системы впуска и выпуска ...........................
1. Общие требования ( Д. Н. Вырубов)........................
2. Воздушные фильтры (М. Г. Круглов, А. А. Меднов)..........
3. Впускные и выпускные трубопроводы (А. С. Орлин, В. К. Чистяков)
4. Глушители шума (М. Г. Круглов, А. А. Меднов).............
5. Нейтрализаторы токсических компонентов отработавших газов
(В. И. Ивин).............................................
6. Особенности процессов во впускной и выпускной системах при
работе на неустановившихся режимах (О. Б. Леонов) ....
Глава 2. Системы питания двигателей с принудительным за-
жиганием, работающих на жидком топливе ....
Общая схема системы питания карбюраторных двигателей
(М. Г. Круглов)..........................................
Приготовление смеси в карбюраторном двигателе (М. Г. Круглов)
Характеристика элементарного карбюратора (М. Г. Круглов) . .
Характеристика идеального карбюратора (М. Г. Круглов) . . .
Главная дозирующая система карбюратора (М. Г. Круглов) . .
Вспомогательные устройства карбюратора (М. Г. Круглов,
Н. А. Иващенко)..........................................
Многокамерные карбюраторы (Н. А. Иващенко)...............
Общая схема карбюратора (Н. А. Иващенко, А. А. Меднов) . .
Конструкция карбюратора ( В. П. Алексеев )...............
Топливные баки, топливопроводы и топливные фильтры
(М. Г. Круглов).........................................
Топливоподкачивающие насосы (М. Г. Круглов).............
Ограничители максимальной частоты вращения карбюраторных
двигателей (М. Г. Круглов)..............................
Системы питЬния двигателей с впрыскиванием легкого топлива
и принудительным зажиганием ( В. П. Алексеев, Н. А. Иващенко)
§14. Агрегаты системы питания двигателей с впрыскиванием легкого
топлива (Н. А. Иващенко).....................................
15. Особые системы двигателей с принудительным зажиганием смеси
(Н. А. Иващенко)...........................................
16. Особенности смесеобразования в двигателях с принудительным
зажиганием на неустановившихся режимах (О. Б. Леонов,
Н. А. Иващенко)............................................
Глава 3. Топливные системы дизелей...........................
§ 1. Влияние топливоподающей аппаратуры на эффективные и эко-
номические показатели дизеля (Л. В. Грехов)..................
Функции топливных систем и требования, предъявляемые к ним
( А. Н. Крылов )..........................................
Параметры топливоподачи (Л. В. Грехов) ..................
Процесс топливоподачи и сопровождающие его физические явления
(Л. В. Грехов) ..........................................
Конструкция и расчет топливных насосов высокого давления
( Н. И. Костыгов , Л. В. Грехов).........................
Конструкция и расчет форсунок ( Н. И. Костыгов , Л. В. Грехов)
Топливные системы специальных схем и конструкций (Л. В. Грехов)
Расчет процесса топливоподачи (А. Н. Крылов , Л. В. Грехов) . .
Особенности топливоподающей аппаратуры для работы на легких,
тяжелых и сернистых топливах (А. Н. Крылов, Л. В. Грехов). .
. Компоновка основных элементов топливной системы
§
§
§
§
§
§
§
§
§
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
§ 13.
§
§
§
§
§
§
§
§
§
§
§
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
( Н. И. Костыгов ).........................................
Особенности работы топливоподающей аппаратуры с золотнико-
вым дозированием на неустановившихся режимах (О. Б. Пеонов)
и системы воспламенения горючей смеси газовых дви-
Глава 4. Топливные системы
гателей ....................
§ 1. Топливные системы газовых двигателей (О. Б. Леонов)................................
§ 2. Конструкция и расчет устройств для ввода газа в цилиндры двигателя (О. Б. Леонов)
§ 3. Системы воспламенения газовоздушной смеси (О. Б. Леонов)...........................
§ 4. Особенности топливных систем двигателей, работающих на водороде (С. Г. Роганов) . . .
7
8
8
9
14
24
29
33
36
36
37
41
47
49
57
74
77
81
93
95
102
107
115
118
121
124
124
126
128
131
140
163
184
191
205
211
214
219
219
223
226
233
5
Глава 5. Смазочные системы............................................................
§ 1. Требования к смазочным системам и их основные параметры (С. Г. Роганов)..........
§ 2. Конструкция и расчет агрегатов смазочных систем (С. Г. Роганов)........ . . . .
§ 3. Элементы смазочной системы (С. Г. Роганов).......................................
§ 4. Особенности смазывания узлов трения при работе двигателя на неустановившихся режимах
(О. Б. Леонов)........................................................................
Глава 6. Системы охлаждения (С. Г. Роганов)...........................................
§ 1. Системы охлаждения и требования, предъявляемые к ним.............................
§ 2. Конструкция и расчет агрегатов систем охлаждения.................................
§ 3. Контрольные и другие устройства систем охлаждения................................
Глава 7. Охладители (М. Г. Круглов, С. И« Ефимов).....................................
§ 1. Охладители поршневых и комбинированных двигателей................................
§ 2. Расчет и конструирование охладителей.............................................
§ 3. Охладители наддувочного воздуха..................................................
§ 4. Охладители охлаждающей жидкости..................................................
§ 5. Охладители масла.................................................................
§ 6. Примеры расчета охладителей (В. Ф. Федюшин)......................................
241
241
248
265
267
270
270
278
289
293
293
Г лава 8. Системы пуска и реверсирования............................................
§ 1. Системы пуска и требования, предъявляемые к ним ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) . .
§ 2. Минимальная пусковая частота вращения вала (Д. Н. Вырубов).....................
§
3. Динамика пуска ( Д. Н. Вырубов ). . .........................
4. Выбор мощности стартера (Д. Н. Вырубов, В. К. Чистяков) . . .
§ 5. Цилиндровый пуск { Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) ......
§ 6. Устройства для облегчения пуска ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков)
§ 7. Реверсирование двигателей ( Д. Н. Вырубов , В. К. Чистяков) . .
§
Глава 9. Элементы систем автоматического регулирования двигателей (В. И. Крутов) . .
§ 1. Функциональные схемы элементов и систем автоматического регулирования..............
§ 2. Устойчивость режимов работы двигателя..............................................
§ 3. Необходимость установки на двигателе автоматических регуляторов....................
§ 4. Автоматические регуляторы прямого действия.........................................
§ 5. Статические характеристики автоматических регуляторов прямого действия.............
§ 6. Устойчивость режимов работы регулятора.............................................
§ 7. Статический расчет автоматических регуляторов прямого действия.....................
§ 8. Автоматические регуляторы непрямого действия.......................................
Глава 10. Динамические свойства элементов систем автоматического регулирования
(В. И. Крутов)........................... ..............................................
§ 1. Понятие о динамических свойствах элементов.........................................
§ 2. Дифференциальные уравнения двигателя как регулируемого объекта.....................
§ 3. Дифференциальное уравнение автоматического регулятора прямого действия.............
§ 4. Дифференциальное уравнение автоматического регулятора непрямого действия...........
§ 5. Переходные процессы элементов......................................................
§ 6. Частотные характеристики элементов.................................................
Глава 11. Системы автоматического регулирования двигателей (В. И. Крутов) . . .
§ 1. Регуляторные характеристики двигателя..............................................
§ 2. Дифференциальные уравнения систем автоматического регулирования....................
§ 3. Устойчивость систем автоматического регулирования..................................
§ 4. Критерий устойчивости Рауза-Гурвица................................................
§ 5. Диаграмма Вышнеградского...........................................................
§ 6. Критерий устойчивости Михайлова ...................................................
§ 7. Частотный критерий устойчивости....................................................
§ 8. Качество работы систем автоматического регулирования...............................
Глава 12. Автоматизация двигателей (Г. Н. Мизернюк)............................. . . . .
§ 1. Общие положения....................................................................
§ 2. Элементы автоматических устройств..................................................
§ 3. Автоматическая сигнализация........................................................
§ 4. Автоматическая аварийная защита....................................................
§ 5. Автоматизация пуска двигателей.....................................................
§ 6. Дистанционное автоматическое управление............................................
Глава 13. Техническая диагностика (В. С. Рогов).........................................
§ 1. Техническая диагностика и управление качеством двигателей . .......................
§ 2. Двигатель как объект диагностирования..............................................
§ 3. Средства и методы диагностирования двигателей......................................
Глава 14. Перспективы развития двигателей внутреннего сгорания..........................
Предметный указатель ...................................................................
312
313
315
321
321
322
323
325
326
332
334
342
342
343
346
347
354
355
356
362
367
367
367
379
382
384
386
389
389
389
391
393
394
396
397
400
403
403
404
415
417
418
423
433
433
435
438
450
454
ПРЕДИСЛОВИЕ
Настоящая книга является завершающей в издании учебни-
ка «Двигатели внутреннего сгорания», созданном коллективом
преподавателей Московского высшего технического училища
имени Н.Э. Баумана.
Задачи, поставленные перед отечественным двигателестрое-
нием, по расширению производства экономичных, надежных
двигателей внутреннего сгорания, обеспечивающих эффектив-
ную защиту окружающей среды путем сокращения выбросов
вредных веществ, улучшения очистки от них отработавших га-
зов, снижения уровня шума двигателей, невозможно решить
без создания систем двигателей с высокими технико-экономи-
ческими показателями. Данный учебник посвящен рассмотре-
нию особенностей работы, конструирования и расчета систем
двигателей. При этом авторы учли передовой опыт, нако-
пленный в двигателестроении в решении указанных вопросов.
В третьем изданйи учебника рассмотрены особенности ра-
боты основных систем двигателей на неустановившихся режи-
мах, принципиально новые системы, например, система пита-
ния двигателей, работающих на водороде, более подробно
описаны способы нейтрализации отработавших газов и спо-
собы глушения шума на впуске и выпуске. Вследствие особой
важности вопросов, связанных с отводом теплоты от двигате-
лей, в книге разделы, посвященные конструированию и расчету
охладителей различных рабочих сред, даны в отдельной главе.
С учетом расширения возможностей измерительной техники
и ЭВМ рассмотрены вопросы контроля, автоматизации управ-
ления, технического диагностирования двигателей.
Авторы с благодарностью примут замечания по данному
изданию учебника, которые следует направлять по адресу:
107005, Москва, 2-я Бауманская, д. 5, МВТУ им. Н.Э. Бау-
мана, кафедра «Двигатели внутреннего сгорания».
ГЛАВА
СИСТЕМЫ ВПУСКА И ВЫПУСКА
§ 1. Общие требования
Системы впуска и выпуска служат для подвода свежего за-
ряда (воздуха или горючей смеси) к цилиндрам двигателя и от-
вода из них отработавших газов. В двигателях с внешним сме-
сеобразованием во впускной системе происходит также образо-
вание смеси, так как процесс испарения жидкого топлива
и смешения его паров с воздухом или смешения горючего газа
с воздухом не успевает завершиться в карбюраторе или
газосмесителе.
Общим требованием, предъявляемым к системам впуска
и выпуска, является по возможности малое сопротивление этих
систем, что необходимо для уменьшения насосных потерь
и увеличения наполнения цилиндров, а также более полного ис-
пользования энергии выпускных газов в газовой турбине. Удо-
влетворить это требование путем только снижения скорости
газов в системах, т. е. путем увеличения проходных сечений, не-
возможно: увеличиваются габаритные размеры и масса двига-
теля. Кроме того, с понижением скорости воздуха уменьшается
его турбулизация, что приводит к ухудшению смесеобразова-
ния в двигателях с внешним смесеобразованием. Наконец,
уменьшение скорости движения выпускных газов в трубопрово-
де по сравнению со скоростью истечения их из клапана в дви-
гателе с турбонаддувом приводит к уменьшению кинетической
энергии газов и ухудшению теплоиспользования.
Уменьшение сопротивлений при высокой скорости газового
потока достигается выполнением каналов плавных очертаний
для предотвращения резких изменений направления потока
и площади проходного сечения. Для равномерного распределе-
ния свежего заряда по цилиндрам впускные трубопроводы де-
лают симметричными, причем в современных многоцилин-
дровых карбюраторных двигателях используют многока-
мерные карбюраторы, каждая камера которых обслуживает
определенную группу цилиндров. Для улучшения испарения
топлива впускную систему обогревают водой, выходящей из
системы охлаждения двигателя. В карбюраторных двигателях
некоторых типов при расположении впускной и выпускной си-
стем с одной стороны двигателя впускной трубопровод подо-
гревают отработавшими газами.
В двигателях с внутренним смесеобразованием, а также
в газовых двигателях подогрев свежего заряда при их работе
8
I
•
При проектировании си-
стем впуска и выпуска
надо учитывать способ
смесеобразования, а также
возможность использова-
ния теплоты выпускных
газов.
не нужен, так как он приводит к уменьшению наполнения.
Подогрев всасываемого воздуха в дизелях желателен только
для облегчения пуска при низкой температуре окружающего
воздуха. С этой целью во впускной системе предусматриваются
специальные подогреватели, включаемые в период подготовки
к пуску. В двигателях с наддувом в системы впуска входят ком-
прессоры и охладители наддувочного воздуха, а в системы вы-
пуска-также и газовые турбины. Для очистки воздуха от пыли
устанавливают воздушные фильтры, которые объединяют
с глушителями шума впуска. Выпускные системы могут быть
снабжены нейтрализаторами отработавших газов, глушителя-
ми шума и фильтрами для очистки газов от твердых частиц
сажи.
В связи со сложностью систем впуска и выпуска особое вни-
мание должно быть уделено выбору размеров этих систем
с целью использования газодинамических явлений для улучше-
ния наполнения цилиндров свежим зарядом и снижения работы
выпуска.
I
В современных комби-
нированных воздушных
фильтрах коэффициент Кп
достигает 0,01%. Больший
коэффициент Кп имеют
одноступенчатые сухие
инерционные воздушные
фильтры, которые не за-
держивают мелкие ча-
стицы пыли.
I
Допустимое гидравли-
ческое сопротивление воз-
душных фильтров автомо-
бильных двигателей (в
кПа):
бензиновых ... 5,0
дизелей..........3,5-4
дизелей с турбо-
наддувом .... 4,5-5
Для тракторных дизе-
лей допустимое сопроти-
вление не должно превы-
шать 7 кПа.
§ 2. Воздушные фильтры
Для оценки совершенства конструкции воздушных фильт-
ров используют различные характеристики: коэффициент
очистки воздуха КОт или коэффициент пропуска пыли Кп> ги-
дравлическое сопротивление воздушного фильтра Ар, время ра-
боты фильтра до технического обслуживания t или пылеем-
кость.
Коэффициент очистки воздуха (в %)
Ко — (G^GJIOO,
где G1 и G2 -массы пыли соответственно поступающей в воз-
душный фильтр и задержанной им.
Эффективность очистки воздуха от пыли характеризуют
также коэффициентом пропуска пыли (в %)
Кп = (G3/G0100 = [(GA - G2)/Gt] 100 = 100 — Ко,
где G3-масса пыли, пропущенная фильтром.
Воздушный фильтр (воздухоочиститель) создает определен-
ное сопротивление движению воздуха во впускном трубопрово-
де двигателя. Характеристикой гидравлического сопротивления
воздушного фильтра является разность давлений Ар до воз-
душного фильтра (атмосферное давление) и после него. Значе-
ние Ар зависит от типа воздушного фильтра и количества
ступеней очистки воздуха.
Повышение гидравлического сопротивления впускного тру-
бопровода приводит к уменьшению коэффициента наполнения
цилиндра двигателя и, следовательно, к падению мощности
и повышению расхода топлива. Экспериментальными исследо-
ваниями установлено, что ухудшение показателей работы дви-
гателя происходит относительно медленно (почти линейно) при
увеличении гидравлического сопротивления воздушного фильт-
ра до некоторого значения Арпр (эту величину называют допу-
9
стимым гидравлическим сопротивлением). Затем показатели
резко ухудшаются. Значение Лрпр выбирают в зависимости от
типа двигателя и степени его форсирования. Отраслевыми
стандартами или нормалями предусматривается ограничение
как начального гидравлического сопротивления Дрнач, так и до-
пустимого Лрпр-
Значение допустимого гидравлического сопротивления
определяет время работы воздушного фильтра до технического
обслуживания или его пылеемкость. Время работы фильтра
выражается в часах, а пылеемкость-в килограммах задержан-
ной пыли до достижения допустимого сопротивления. Для ав-
томобильных двигателей период между техническими обслужи-
ваниями воздушных фильтров определяют в километрах
пробега автомобиля. Пылеемкость фильтра зависит от его ти-
па, конструктивных параметров и запыленности воздуха.
Техническое обслуживание фильтров заключается в смене
масла и промывке мокрых фильтрующих элементов инерцион-
но-масляных воздушных фильтров, в удалении пыли из пылес-
борников циклонов и корпусов фильтра, в продувке сухого
фильтрующего элемента сжатым воздухом в направлении, про-
тивоположном движению воздуха при его работе (если сухой
элемент влагоустойчив, то его промывают водой). Картонные
элементы одноступенчатых воздушных фильтров, как правило,
заменяют новыми. Гидравлическое сопротивление фильтра при
повторном использовании сухого фильтрующего элемента вы-
ше начального, поэтому период до следующего технического
обслуживания сокращается.
Основными взаимосвязанными характеристиками воз-
душных фильтров являются пылеемкость и степень очистки,
правильный выбор которых обусловливает надежность
и долговечность двигателя, а также снижение затрат на его
обслуживание. При недостаточной степени очистки происходит
преждевременное изнашивание двигателя, а при ее увеличении
снижается пылеемкость и сокращается продолжительность ин-
тервалов между очередными обслуживаниями, что повышает
стоимость эксплуатации.
В настоящее время в качестве фильтрующего материала
широко используется картон. Его применение обусловлено
стремлением к повышению моторесурса двигателей, что при
возрастающем форсировании двигателей может быть достиг-
нуто только при практически полном предотвращении попада-
ния в него пыли, и к сокращению периодичности и трудоемко-
сти технического обслуживания воздушных фильтров.
Фильтровальный картон должен обладать минимальным
сопротивлением движению воздуха, равномерной пористостью,
гидростойкостью, достаточным сопротивлением на разрыв
и продавливание, жесткостью. Для удовлетворения последних
требований картон подвергают гофрированию и поперечному
тиснению. Кольцевая гофрированная секция с перфориро-
ванными обечайками, расположенными по наружному и внут-
ренним диаметрам, с торцов заливается эпоксидным компаун-
дом, специальными смолами или пластмассой. Последняя
обеспечивает уплотнение без дополнительных прокладок. Шаг
между гофрами выбирается на основе экспериментальных
данных из условия обеспечения максимальной пылеемкости.
10
!
Средняя запыленность
воздуха для дизелей раз-
личного назначения (в
мг/м3):
судовых:
морских главных . . 0,5-2
морских вспомога-
тельных ..........1,5-4
речных............2-20
стационарных:
в закрытых помеще-
ниях ..............1-5
на открытых пло-
щадках ...........4-10
тепловозных .... 2-80
нефтебуровых устано-
вок ..............5-30
дорожно-строитель-
ных машин . . . .10—
1000
передвижных устано-50-
вок.................1000
и бо-
лее
I
•
По ГОСТ 12627-80 для
вновь проектируемых
тракторных и комбай-
новых дизелей примене-
ние воздухоочистителей
с масляной ванной не до-
пускается.
I
Воздушные фильтры
с картонными элементами
наряду с низким на-
чальным сопротивлением
и относительно большой
пылеемкостью имеют вы-
сокую и стабильную эф-
фективность очистки.
Рис. 1. Воздушный фильтр
трактора фирмы Катерпил-
лер
Наиболее распространенным является картон типа ПКВ,
который изготовляют на основе хлопка с использованием ви-
нола. Картон имеет волокнистую структуру с криволинейными
каналами (порами), по которым движется воздух. Осаждение
частиц пыли происходит при их зацеплении с волокнами карто-
на. Крупные частицы осаждаются на поверхности картона,
а мелкие частицы-на внутренних волокнах в результате дейст-
вия сил инерции при изменении направления движения внутри
пор. Так как силы инерции крупных частиц больше, чем мел-
ких, то в наружных волокнах осаждаются крупные частицы,
а во внутренних-мелкие.
На поверхности фильтрующего элемента образуется свя-
занный слой пыли, который также обладает фильтрующими
свойствами. Причем в этом слое с течением времени размер
пор становится меньше размеров пор в картоне, поэтому эф-
фективность улавливания пыли улучшается (коэффициент про-
пуска уменьшается), однако при этом увеличивается сопротив-
ление фильтра, которое возрастает также при сужении пор
вследствие осаждения на их поверхности частичек пыли. В то
же время такие атмосферные загрязнения, как дым, продукты
неполного сгорания, копоть, не образуют на поверхности эле-
мента пористого образования и снижают его пылеемкость.
Ухудшает фильтровальные свойства картона присутствие
в воздухе капельной влаги.
В настоящее время проводится работа по применению не-
тканых, на основе лавсановых волокон фильтровальных мате-
риалов. Эти материалы равнопрочны в сухом и влажном воз-
духе, температуроустойчивы, гидрофобны, стойки к агрес-
сивным средам, микроорганизмам и бактериям. Однако
пылеемкость нетканых материалов по сравнению с картоном
ниже.
При эксплуатации двигателей в условиях низкой и средней
запыленности воздуха используют одноступенчатый воз-
душный фильтр с элементом из картона, а в условиях повы-
шенной и высокой запыленности дополнительно устанавли-
вают инерционно-центробежные предварительные ступени
очистки (предочистители). Предочистителями могут быть мо-
ноциклоны или мультициклоны. Последние обеспечивают
большую пылеемкость, но их конструкция сложнее и выше тру-
доемкость обслуживания.
На рис. 1 показан сухой комбинированный воздушный
фильтр трактора фирмы Катерпиллер. Он состоит из моноци-
клона 1 (первая ступень очистки) и сменного картонного
фильтрующего элемента 5 (вторая ступень очистки). Враща-
тельное движение воздуха в моноциклоне создается крыльчат-
кой 3; частицы пыли накапливаются в бункере 2. Моноциклон
наиболее эффективно очищает воздух от крупных частиц пыли.
Коэффициент пропуска моноциклона равен 40-50%. В центре
корпуса второй ступени установлен предохранительный кар-
тонный элемент 4 с меньшей площадью, который не снимают
и не обслуживают. Назначение предохранительного элемента
состоит в предотвращении от попадания в двигатель абра-
зивных частиц пыли в случае прорыва основного элемента или
подсасывания воздуха через места уплотнения. Коэффициент
пропуска фильтра равен 0,01%; пылеемкость до ДрПр = 6кПа
11
составляет 3,38 кг; начальное сопротивление при номинальном
расходе воздуха равно 1,8 кПа.
Для автоматического удаления пыли из бункера мультици-
клонных фильтров применяют эжекторы (рис. 2). В эжекторе
воздушного фильтра двигателя СМД-14 (рис. 2, а) отсос пыле-
воздушной смеси происходит отработавшими газами, которым
с помощью крыльчатки 1 придается вращательное движение,
необходимое для лучшей работы искрогасителя 2. На рис. 2, б
показан эжектор воздушного фильтра двигателя, устанавливае-
мого на трактор К-700. Отличительной особенностью этого
эжектора является то, что удаление пыли осуществляется
частью воздуха, подаваемого компрессором.
Для определения времени обслуживания воздушного фильт-
ра и контроля за его техническим состоянием в зарубежной
практике применяют индикаторы допустимого гидравлическо-
го сопротивления. Показанный на рис. 3 индикатор механиче-
ского действия фирмы Бахара состоит из поршня б, соединен-
ного с эластичной мембраной 3. По мере роста сопротивления
воздушного фильтра разрежение передается в пространство
над мембраной, и поршень 6 поднимается вверх. Появление
в смотровом окне корпуса 4 окрашенного поршня свидетель-
ствует о достижении допустимого сопротивления фильтра.
После обслуживания фильтра индикатор возвращается в исход-
ное состояние рычагом 5.
Если воздушный фильтр оборудован предохранительным
фильтрующим элементом, то индикатор допустимого
сопротивления может сигнализировать о нарушении герметич-
ности соединений и прорыве картона фильтрующего элемента.
В этом случае вследствие малой площади поверхности предох-
ранительного элемента резко возрастает его сопротивление
движению воздуха. Применение индикаторов позволяет обслу-
живать воздушные фильтры с учетом запыленности различных
мест эксплуатации, а также предотвратить эксплуатацию дви-
гателей в случае технических неисправностей воздушного филь-
тра.
По сравнению с другими типами воздушный фильтр с эле-
ментами из картона обычно занимает больший объем. Так, на-
пример, при замене инерционно-масляных фильтров трак-
торных двигателей фильтрами с моноциклоном и элементом
из картона объем последнего приблизительно в 1,5 раза боль-
ше. В связи с этим возникают определенные трудности их ком-
поновки с дизелями большой мощности, особенно с тепло-
возными дизелями. Поэтому для данного класса двигателей
распространены инерционно-масляные и циклонные с мокрой
фильтрующей ступенью воздушные фильтры. На рис. 4 пока-
зан инерционно-масляный воздушный фильтр тепловозного
двигателя. Коэффициент пропуска этого фильтра близок к 1,5%
при сопротивлении 1,5-1,8 кПа. Недостатком фильтра является
унос масла воздушным потоком.
Однако имеется положительный опыт использования муль-
тициклонного воздушного фильтра с цилиндрическими кар-
тонными фильтрующими элементами. Так, например, воз-
душный фильтр двигателя 6ЧН 21/21, используемого для
нефтебуровой установки, проработал без обслуживания 1000 ч
в условиях большой загазованности и при наличии в воздухе
12
а)
Рис. 2. Эжекторы для от-
соса пыли из тракторных
мультициклонных воз-
душных фильтров:
а-эжектор с искрогасите-
лем двигателя СМД-14;
б-эжектор трактора К-700;
1 -крыльчатка; 2-искрогаси-
тель; 3-диффузор; 4-камера
смешения; 5 - труба отсоса
пыли; / -отработавшие газы:
II-отсос пыли; III-воздух
из нагнетателя
стнмого гидравлического
сопротивления:
1 - пружина; 2 - смотровое ок-
но; 3-мембрана; 4-корпус;
5-рычаг; 6-поршень; 7-от-
верстие для подвода воздуха
Рис. 4. Инерционно-мас-
ляный воздушный фильтр
тепловозного двигателя:
1 - масляная ванна; 2 - филь-
трующий элемент; /-воздух
из кузова
Рис. 5. Секция воздушно-
го фильтра панельного ти-
па
I
Коэффициент пропуска
и пылеемкость воздушных
фильтров определяют экс-
периментально.
частиц масла и сажи. При этом Дрпр = 6,8 кПа, а коэффициент
пропуска фильтра составил 0,1°о.
Более удобными для компоновки с двигателями большой
мощности являются плоские фильтры панельного типа (рис. 5),
которые имеют большую площадь поверхности для располо-
жения гофрированного фильтровального картона. В зарубеж-
ной практике фильтры панельного типа применяют для
мощных транспортных двигателей, в том числе для локомо-
тивных и газотурбинных двигателей.
В настоящее время нет методов теоретического определения
характеристик воздушных фильтров, так как задача о про-
странственном течении пылевоздушной смеси является слож-
ной как в теоретическом, так и в вычислительном плане.
Существующие расчетные методы в значительной мере ос-
новываются на экспериментальных данных и вследствие идеа-
лизации физических процессов дают результаты, пригодные
для качественной оценки, и требуют экспериментального уточ-
нения.
При расчете воздушного фильтра с элементом из картона
используют удельную воздушную нагрузку [в м3/(ч-м2)]
q = Q/f,
где Q-расход воздуха через двигатель, м3/ч; F-площадь рабо-
чей поверхности картона, м2.
Иногда используют другую величину-скорость фильтрации
(в м/с) и>ф = Q/F.
С увеличением удельной воздушной нагрузки уменьшаются
габариты воздушного фильтра и его пылеемкость. Поэтому
значение q выбирают с учетом типа двигателя и требуемых
норм технического обслуживания воздушного фильтра. Для
двигателей легковых автомобилей принимают q =
- 250 4- 400 м3/(ч * м2); грузовых автомобилей q =
= 100 4- 200 м3/(ч • м2); тракторных q = 80 4-100 м3/ (ч • м2); ста-
ционарных и тепловозных q = 1004-180 м3/(ч-м2).
Рассмотрим расчет элемента типа «многолучевая звезда» из
картона (рис. 6). Для данного номинального расхода воздуха,
задаваясь удельной воздушной нагрузкой, можно определить
площадь F = Q/q.
Ширина стороны гофра фильтровального элемента опреде-
ляется по экспериментальной формуле b^0,02|/F.
Наилучшие с точки зрения пылеемкости значения шага t ме-
жду складками лежат в интервале 5-8 мм; причем меньшие
значения относятся к меньшим значениям ширины гофра,
а большие-к его большим значениям.
Число гофров равно п — F/ (2ЬН), поэтому в сложенном со-
стоянии площадь боковой поверхности фильтрующего
элемента
F1 = tHF/(2bH) = Fr/(2b). ’
Задаваясь из условий компоновки воздушного фильтра на
двигателе отношением диаметра D элемента к его высоте
Н (обычно D/H = 0,54-5), из равенства Ft = nDH — Ft/ (2b) нахо-
дим величины D и Н, которые округляют до чисел предпочти-
13
тельного ряда. После округления уточняют значение шага t.
Аналогичный расчет можно выполнить для элемента па-
нельного типа (см. рис. 5). Только в этом случае используют
следующую эмпирическую формулу для определения ширины
стороны гофра:
3 г-
b ~ т у F,
где коэффициент т равен 0,015, 0,018 и 0,020 для расходов воз-
духа соответственно Q 0,5; 0,15-1,5 и 1,5 м3/с. Кроме того,
отношение длины элемента к его высоте L/H = 14-2. Из усло-
вий компоновки выбирают также число секций.
Площади проходных сечений воздушных фильтров с эле-
ментами из картона определяют из условий обеспечения опре-
деленных скоростей течения воздуха: на входе в воздушный
фильтр 8-10 м/с, на выходе 30-35 м/с.
Выбор геометрических размеров циклонов осуществляют,
как правило, экспериментальным путем. В настоящее время
нормативно-техническими документами определены соответ-
ствующие ряды типизированных конструкций и размеров ци-
клонов (например, ГОСТ 11707-79 для тракторных дизелей).
Необходимое число циклонов можно определить по форму-
ле
n = Q/(Flw),
где Fx-площадь поперечного сечения входного канала цикло-
на, м2; w - скорость воздуха на входе в циклон, w = 18 4- 30 м/с.
§ 3. Впускные и выпускные трубопроводы
При разработке конструкции впускных и выпускных трубо-
проводов особое внимание уделяют их простоте, технологично-
сти, материалоемкости при малом сопротивлении.
Впускные трубопроводы автотракторных двигателей отли-
вают из серого чугуна или алюминиевого сплава. Фланцы тру-
бопроводов крепят к двигателю на металлоасбестовой про-
кладке гайками на шпильках или болтами.
Схема впускного трубопровода автомобильного V-образно-
го восьмицилиндрового карбюраторного двигателя показана
на рис. 7. Два трубопровода четырехцилиндрового двигателя
расположены на одном уровне и объединены общей продоль-
ной стенкой, соединяются друг с другом балансировочными
отверстиями 10 и 11. Секции I и II карбюратора по верти-
кальным каналам одинаковой длины питают все цилиндры
правого (1-4) и левого (5-5) рядов. Сечение каналов круглое
диаметром 32 мм. Каждый канал имеет два плавных поворота
для снижения аэродинамических потерь, что в сочетании с по-
догревом топливной пленки улучшает гомогенизацию смеси.
Подогрев каналов осуществляется по всей длине участка 9 на-
Рис. 6. Фильтрующий эле-
мент типа «многолучевая
звезда»
I
•
При определении расхо-
да воздуха кроме количе-
ства воздуха, проходяще-
го через цилиндры двига-
теля, необходимо учесть
количество воздуха, за-
трачиваемого на автома-
тическую очистку сухих
инерционных воздушных
фильтров от пыли.
Рис. 7. Схема впускного
трубопровода автомобиль-
ного V-образного восьми-
цилиндрового карбюратор-
ного двигателя
14
I
•
Впускные трубопро-
воды карбюраторных дви-
гателей обычно снабжают
системой подогрева отра-
ботавшими газами или во-
дой из системы охлажде-
ния для лучшего испаре-
ния топлива и предотвра-
щения его конденсации.
Подогрев регулируется
вручную или автоматиче-
ски в зависимости от тем-
пературы окружающей
среды.
/
!
Впускные трубопро-
воды четырехтактных ди-
зелей с наддувом и без не-
го аналогичны по кон-
струкции.
гретой водой, поступающей из головок цилиндров. Коэффи-
циент расхода воздуха трубопровода по результатам статиче-
ской продувки составляет 0,78-0,84.
На впускной трубопровод карбюраторных двигателей иног-
да устанавливают воздушный клапан, который сообщает
впускной трубопровод с атмосферой при более высоком, чем
обычно, разрежении в нем. Такой клапан позволяет предотвра-
тить переобогащение смеси во время работы двигателя на ре-
жиме принудительного холостого хода и снизить расход кар-
терного масла.
Конструктивные формы впускных систем автотракторных
дизелей без наддува обычно проще, чем карбюраторных двига-
телей, так как для дизелей требования в отношении равномер-
ности распределения свежего заряда по цилиндрам менее жест-
кие. Часто впускной трубопровод представляет собой простую
трубу с приваренными патрубками, подводящими воздух к от-
дельным цилиндрам. Входное отверстие впускного трубопрово-
да защищают сеткой или на нем устанавливают воздухоочис-
титель с глушителем шума системы впуска.
Размеры сечений впускных трубопроводов автотракторных
двигателей, как правило, выбирают на основании эмпирических
соотношений. Окончательная их доводка по величине аэроди-
намических потерь, экономичности двигателя, работе двигателя
при различных частотах вращения коленчатого вала, токсично-
сти отработавших газов, пусковым и динамическим качествам
двигателя, распределению свежего заряда по цилиндрам, анти-
детонационным качествам и надежности в сочетании с фазами
газораспределения может быть проведена только эксперимен-
тально.
В автомобильных карбюраторных четырехтактных двигате-
лях диаметр впускного трубопровода (или диаметр круга, рав-
ного по площади сечению некруглого трубопровода) соста-
вляет (0,3-0,5) А а в автотракторных дизелях без наддува
(0,4-0,5)D (где D -диаметр цилиндра).
Увеличение расхода воздуха, поступающего в цилиндр,
можно получить используя динамические явления во впускной
системе. Каждый поршень в начале процесса впуска создает
импульс волны разрежения, которая распространяется во
впускной системе и отражается от открытого конца трубопро-
вода волной давления. Подбирая размеры системы таким
образом, чтобы волна давления подходила к впускным орга-
нам во второй половине процесса впуска, можно получить из-
быточное давление перед ними. Дополнительное усиление им-
пульса получают в результате резонансных явлений, устанавли-
вая на впуске специально подобранные ресиверы и трубы.
Наиболее просто осуществляется доводка впускных систем
с индивидуальными патрубками на каждый цилиндр. Однако
при фиксированных длинах и объемах ресиверов и труб на-
стройка системы является эффективной только для определен-
ного узкого диапазона режимов работы двигателя, на других
же режимах такая настройка системы может оказать отрица-
тельное влияние. Динамическая система наддува более гро-
моздка, чем обычная, а необходимость ее регулирования значи-
тельно усложняет систему.
15
Основным элементом впускной системы четырехтактных су-
довых, тепловозных и стационарных дизелей обычно является
цилиндрический ресивер, в который воздух поступает с торца
и направляется в цилиндры по отдельным патрубкам. В совре-
менных двигателях ресиверы обычно выполняют сварными;
толщину стенок рассчитывают по давлению в ресивере с уче-
том технологических и монтажных условий, а также с учетом
расположения компрессоров и охладителей воздуха.
Диаметры ресиверов четырехтактных дизелей без наддува
при п = 2004-500 об/мин примерно равны (0,5-0,6)2), при п =
= 600-41500 об/мин они составляют (0,6-4),7)D.
Ресиверы для продувочного воздуха двухтактных двигате-
лей выполняют в виде отдельных литых или сварных конструк-
ций, либо используют пространство между блоками цилиндров
в двигателях V-образноц^ Н-образной и других конструк-
ционных схем. Для снижения пульсаций давления во впускном
ресивере и обеспечения равномерного подвода воздуха ко всем
впускным окнам диаметры ресиверов имеют размеры до
(1,2-1,5)D, а в некоторых случаях и более.
Впускные трубопроводы газовых двигателей в отличие от
дизелей содержат либо газовый ресивер и общий на все ци-
линдры двитателя газовоздушный смеситель с регулирующим
органом золотникового типа, из которого смесь поступает
в цилиндры двигателя, либо газовоздушный трубопровод,
имеющий раздельные газовые и воздушные полости, и коробки
регулирующих дросселей, установленных на каждом цилиндре
и связанных валом с регулятором. Газодизели, работающие на
газе с присадкой запального дизельного топлива или только на
дизельном топливе, обычно имеют общую на все цилиндры
двигателя газовоздушную систему с общим смесительно-регу-
лировочным устройством. При работе двигателя по дизельно-
му циклу газ во впускную систему не подается.
Выпускные трубопроводы двигателей можно разделить на
трубопроводы для двигателей без наддува и с наддувом. Для
двигателей с наддувом применяют трубопроводы с пере-
менным (импульсным) и постоянным давлением. По конструк-
ции их разделяют на охлаждаемые и неохлаждаемые.
Выпускные трубопроводы автотракторных двигателей без
наддува выполняют цельными литыми из серого или жаро-
стойкого чугуна. Диаметры выпускных трубопроводов выби-
рают равными (0,35-0,5) D. \
Выпускные трубопроводы четырехтактных судовых, стацио|-
парных и тепловозных дизелей без наддува обычно выполняю^
в виде одного цилиндрического, овального или прямоугольно-
го трубопровода с патрубками, крепящимися фланцами
к крышкам или блоку цилиндров двигателя. Диаметры вы-
пускных трубопроводов дизелей с четырьмя-шестью цилин-
драми при и = 200 — 500 об/мин выбирают равными (0,4-0,6)/>,
при шести-восьми цилиндрах и п — 600—1500 об/мин диа-
метры выпускных трубопроводов составляют (0,5-0,7)£>.
При проектировании выпускных трубопроводов двигателей
с наддувом необходимо учитывать следующие требования:
1) потери энергии выпускных газов в трубопроводах от вы-
пускных органов до соплового аппарата газовой турбины дол-
жны быть минимальными;
7 л
I
•
Выпускные трубопро-
воды двигателей с надду-
вом выполняют мини-
мальной длины, без резких
поворотов и изменений се-
чений.
I
•
Изменение давления
в выпускном трубопрово-
де двигателя зависит от
числа цилиндров, объеди-
няемых одним трубопро-
водом, от интервала ме-
жду вспышками в от-
дельных цилиндрах, объе-
ма, диаметра и длины тру-
бопровода.
I
•
Выпускные трубопро-
воды судовых, тепло-
возных и стационарных
дизелей без наддува по-
крывают теплоизоля-
ционным слоем или снаб-
жают водяной рубашкой
для обеспечения безопас-
ности эксплуатации.
. .. <• 'А
в)
в)
Рис. 8. Схемы соединения
цилиндров с турбокомпрес-
сорами (ТК) различных ди-
зелей:
а-рядных; б-У-образных
с одним ТК; e-V-образных
с двумя ТК
2) процесс выпуска из одного цилиндра двигателя не дол-
жен затруднять газообмен в других цилиндрах;
3) в двигателях, значительную часть времени работающих
на переходных режимах, объем выпускного трубопровода дол-
жен быть минимально допустимым для уменьшения влияния
инерционности системы и увеличения импульса давления выпу-
I
'Х При импульсной систе-
^0 ме наддува используется
потенциальная и кинети-
ческая энергия выпускных
газов.
ска.
При использовании импульсной системы наддува делают 1
несколько выпускных трубопроводов, объединяющих выпуски
из цилиндров, сдвинутые по возможности н& больший угол по-
ворота коленчатого вала равномерно по фазе так, чтобы такт
выпуска в одном цилиндре заканчивался до того, как начинает-
ся такт выпуска в следующем по порядку работы цилиндре, _
присоединенном к данному выпускному трубопроводу. Схемы
соединения секций выпускных трубопроводов с цилиндрами
и турбокомпрессором для некоторых типов дизелей показаны
на рис. 8. Каждый из выпускных трубопроводов служит для
подвода газов или к отдельной газовой турбине, или отдельной
секции соплового аппарата общей газовой турбины. Стремле-
Рис. 9. Схема системы
динамического комбиниро-
ПОМ/>ГЖ1|№Г^Я л j ц
I БИБЛИОТЕКА
I Первомайского п^зиге^никума
ние сократить длину выпускных трубопроводов обусловливает
использование на двигателе нескольких турбокомпрессоров,
устанавливаемых по возможности ближе к цилиндрам, вы-
пускные газы из которых поступают в присоединенную к ним
турбину.
Во впускной системе двигателя с наддувом могут быть так-
(jKe использованы динамические явления. Например, по схеме,
показанной на рис. 9, для шестицилиндрового четырехтактного
двигателя 2 впускные патрубки 3 объединяют по три двумя ре-
зонансными ресиверами 4, которые через две резонансные
трубы 5 соединены с успокоительным ресивером 6, куда пода-
ется сжатый воздух от компрессора 1. При резонансе, т.е. при!
совпадении частоты распространения волн давления наддувоч-
ного воздуха с собственной частотой резонансной системы,
перед впускным клапаном создается избыточное давление, наи-
большее значение которого выше давления наддува. Для дви-
гателя с Vh — 2,4 л при п = 2400 об/мин оптимальные размеры
впускной системы следующие: диаметр впускного патрубка
42 мм, его длина 250 мм; объем резонансного ресивера 1 л;
.щ ..... .. • О
; ~ ‘ ‘ ; 17
диаметр резонансного патрубка 42 мм, его длина 520 мм;
объем успокоительного ресивера 1,5 л, его длина 240.мм. При
частоте вращения коленчатого вала большей указанной выше
эффективнее обычная система наддува без резонаторов.
В ряде случаев газовые потоки от нескольких цилиндров
иногда объединяют в одном трубопроводе в общий поток, дви-
жущийся с высокой скоростью и не препятствующий движению
потоков газа из разных цилиндров (рис. 10). Соединяя выпуск-
ной трубопровод с несколькими цилиндрами, можно добиться
того, чтобы активный выпуск (т.е. выпуск в течение времени,
соответствующего 60-70° угла поворота коленчатого вала) про-
исходил из одного цилиндра; в это время в других цилиндрах
будет происходить наполнение и принудительный выпуск. Вы-
пускной трубопровод в этом случае делают в виде асимметрич-
ного эжектора, который во время активного выпуска из одного
цилиндра подсасывает газы из другого. В выпускном трубо-
проводе устанавливают поворотные лопатки. Кинетическая
энергия потока используется непосредственно на лопатках тур-
бины, работающей при большом динамическом перепаде да-
влений.
На рис. 11 изображена выпускная система двухтактного
тепловозного дизеля, в которой общий для всех цилиндров
Рис. 10. Выпускной трубо-
провод дизеля:
/ - теплоизоляция; 2 - кожух;
3 - защитная сетка; 4 -силь-
фон
I
•
Использованием вол-
новых явлений в выпуск-
ной системе при импульс-
ной системе наддува мож-
но улучшить наполнение
цилиндра в результате
увеличения давления на
выпуске у цилиндра перед
закрытием выпускных ор-
ганов.
18
Рис. 11. Выпускная систе-
ма двухтактного теп-
ловозного дизеля:
1 - цилиндр; 2 - газоприемный
корпус турбины с сопловым
аппаратом; 3 - лопатка; 4 - ра
бочее колесо; 5 и 6-соответ
ственно нижний и верхний
трубопроводы; 7-шибер
Рис. 12. Схема системы
ступенчатого отбора газа
из выпускных органов дви-
гателя
I
•
Вследствие большой
сложности газодинамиче-
ских процессов, протекаю-
щих в выпускных трубо-
проводах двигателей
с наддувом, их доводку
производят на основании
результатов эксперимен-
тальных исследований.
трубопровод имеет площадь сечения, превышающую площадь
сечения выпускных органов. Выпускные газы из отдельных ци-
линдров поступают в трубопровод по патрубкам, располо-
женным под углом к оси трубопровода.
Схема системы с использованием энергии выпускных газов
путем ступенчатого отбора их из выпускных органов при выпу-
ске показана на рис. 12. В этой системе в процессе свободного
выпуска (или предварения выпуска) из цилиндра 1 двигателя
через выпускные окна 2 отводится в газовую турбину по трубо-
проводу 3, где установлены направляющие лопатки 5, часть га-
зов со средним давлением, несколько превышающим давление
наддува. Другая часть газов в период свободного и принуди-
тельного выпуска может быть подана по отдельному выпуск-
ному трубопроводу 4 в другую турбину или в другую ступень
общей турбины с давлением ниже давления продувочного воз-
духа. В обоих случаях в турбинах используется энергия всех
выпускных газов двигателя, т. е. из обоих трубопроводов.
В первом случае отдельные турбины работают независимо, па-
раллельно (по току газов), во втором-последовательно, т. е. все
газы первой турбины поступают во вторую.
Возможен также вариант, при котором используются в тур-
бине газы только высокого давления, т. е. первичного выпуска.
При этом из второго трубопровода газы направляются непос-
редственно в атмосферу, что обеспечивает хорошие условия
продувки цилиндра. Одним из преимуществ раздельного
выпуска является уменьшение потерь от дросселирования газов
при выпуске, что способствует увеличению эффективности ис- 4
пользования энергии выпускных газов. Две первые схемы целе-
сообразно применять как в четырехтактных, так и в двух-
тактных двигателях. Третья схема более перспективна для
двухтактных двигателей с невысоким давлением наддува.
При импульсной системе наддува особенно в двухтактных
двигателях параметры газов в выпускном трубопроводе изме-
няются в широких пределах в течение цикла работы двигателя.
В общем случае при выпуске формируется волна газа, имеюще-
го переменные параметры, которая распространяется в выпуск-
ном трубопроводе сложной конфигурации, отражается от его
стенок и концов, причем происходит наложение прямых и от-
раженных волн. На волны выпуска из одного цилиндра на-
кладываются волны выпуска из других цилиндров. Волновые
явления в выпускной системе могут оказывать значительное
влияние на наполнение цилиндра. Настраивая выпускную си-
стему таким образом, чтобы у выпускных органов следующего
19
по порядку работы цилиндра создавалось пониженное давле-
ние газов, можно улучшить очистку цилиндра от выпускных
газов.
' Изменение параметров газов в выпускной системе в общем
виде описывается дифференциальными уравнениями движения,
неразрывности, энергии и состояния. При этом считают, что
поток газа при резком изменении площади поперечного сече-
ния трубопровода, в разветвлениях, у концов трубопровода
и т.д. претерпевает разрывы. Это позволяет использовать для
описания граничных и начальных условий метод распада про-
извольного разрыва. Решение уравнений проводят методом ха-
рактеристик с использованием ЭВМ.
В случае, когда необходимо определить только параметры
газов перед турбиной или объем выпускной системы, можно
использовать квазистационарный метод баланса масс газов.
В этом методе параметры газов в отдельных объемах выпуск-
ной системы, на которые условно делится выпускная система,
считаются постоянными. Трением и теплообменом газа со
стенками трубопровода пренебрегают. Уравнение баланса масс
газа в этом случае
dGp - <p(MB)dGa - ф(МТ)^аТ, (1)
где Gp-масса газа в выпускной системе; Ga и Сат-массы газа,
вытекающего соответственно из цилиндра и через турбину при
скоростях газа, равных скорости звука в соответствующих ор-
ганах, т.е. dGa = Рв/в«Р^; dGaT = Ит/тдтРтЛ; Л/в И Мд-числа
Маха, Цв/в и цт/т-эФФеггивные проходные сечения, а и
ат-скорости звука, р и рт- плотности газа соответственно
в выпускных органах и турбине.
Коэффициенты, учитывающие изменение расхода газа при
различных условиях истечения, в критериальной форме можно
записать в следующем виде:
при надкритическом перепаде давлений
[2/(k+ 1>/Е2(fc-14; (2)
Г
при подкритическом отношении давлений
Ф(М) = |/[2k/(k - 1)] [(р/Р1 )2'* - (р/Р1)(к+1)Л], (3)
где р и Pi -давления до и после соответствующих органов.
Используя уравнение состояния, после преобразований для
конечного промежутка времени можно записать
ЛрР к\/Тр/Т,(пн/п) Г
Рр f Дн
х Нт/т
- <р(Мт)—-—
11в/» / Р \(k+1)/<2k)
Р-)
Jp \ppj
(4)
где лн и /н-соответственно частота вращения коленчатого вала
и длина участка выпускного трубопровода, проходимого вол-
ной возмущения за время Дгн на номинальном режиме, /н =
= ав Д tH; I' - приведенная длина выпускной системы, Г = Vp /fp;
20
I
•
. В преобразователе им-
пульсов кинетическая
энергия газов преобра-
зуется в давление таким
образом, что давление
перед турбиной становит-
ся больше среднего давле-
ния импульсов в выпуск-
ном трубопроводе.
Vp и соответственно объем и площадь сечения выпускного
трубопровода.
Изменение параметров газа в цилиндре двигателя и эффек-
тивные проходные сечения выпускных органов и турбины
в данном случае считаются известными.
При расчете весь период выпуска условно делят на неболь-
шие промежутки продолжительностью 2-5° угла поворота ко-
ленчатого вала, в течение которых параметры газа считают по-
стоянными. Зная параметры газа в начале выбранного проме-
жутка времени, по уравнению (4) определяют значение пара-
метров в конце промежутка. Затем определяют температуру
газа в выпускной системе в зависимости от параметров газа
в цилиндре по уравнению
TP=T(pp/pf-^k (5)
и определяют параметры газа в конце следующего промежутка
времени и т.д.
Площадь поперечного сечения выпускного трубопровода
при объединении в одном трубопроводе двух-трех неперекры-
вающихся по фазе выпусков при импульсном наддуве в выпол-
ненных конструкциях четырехтактных дизелей с наддувом
(рк — 0,24-0,25 МПа) равна 1,0-1,3 максимальной площади про-
ходного сечения выпускных клапанов. При этом площадь
соплового аппарата турбины на один трубопровод составляет
0,4-0,5 максимальной площади проходного сечения выпускных
клапанов.
Выпускные трубопроводы двухтактных дизелей для улучше-
ния качества газообмена изготовляют значительно большего
сечения: для малооборотных двигателей (и — 1254-250 об/мин)
диаметр трубопровода составляет около (1,0-1,2) D, а для высо-
кооборотных (1,5-1,6) В. Средние скорости газов в выпускном
трубопроводе для малооборотных дизелей равны 30-40 м/с,
для среднеоборотных и высокооборотных дизелей 40-80 м/с,
для комбинированных двигателей 70-100 м/с. Для повышения
точности расчета рассматривают всю газовоздушную систему
в целом, включая цилиндры двигателя и турбокомпрессор.
При импульсной системе наддува параметры газа перед
турбиной изменяются в широких пределах в течение цикла ра-
боты двигателя, значительно отличаясь от средних, поэтому
КПД турбины при импульсной системе наддува ниже, чем при
системе с постоянным давлением. Кроме того, под действием
колебаний давления возникают вынужденные колебания лопа-
ток турбины, в результате чего может произойти их разруше-
ние, что особенно важно учитывать в высокофорсированных по'
рабочему процессу двигателях.
В большинстве двухтактных малооборотных дизелях с р€ >
> 0,9 МПа более рациональной оказывается система наддува
с постоянным давлением, как более простая и обеспечивающая
заметное повышение давления продувки и удельного расхода
воздуха, чем импульсная.
Выпускные трубопроводы систем с постоянным давлением
выполняют в виде коллектора значительного объема-общего
для всех цилиндров двигателя, в котором устанавливается при-
мерно постоянное давление газа. Размеры выпускных трубо-
21
проводов таких систем колеблются в более широких пределах.
Ориентировочно диаметр выпускного трубопровода в этом
случае равен (0,4-0,6) D.
Трубопровод, показанный на рис. 13, представляет собой
ряд цилиндрических обечаек 1, соединенных сильфонными ком-
пенсаторами 2. Патрубок 4 каждой обечайки крепится фланцем
к крышкам цилиндров. Изоляция трубопровода состоит из вну-
треннего слоя асбестового полотна, покрытого металлической
сеткой, поверх которой наложен слой изоляции 3 из волокни-
стого асбеста и связующего состава.
Необходимость улучшения условий газообмена в двух-
тактных двигателях в случае применения простой системы тур-
бонаддува при постоянном давлении привела к созданию так
называемого преобразователя импульсов (рис. 14). В этом пре-
образователе выпускные газы по патрубкам 1 подводятся в со-
пла 2, причем в один трубопровод объединяются выпуски из
цилиндров, фазы которых не накладываются одна на другую.
В определенный момент времени импульс давления в одном
трубопроводе достигает максимума. В этот же момент дости-
гает максимума и скорость газа в одном из сопел, что приво-
дит к разрежению в другом трубопроводе и облегчает продув-
ку цилиндров, присоединенных к нему. Процесс истечения из
Рис. 13. Выпускной трубо-
провод одного из блоков V-
образного восьмицилин-
дрового четырехтактного
двигателя 8ЧН 26/26 с си-
стемой наддува постоянно-
го давления
Для уменьшения отвода
теплоты от дизеля в систе-
му охлаждения и повыше-
ния эффективности си-
стемы турбонаддува мож-
но применять неохла-
ждаемые выпускные тру-
бопроводы. Однако в этом
случае предъявляются по-
вышенные требования
к обеспечению их надеж-
ности и пожарной безопас-
ности.
сопел повторяется с большой частотой, поэтому в камере
3 образуется равномерный поток, кинетическая энергия которо-
го в диффузоре 4 преобразуется в давление. Из трубопровода
5 газы поступают в турбину при почти постоянном давлении.
Удачная конструктивная схема преобразователя импульсов,
состоящего из специальных сопел 2 на концах выпускных па-
трубков 7, объединяемых общим диффузором 3, показана на
рис. 15. В этом преобразователе амплитуды пульсаций давле-
ния в патрубках значительны, так как объемы патрубков сос-
тавляют не более 0,3-0,4 объема цилиндра и сопла устано-
влены непосредственно вблизи цилиндров. Однако вследствие
большой частоты импульсов в многоцилиндровом двигателе 1 2 3 4 5
давление после диффузора приближается к постоянному. Выте- п г п г п / г / \ \ п f/£
кая из сопел с большой скоростью в трубопровод небольшого \ \ Г\—i
сечения, поток газов облегчает благодаря эжекции продувку -X -^=г-—---
цилиндров. х -—
Для уменьшения потерь теплоты выпускные трубопроводы ^
двигателей с турбонадцувом изолируют или снабжают двойны- рнС> 14. Схема преобразо-
ми рубашками, причем в наружной рубашке циркулирует вода, вателя импульсов
22
Рис. 15. Схема преобразо-
вателя импульсов
в
Рис. 16. Соединение флан-
цев:'
1 -хомут; 2-прокладка;
3 -фланцы трубопровода
Рис. 17. Сильфонный ком-
пенсатор:
1 - экранирующая газовая
труба; 2-сильфон; 3-кожух;
4 и 6-фланцы; 5-накладка;
7-спирально навитая про-
кладка
а внутренняя рубашка, окружающая трубопровод, образует
воздушную изоляционную прослойку, уменьшающую охлажде-
ние газов. Фланцы трубопровода в этом случае соединяют
с помощью хомутов и уплотняют сталеасбестовыми спирально
навитыми прокладками (рис. 16).
—- Ввиду высокого нагрева выпускных трубопроводов при ра-
боте двигателя их снабжают для компенсации температурных
деформаций устройствами сильфонного, сальникового или
поршневого типа. Сильфонные многослойные и однослойные
компенсаторы (рис. 17) наиболее полно отвечают требованиям
газоплотности и обеспечения длительной необслуживаемой экс-
плуатации. Однако их надежность ниже, чем надежность трубо-
проводов, поэтому их выполняют не вваренными в трубопро-
вод, а съемными, легко заменяемыми. Во избежание механиче-
ских повреждений при монтаже и обслуживании двигателя
многослойный компенсатор имеет защитный кожух для предо-
хранения сильфона, а также ограничитель деформаций при
сжатии, расширении и радиальном смещении фланцев. Для
снижения рабочей температуры сильфона его выполняют без
наружной теплоизоляции. Для устранения концентрации напря-
жений в сильфоне фланцы, к которым приваривают сильфон,
выполняют фигурными по форме сильфона без резких перехо-
дов.
Многослойный сильфон, обеспечивая герметичность, не мо-
жет воспринимать внешних усилий. Поэтому устанавливают
экранирующую газовую трубу, которую в случае установки
сильфона между патрубками выпускного трубопровода,
каждый из которых закреплен наподвижно на крышке (головке)
цилиндра или на турбокомпрессоре, выполняют плавающего
типа. В случае консольного выполнения участков за сильфоном
экранирующую газовую трубу приваривают к одному из флащ
цев, который воспринимает вес. Разгрузку компенсаторов от
веса выпускной системы производят также с помощью внеш-
них тяг, которые воспринимают этот вес. У"
В дизелях большой мощности диаметр выпускного трубо-
провода для системы наддува с постоянным давлением газа
перед турбиной оказывается достаточно большим, что затруд-
няет изготовление и установку сильфонных компенсаторов.
В этом случае компенсаторы устанавливают между крышкой
цилиндра и трубопроводом, патрубки которого имеют сущест-
венно меныпий диаметр, чем трубопровод. Трубопровод боль-
шого диаметра не имеет компенсаторов и снабжен подвижной
23
подвеской, воспринимающей его вес и обеспечивающей свобод-
ное удлинение трубопровода при нагревании. Такая конструк-
ция обусловливает возможность смещения в результате те-
пловых удлинений входных отверстий трубопровода большого
диаметра относительно соответствующих крышек цилиндров
до 100 мм и более. Для того чтобы не возникали трещины
в местах сварки разнородных металлов, выпускные трубопро-
воды отливают за одно целое с внутренней теплоизоляцией.
Перспективными в некоторых случаях могут быть двухслойные
выпускные трубопроводы из листовой коррозионно-стойкой
стали. Они имеют значительно меньшую массу, чем литые из
чугуна, а также способствуют снижению уровня шума двигате-
ля.
§ 4. Глушители шума
Г*
Шум, возникающий при работе двигателя, в зависимости от
его источника делят на две группы-аэродинамический и меха-
нический. Аэродинамический шум возникает в результате осу-
ществления процессов газообмена и взаимодействия лопастей
вентиляторов с воздушной средой. Источниками механического
шума являются процесс сгорания и рабочие динамические про-
цессы в различных механизмах и системах: кривошипно-шатун-
ном, газораспределительном, смазочной системе, системе пита-
[ния и т.д. Такое деление источников шума обусловлено
различием поверхностей излучения. Аэродинамический шум
передается газовоздушной средой на входе и выходе впускной
и выпускной систем и в месте расположения вентилятора. Ме-
ханический шум передается наружными поверхностями дви-
гателя.
Измерение общего уровня шума и уровней в частотных по-
лосах производится в нескольких точках, расположенных на
расстоянии 1 м от излучающих поверхностей. Число точек из-
мерения уровней шума устанавливается в зависимости от типа
и габаритных размеров двигателя. Однако число точек измере-
ния должно быть не менее пяти: четыре точки измерения по
контуру двигателя в горизонтальной плоскости и одна точка
над двигателем. Измерение уровня аэродинамического шума
производится на расстоянии 0,25 м от отверстий для впуска
воздуха и выпуска газов. Оценка уровня шума с точки зрения
соответствия действующим нормативам производится по мак-
симальному уровню из всех точек измерений.
Уровень аэродинамического шума выше уровня механиче-
ского шума (уровень шума вентилятора выше уровня механи-
ческого шума двигателя с воздушным охлаждением). Так, на-
пример, для четырехтактного дизеля без наддува уровень шума
открытого всасывания на 5—10 дБ выше уровня механического
шума, для двухтактного двигателя с поршневым продувочным
насосом-на 8-12 дБ, для центробежных компрессоров на
15-25 дБ.
Основным способом снижения уровня шума при всасыва-
нии воздуха и выпуске газов является применение глушителей.
Общие требования к глушителям шума системы впуска стацио-
нарных, судовых и тепловозных дизелей регламентированы
I
•
Уровни шума опреде-
ляют в полосах со средне-
геометрическими частота-
ми 63, 125, 250, 500, 1000,
2000, 4000 и 8000 Гц.
Рис. 18. Глушитель шума
системы впуска с клиновы-
ми элементами
24
1
Рис. 19. Схема глушителя
шума системы впуска ди-
зеля М50Ф-1:
1 -звукопоглощающий мате-
риал; 2-корпус глушителя
I
•
Сопловой глушитель
состоит из нескольких со-
пел, в которых поток воз-
духа разгоняется до скоро-
стей, равных скорости зву-
ка.
I
•
Расчет уровня шума по-
зволяет на стадии проек-
тирования наметить меро-
приятия по снижению его
уровня.
Рис. 20. Схема резонанс-
ного глушителя системы
впуска
ГОСТ 12647-67*. Этим ГОСТом рекомендованы типы глуши-
телей шума для различных систем впуска двигателей. Для си-
стем с турбокомпрессором или приводным центробежным на-
гнетателем рекомендуется щелевой активный глушитель
(рис. 18). Применяют также активный глушитель грибкового
типа (рис. 19). Для систем с поршневым продувочным насосом
или приводным объемным нагнетателем используют резо-
нансные (рис. 20)', активно-резонансные, сопловые глушители;
для систем с комбинированной системой наддува-активно-ре-
зонансные или сочетание расширительной камеры с щелевым
активным глушителем; для систем без наддува - расшири-
тельные камеры.
Глушители должны обеспечивать снижение аэродинамиче-
ского шума всасывания до уровня, на 2-3 дБ меньшего общего
уровня механического шума. Сопротивление глушителей на
номинальном режиме работы двигателя должно быть не более
3 кПа при нормальных атмосферных условиях. В автомо-
бильных и тракторных двигателях применяют глушители типа
расширительной камеры, которые конструктивно объединяют
с воздушными фильтрами.
При проектировании двигателей и расчете глушителей шу-
ма требуется определить уровень шума. Наиболее универсаль-
ной формулой для расчета общего уровня механического шума
является следующая:
L — 10 lg п + 5,5 lg +55,
где L-общий уровень механического шума по шкале А, дБ;
n-частота вращения, об/мин; Ne~эффективная мощность, л.с.
Для дизелей, используемых на тракторах, дорожно-строи-
тельных машинах, комбайнах, экскаваторах и погрузчиках, при-
меняют следующее выражение:
L = 10 (31g п + 0,551g pt - 1,51g ту) + 30,5, (6)
где рг“среднее индикаторное давление, МПа; ту-удельная
литровая масса двигателя, кг/л.
В формуле (6) дополнительно учитываются масса двигателя
и площадь шумоизлучающей поверхности (для однотипных
двигателей площадь этой поверхности пропорциональна рабо-
чему объему). Эта формула получена с использованием теории
подобия по результатам экспериментальных замеров уровней
шума нескольких двигателей и дает результаты, более близкие
к экспериментальным данным для двигателей указанных выше
типов.
Уровень шума (в дБ) открытого всасывания
для дизеля без наддува
1^=10^41 + 70,
где ст-средняя скорость поршня, м/с; i-число цилиндров;
для двухтактного дизеля с поршневым продувочным на-
сосом
L^c = 101g in + 110,
где сп~средняя скорость поршня продувочного насоса, м/с;
in-число полостей продувочного насоса;
25
для дизелей с центробежным компрессором с безлопа-
точным диффузором
LBC = 501g и + 3,
где «-окружная скорость конца лопатки колеса компрессора,
м/с;
для дизелей с центробежным компрессором с лопаточным
диффузором
Lbc - 501g и + 101g гд + 3,
где 2Д-число лопаток диффузора.
Камерный глушитель состоит из расширительных камер,
соединенных между собой трубопроводом. Глушитель пропу-
скает звуковые колебания ниже некоторой граничной частоты
/Гр и поглощает колебания, частота которых выше граничной.
Объем расширительной камеры (при условии, что поперечный
размер камеры меньше половины длины волны каждого заглу-
шаемого звука) определяется по формуле
\ yK = c2FTp/(4fr2p/1n2),
где FK-объем расширительной камеры, м3; Гтр-площадь по-
перечного сечения трубопровода, м2; с-скорость звука, м/с;
/ -расстояние ближайшего впускного или выпускного кла-
пана (или окна) до расширительной камеры. и
Граничную частоту для глушения шума системы выпуска
принимают равной 100-125 Гц, для глушения шума системы
впуска 25 Гц (по ГОСТ 12647-67*) или определяют по фор-
муле ;
/гр = Tttz/60,
где т-коэффициент тактности, для двигателя без наддува т —
= 0,5, для двигателя с поршневым продувочным насосом
и центробежным компрессором т = 1; и-частота вращения ко-
ленчатого вала двигателя без наддува, или число ходов поршня
продувочного насоса, или частота вращения центробежного
компрессора; i-число цилиндров двигателя без наддува, или
число полостей продувочного поршневого насоса, или число
лопаток колеса центробежного компрессора.
Диаметр входа и выхода глушителя выбирают таким обра-
зом, чтобы средняя скорость потока газа находилась в пре-
делах 60-85 м/с.
Снижение уровня шума камерой определяют по формуле
хч AL = 101g {1 + [m - (1 /т)]2 sin2 kl},
где т- отношение площади сечения камеры к площади сечения
трубопровода; к = 2л/с-волновое число; /-длина расшири-
тельной камеры, м.
Эффективность глушения шума однокамерным резо-
нансным глушителем (см. рис. 20)
AL = 101g {1 + COV [2FTp (f/fp -fp/f)]~2 },
26
I
Глушители небольшой
длины и сравнительно
больших диаметров обес-
печивают хорошее сниже-
ние уровня шума в узком
диапазоне частот, а глу-
шители большой длины
и малых диаметров-в бо-
лее широком диапазоне,
но на меньшую величину.
Наиболее распространены
глушители, у которых от-
ношение длины к диаме-
тру находится в пределах
4-8.
I
Для обеспечения широ-
кой полосы снижения
уровня шума рекомен-
дуется выполнять перфо-
рации различных разме-
ров и форм.
I
Активные глушители
наиболее эффективно сни-
жают уровень высокоча-
стотного шума; ослабле-
ние уровня низкочастот-
ного шума сравнительно
невелико.
где С о = 0,25 тс [/с + я J/(4<p)] ’1 -проводимость отверстий, м;
d-диаметр отверстий, м; j-число отверстий; 1С-длина отвер-
стия, равная толщине стенки трубопровода, м; ср =
— (р (Q-функция Фока; V-объем резонансной камеры, м3;
FTp-B м2; /р-резонансная частота глушителя, /р =
= [с/(2л)]|/с^У.
Функция Фока (рис. 21) является поправкой на взаимное
расположение отверстий. Аргумент £ функции Фока
^ = d/h,
где h- расстояние между центрами соседних отверстий, м.
Эффективность глушения шума резонансным многока-
мерным глушителем
AL = 8,69N arch {cos (lkf/f?) +
+ yfc^v [2FTp (/% +/p//)]-1 sin (Hc/Z/p)},
где У-число камер; к—1, 2, 3, ...-порядок гармонических со-
ставляющих колебаний; /-расстояние между соединительными
отверстиями соседних камер, м.
Снижение уровня шума активным глушителем с парал-
лельным включением активного сопротивления можно оценить
по формуле Паркинсона
AL = 5,12|/p/FTp/lg(l-a),
где Р-периметр поперечного сечения глушителя, м; /-длина
глушителя, м; а-коэффициент звукопоглощения.
Значения коэффициента звукопоглощения различных мате-
риалов даны в специальной литературе. В табл. 1 приведены
1. ЗНАЧЕНИЯ КОЭФФИЦИЕНТА ЗВУКОПОГЛОЩЕНИЯ
Тол- Частота звука, Гц
щииа ,
мате- --------------------------------------------------------------------------------------------------------
риала, 200 600 1000 1400 1800 2200 2600 3000 3400 3800 4200 4600 5000
мм
Алюминиевый войлок (плотность 0,12 г/см3)
5 0,10 0,20 0,30 0,43 0,53 0,62 0,70 0,820 0,900 0,953 0,960 0,964 0,968
10 0,15 0,25 0,35 0,45 0,55 0,66 0,78 0,880 0,930 0,945 0,953 0,956 0,962
20 0,21 0,30 0,40 0,50 0,60 0,80 0,88 0,950 0,940 0,952 0,961 0,965 0,909
30 0,25 0,35 0,45 0,55 0,75 0,83 0,90 0,930 0,950 0,961 0,970 0,975 0,980
40 0,30 0,40 0,50 0,60 0,79 0,88 0,92 0,940 0,955 0,968 0,977 0,983 0,987
50 0,35 0,45 0,55 0,67 0,81 0,89 0,93 0,950 0,963 0,975 0,985 0,991 0,991
60 0,40 0,50 0,60 0,69 0,83 0,90 0,94 0,938 0,970 0,982 0,992 0,992 0,992
70 0,45 0,55 0,63 0,70 0,85 0,91 0,94 0,963 0,978 0,988 0,992 0,993 0,993
Асбопухшнур (плотность 0,2 г/см3)
5 0,08 0,18 0,30 0,45 0,580 0,700 0,880 0,935 0,950 0,958 0,950 0,941 0,931
10 0,10 0,28 0,41 0,55 0,650 0,750 0,870 0,930 0,948 0,954 0,948 0,944 0,930
20 0,20 0,43 0,52 0,63 0,720 0,800 0,870 0,915 0,935 0,947 0,942 0,935 0,925
30 0,24 0,45 0,58 0,67 0,750 0,815 0,870 0,905 0,931 0,938 0,937 0,930 0,918
40 0,26 0,50 0,62 0,70 0,780 0,820 0,868 0,896 0,921 0,932 0,931 0,921 0,910
50 0,30 0,54 0,66 0,73 0,800 0,835 0,966 0,889 0,912 0,921 0,921 0,910 0,899
60 0,31 0,61 0,70 0,75 0,808 0,836 0,865 0,881 0,900 0,910 0,909 0,900 0,890
70 0,35 0,63 0,74 0,80 0,820 0,855 0,872 0,885 0,892 0,894 0,890 0,890 0,870
27
значения коэффициента а для двух наиболее распространенных
материалов.
Расчет элементов конструкции клинового активного глуши-
теля (см. рис. 18) можно выполнить по формуле
AL = 12,7 lg/+ 1g тгл + 0,8ф (а)//а,
где тгл-удельная масса глушителя (отнесенная к площади по-
верхности его стенки), кг/м2; /-высота клина, м; а-расстояние
между секциями клиньев, м; <р (а)-функция коэффициента зву-
копоглощения.
Ниже приведены значения <р(а).
а......................... 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1
Ф(а)...................... 0,1 0,2 0,35 0,5 0,65 0,9 1,2 1,6 2,0 4,0
I
•
Коэффициент звукопо-
глощения а представляет
собой отношение погло-
щенной материалом зву-
ковой энергии к звуковой
энергии, передаваемой га-
зами к поверхности мате-
риала.
Эффективность клинового активного глушителя возрастает
с увеличением диаметра клина. Высота клина должна быть
равна половине длины волны, на частоте которой требуется на-
ибольшее снижение уровня шума, т. е. I = с/ (4f). Ширина b ос-
нования клина принимается из конструктивных соображений
равной (0,14-0,28)/.
При выборе типа глушителя учитывают в основном воз-
можности его компоновки на силовой установке, требуемую
акустическую эффективность, необходимость в техническом
обслуживании и допустимое значение гидравлического сопро-
тивления. Для любого двигателя может быть рассчитан и изго-
товлен глушитель камерного типа, имеющий необходимую
акустическую эффективность и минимальное сопротивление.
Однако глушитель такой конструкции может иметь большие
размеры, что практически исключает возможность его исполь-
зования на силовой установке.
Комбинированные глушители имеют приемлемые габа-
ритные размеры и гидравлическое сопротивление. Наиболее
эффективным и имеющим минимальные размеры является кли-
новой активный глушитель, но он имеет также большое гидра-
влическое сопротивление и сложен в изготовлении. Активно-
реактивные глушители со звукопоглощающими материалами
для глушения шума системы выпуска применяют редко, так
как в них происходит засмоление материала и снижается акус-
тическая эффективность. Такие глушители требуют периодиче-
ской очистки звукопоглощающих элементов. Поэтому в каче-
Рис. 22. Камерно-резонан-
сный глушитель шума сис-
темы выпуска:
1 - корпус; 2 - звукопогло-
щающий материал; 3 - расши-
рительная камера
28
стве глушителей шума системы выпуска используют камерно-
резонансные (рис. 22) или камерные с перфорированными
активными элементами глушители.
I
«
Каталитические нейтра-
лизаторы устанавливают
на автомобили в тех слу-
чаях, когда путем усовер-
шенствования процессов
смесеобразования и сгора-
ния невозможно снизить
выбросы вредных веществ
с отработавшими газами
до установленных в кон-
кретных условиях эксплуа-
тации норм.
I
в
Окисные катализаторы
обеспечивают приемле-
мую степень превращения
продуктов неполного сго-
рания топлива при темпе-
ратуре на 90-150°С выше,
чем катализаторы из бла-
городных металлов.
200 300 f*C
Рис. 23. Зависимость сте-
пени превращения окиси
углерода от температуры
для различных катализа-
торов:
1 - окисных; 2 - из благо-
родных металлов
I
в
В ’каталитическом ней-
трализаторе могут уси-
ливаться нежелательные
реакции с образованием
аммиака и серного ан-
гидрида.
§ 5. Нейтрализаторы токсических
компонентов отработавших газов
В нейтрализаторе основные токсические компоненты отра-
ботавших газов двигателя-окись углерода СО, углеводороды
СН и окись азота NO-образуют нетоксические газы в резуль-
тате химических реакций с кислородом, между собой или
с другими газами, добавляемыми в отработавшие газы. На ав-
томобилях находят применение главным образом каталитиче-
ские нейтрализаторы отработавших газов. В присутствии
твердых катализаторов реакции нейтрализации токсических
компонентов протекают эффективно при относительно низких
температурах. Поэтому каталитические нейтрализаторы имеют
низкую температуру начала эффективной работы (температуру
зажигания) 250-270°С и обладают следующими свойствами, не-
обходимыми в условиях эксплуатации силовых установок авто-
мобилей: быстро вступают в действие после пуска холодного
двигателя; имеют небольшие размеры и массу, так как реакции
нейтрализации эффективно протекают при высокой скорости
газов у поверхности катализатора; эффективно действуют во
всем диапазоне режимов работы автомобильных двигателей;
не вызывают снижение мощности двигателя и повышение рас-
хода топлива; имеют достаточный срок службы.
В качестве катализаторов применяют преимущественно бла-
городные металлы-платину, палладий, платинопалладиевые
сплавы. Лучшими свойствами обладают катализаторы из пла-
тины и палладия с добавками родия, рутения, иридия. Ограни-
ченное применение находят также окисные катализаторы, пред-
ставляющие собой соединения металлов переходной группы,
например, окислы кобальта СО3О4, марганца МпО2, никеля
NiO, меди СиО, хрома Сг2О3 и др. По основным показателям
эффективности (активности и селективности) окисные катализа-
торы уступают катализаторам из благородных металлов. Их
стойкость при высоких температурах ниже, они не обеспечи-
вают достаточно устойчивого протекания реакций при повы-
шенной скорости реагирующих газов.
Активность катализатора характеризуется степенью превра-
щения исходных веществ в реакции при определенной темпера-
туре:
П = АС/С0 = (Со - О/С0 = 1 - С/Со,
где Со и С-начальная и конечная концентрации исходных ве-
ществ (например, окиси углерода, углеводородов в реакциях
нейтрализации отработавших газов).
Для сравнения и оценки активности катализаторов строят
экспериментальные зависимости степени превращения веществ
(в данном случае газовых токсических компонентов) от темпе-
ратуры в зоне реакции (рис. 23) при одинаковых условиях,
в общем случае-при бесконечно большом времени реакции.
29
Используя эти зависимости, сравнение активности различных
катализаторов проводят по температуре, при которой степень
превращения достигает заданной величины, или, наоборот,
сравнивают значения степени превращения при заданной, ха-
рактерной для изучаемого процесса температуре.
Понятие степень превращения (или степень очистки, степень
нейтрализации) применяют также для оценки эффективности
каталитического нейтрализатора, хотя степень превращения
токсических веществ зависит не только от свойств катализато-
ра, но и от условий протекания физико-химических процессов.
В частности, она зависит от времени пребывания газов у по-
верхности катализатора (рис. 24), которое характеризуется
объемной скоростью г, равной отношению часового объемного
расхода газа, приведенного к нормальным условиям, к насып-
ному объему катализатора. Время пребывания (в с)-величина,
обратная объемной скорости, т.е. т = 36ОО/г. Максимальное
значение объемной скорости не превышает 105 ч-1.
Селективностью катализатора применительно к процессам
нейтрализации отработавших газов называют его способность
ускорять только те реакции, конечные продукты которых не-
токсичны. Платина и палладий обладают достаточно высокой
селективностью. Установлено, что селективность родия, руте-
ния, осмия и иридия в реакциях нейтрализации основных ток-
сических веществ выше, чем платины и палладия. Добавка этих
катализаторов позволяет уменьшить образование аммиака
и серного ангидрида в побочных реакциях, а родий и рутений
повышают также эффективность восстановления окиси азота.
Рис. 24. Зависимость тем-
пературы 90%-ной степени
превращения окиси углеро-
да СО от объемной скоро-
сти газа для различных
катализаторов:
1 “ окисного; 2 - платинового
f
Время пребывания рав-
но времени, за которое че-
рез нейтрализатор прохо-
дит объем газа, равный
объему нейтрализатора.
Сокращение времени
пребывания (или повыше-
ние объемной скорости)
позволяет уменьшить раз-
меры и массу нейтрализа-
тора.
Конструкция каталитических нейтрализаторов
Реакции окисления или восстановления токсических веществ
происходят в поверхностном слое катализатора, и их скорость
определяется обычно процессами массопереноса реагирующих
веществ к поверхности катализатора. В связи с этим оказывает-
ся целесообразным применение катализаторов, нанесенных
тонким слоем на внешнюю поверхность химически инертного
материала, называемого носителем.
По виду геометрических форм носителя различают катали-
тические нейтрализаторы с гранулированным носителем
и блочным или монолитным носителем. Гранулированный но-
ситель выполняют чаще в форме шариков диаметром 2-5 мм,
а также в форме цилиндрических тел, колец и т. п. Чем меньше
размеры гранул, тем выше степень превращения. Однако сле-
дует учитывать, что с уменьшением размеров гранул возра-
стает гидравлическое сопротивление нейтрализатора.
Гранулы изготавливают обычно из окиси алюминия А12О3,
алюмосиликатов или из окислов кальция, циркония, бериллия.
Насыпная масса гранулированного носителя составляет
0,4-0,8 г/см3; удельная площадь «активной» поверхности, вы-
численная по поверхности пор, 50-100 м2/г.
Гранулы с нанесенным на их поверхности катализатором
помещают в пространство между двумя перфорированными
I
•
В нейтрализаторах
с гранулированным носи-
телем скорость газа, вы-
численная для общей
фронтальной площади ре-
актора, не превышает
1 м/с.
30
Скорость газа в каналах
нейтрализатора с блоч-
ным носителем составля-
ет не более 10 м/с.
I
•
Срок службы катализа-
торов из благородных ме-
таллов в нейтрализаторе
легкового автомобиля со-
ставляет 2000 ч, или
80 тыс. км пробега.
Рис. 25. Схема каталити-
ческого нейтрализатора ав-
томобильного типа:
1 - входной патрубок; 2-кор-
пус ; 3 - реактор; 4 - выходной
патрубок
решетками из листовой жаропрочной стали с приваренной
к ним металлической сеткой. Этот узел каталитического ней-
трализатора называют реактором. Реактор устанавливают
в корпусе из жаропрочной стали, который имеет входной и вы-
ходной патрубки (рис. 25).
В блочном или монолитном носителе отработавшие газы
проходят по поперечным каналам, образованным тонкими
стенками единого, монолитного тела-блока. В поперечном се-
чении каналы имеют треугольную, прямоугольную или кру-
глую форму. Гидравлический диаметр каналов равен 1-2 мм.
Чем меньше размеры поперечного сечения и тоньше стенки ка-
налов, тем больше число каналов, приходящихся на единицу
площади блока (плотность расположения ячеек), и тем больше
площадь активной поверхности катализатора, меньше размеры
и масса реактора и нейтрализатора при заданном расходе от-
работавших газов.
Плотность расположения ячеек нейтрализаторов составляет
30-60 1/см2, а в некоторых конструкциях она повышена до
95 1/см2. Отношение суммарной площади поперечного сечения
каналов к общей площади блока равно 0,65-0,7. Необходимо
учитывать, что по мере уменьшения размеров поперечного се-
чения канала повышается их гидравлическое сопротивление.
Блочные носители изготовляют из окиси алюминия, кордие-
рита, муллита и т. п. Площадь активной поверхности материа-
ла носителя, как правило, недостаточна (до 0,5 м2/г), поэтому
эффективность нейтрализатора оказывается невысокой, если
слои катализатора наносят непосредственно на материал носи-
теля. Чтобы повысить площадь активной поверхности катали-
затора до необходимой величины (8-10 м2/г), поверхность но-
сителя покрывают тонким слоем окиси алюминия.
Масса блочного носителя обычно меньше, чем гранулиро-
ванного, поэтому нейтрализатор с блочным носителем быстрее
нагревается и быстрее вступает в действие после пуска двигате-
ля. Нейтрализаторам с блочными и гранулированными носите-
лями присущи свои преимущества и недостатки. Нейтрализа-
торы с блочными носителями применяют на автомобилях
с двигателями небольшой мощности, отработавшие газы ко-
торых имеют высокую температуру, а с гранулированными но-
сителями используют для двигателей большой мощности
с умеренной температурой газов.
Эффективность действия каталитического нейтрализатора
в значительной степени зависит от равномерности распределе-
ния расхода газа в поперечном сечении реактора. Чтобы обес-
печить приемлемую равномерность потока, скорость газов во
входном и выходном патрубках нейтрализатора выбирают от-
носительно невысокой. Гидравлическое сопротивление реакто-
ра должно составлять не менее 30-40% общего сопротивления
нейтрализатора.
31
Применение каталитических нейтрализаторов
В зависимости от состава отработавших газов, который
определяется составом горючей смеси, т. е. коэффициентом из-
бытка воздуха а, в нейтрализаторе протекают преимуществен-
но окислительные или восстановительные реакции. В узком
диапазоне состава горючей смеси, близкого к стехиометриче-
скому (при 0,95 < а < 0,98), с высокой скоростью протекают как
окислительные, так и восстановительные реакции, и происхо-
дит эффективная нейтрализация всех трех основных токсиче-
ских компонентов (рис. 26). Окись углерода и углеводороды
окисляются с образованием конечных продуктов сгорания
топлива-углекислого газа и воды, а окись азота восста-
навливается преимущественно в реакции с окисью углерода
2NO + 2СО -► N2 + 2СО2.
В автомобильных двигателях с принудительным воспламе-
нением и в дизелях широко применяют окислительные катали-
тические нейтрализаторы (дожигатели). Высокую степень пре-
вращения окиси углерода и углеводородов в каталитическом
нейтрализаторе можно получить при наличии избытка кисло-
рода в отработавших газах (см. рис. 26), т.е. при а > 1, поэтому
в случае применения окислительных нейтрализаторов на двига-
телях с принудительным воспламенением осуществляют по-
дачу дополнительного воздуха в выпускной трубопровод при
работе двигателя на богатой смеси (при а < 1). В отработавших
газах дизелей необходимое количество свободного кислорода
содержится при всех режимах и подача дополнительного воз-
духа не требуется.
Восстановление окиси азота происходит с достаточной эф-
фективностью при работе на слегка обогащенной смеси (см.
рис. 26), т. е. возможно лишь на двигателях с принудительным
воспламенением. В настоящее время на легковых автомобилях
с такими двигателями находят применение каталитические
нейтрализаторы тройного действия. Для эффективной нейтрали-
зации всех трех основных токсических компонентов состав го-
рючей смеси должен изменяться в узких пределах. Например,
если применяется платинородиевый катализатор, наиболее ак-
тивный в нейтрализаторе тройного действия, то коэффициент
избытка воздуха должен быть равен 0,96 + 0,03.
Современные системы смесеобразования с карбюратором
не способны поддерживать состав смеси в требуемых узких
пределах, поэтому на двигателях с каталитическим нейтрализа-
тором тройного действия чаще применяют систему смесеобра-
зования с впрыскиванием бензина. Возможно применение си-
стем с карбюратором, отрегулированным на всех режимах на
богатую смесь. Необходимый для действия катализатора трой-
ного действия состав отработавших газов обеспечивают по-
дачей дополнительного воздуха на входе в нейтрализатор.
И в том и в другом случае необходима электронная система
регулирования, включающая электронное анализирующее
устройство, кислородный датчик, уровень импульса которого
соответствует концентрации кислорода в отработавших газах,
и исполнительное устройство, которое в системе с впрыскива-
нием бензина воздействует на орган регулирования цикловой
80
Рис. 26. Зависимость сте-
пени превращения ц токси-
ческих компонентов отра-
ботавших газов от коэф-
фициента а:
/-окиси азота; 2-углеводо-
родов; 3-окиси углерода
I
•
В результате дожигания
продуктов неполного сго-
рания топлива при работе
двигателей с принуди-
тельным зажиганием на
богатой смеси температу-
ра газов может повышать-
ся до 900-1100°С. В таких
системах предусматри-
вают автоматическую си-
стему защиты нейтрализа-
тора от перегрева.
I
Фосфор, магний, каль-
ций и другие элементы со-
держатся в присадках
к маслу и топливу, повы-
шающих их качество.
32
подачи топлива, а в системе с дополнительной подачей возду-
ха-на клапан, регулирующий расход воздуха.
Активность катализатора существенно уменьшается со вре-
менем, если в отработавших газах содержится свинец (напри-
мер, при работе на этилированном бензине), фосфор и сера. За-
метное отрицательное действие оказывают также соединения
магния, бария, цинка, кальция.
§ 6. Особенности процессов
во впускной и выпускной системах
при работе двигателя
на неустановившихся режимах
I
•
Возможное относитель-
ное уменьшение подачи
топлива в сходственных
циклах переходного режи-
ма также способствует
снижению температуры
выпускных газов.
Рис. 27. Изменение отно-
шения располагаемых ра-
бот выпускных газов перед
турбиной при работе дизеля
6ЧН 15/18 по динамиче-
ской и статической внеш-
ним скоростным характе-
ристикам
Движение газа во впускном и выпускном трубопроводах на
установившихся режимах работы является нестационарным
вследствие цикличности рабочего процесса поршневого двига-
теля.
На неустановившихся режимах работы двигателя нестацио-
нарный характер движения газовых потоков обусловлен не
только цикличностью работы двигателя, но и изменением
в каждом последующем цикле (по порядку работы цилиндров)
параметров рабочего процесса, время-сечения органов газорас-
пределения и условий теплообмена. При этом характер неста-
ционарности движения газовых потоков зависит от вида пере-
ходного режима и особенностей конструкций впускной
и выпускной систем и может оказывать значительное влияние
на показатели работы двигателя, в особенности комбинирован-
ного с газовой связью.
Уменьшение общего коэффициента избытка воздуха в нача-
ле переходного режима комбинированного двигателя с газовой
связью, вызванное максимальным возрастанием цикловой по-
дачи топлива, увеличивает количество теплоты, приходящейся
на единицу массы рабочего тела, что способствует повышению
температуры выпускных газов перед турбиной. Однако ее зна-
чение в циклах переходного режима не достигает величин, со-
ответствующих сходственным циклам установившихся режи-
мов работы. Это связано с различиями в условиях смесеобра-
зования, сгорания и теплообмена. При наличии в камере
сгорания местных зон с а < 1 топливо полностью не сгорает
к моменту открытия выпускных органов, что наряду с более
интенсивным теплоотводом в стенки камеры сгорания и
выпускного трубопровода по сравнению . с теплообменом
в сходственных циклах установившихся режимов снижает тем-
пературу выпускных газов. Характер изменения импульсов да-
вления выпускных газов определяется теми же факторами, что
и характер изменения их температуры. Давление выпускных га-
зов перед турбиной в циклах переходных режимов меньше, чем
в сходственных циклах установившихся режимов при равных
давлениях газа за турбиной.
С увеличением воздушного заряда цилиндров и повыше-
нием температурного состояния двигателя разница в параме-
трах выпускных газов и их располагаемой работе перед турби-
ной в сходственных циклах уменьшается. На рис. 27 в качестве
33
примера показано соотношение (Хд) цикловых (за рабочий
цикл двигателя) располагаемых работ выпускных газов перед
входом в турбокомпрессор ТКР-14Н-2Б дизеля 6ЧН 15/18
в сходственных условиях работы по динамической (разгон)
и статической внешним скоростным характеристикам. Недоста-
точная располагаемая работа выпускных газов перед турбиной
является одной из основных причин более низкой производи-
тельности турбокомпрессора по сравнению с его производи-
тельностью при работе на сходственных установившихся режи-
мах.
Влияние впускной системы на работу двигателя в условиях
неустановившихся режимов проявляется в характере неравно-
мерности распределения воздушного заряда по цилиндрам. Не-
прерывное изменение для каждого из цилиндров, объеди-
ненных общим трубопроводом, время-сечения впускных орга-
нов и колебаний давления воздуха перед ними, зависящих от
производительности турбокомпрессора и процесса наполнения
предыдущего (по порядку работы) цилиндра, обусловливает
различие в количествах поступающего в них воздуха.
На рис. 28 показана неравномерность распределения свеже-
го заряда по цилиндрам двигателя 6ЧН 15/18 при его работе
по статической и динамической (в период разгона) внешним
скоростным характеристикам. При работе двигателя по дина-
I
•
Одним из возможных
путей повышения про-
изводительности турбо-
компрессора для обеспече-
ния требуемых параме-
тров наддувочного возду-
ха в циклах переходных
режимов может быть по-
вышение располагаемой
работы выпускных газов
перед турбиной.
I
•
При 'дополнительном
повышении располагае-
мой работы газов следует
учитывать ее затраты на
увеличение кинетической
энергии ротора турбоком-
прессора и потери в турби-
не.
Рис. 28. Неравномерность
распределения свежего за-
ряда 8G по цилиндрам при
работе дизеля 6ЧН15/18 по
скоростным характеристи-
кам (номер кривой соответ-
ствует номеру цилиндра):
а внешней; б-динамической
(разгон)
34
I
•
Неравномерность на-
полнения цилиндров наря-
ду с рассогласованием ци-
кловых подач топлива
и воздуха служит допол-
нительной причиной за-
медленного нарастания
эффективного крутящего
момента двигателя в усло-
виях переходных режимов.
мической характеристике наибольшая неравномерность напол-
нения цилиндров (~ 12%) наблюдается для третьего цилиндра,
тогда как на установившихся режимах наибольшая неравно-
мерность (~ 6%) соответствует первому цилиндру.
Проектирование впускных и выпускных систем комбиниро-
ванных двигателей с газовой связью, как уже указывалось, про-
изводится на основе экспериментальных исследований. При
этом необходимо учитывать равномерность наполнения цилин-
дров и на неустановившихся режимах работы. Например, улуч-
шение равномерности наполнения цилиндров двигателя 6ЧН
15/18 на переходном режиме разгона введением наддувочного
воздуха во впускной трубопровод в районе третьего цилиндра
(вместо торцового у серийного двигателя) увеличило эффек-
тивный крутящий момент в среднем на 7% и сократило время
переходного режима на 15%. При этом ухудшения равномерно-
сти наполнения цилиндров на установившихся режимах работы
не наблюдалось.
ГЛАВА
СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ
С ПРИНУДИТЕЛЬНЫМ
ЗАЖИГАНИЕМ, РАБОТАЮЩИХ
НА ЖИДКОМ ТОПЛИВЕ
§ 1. Общая схема системы питания
карбюраторных двигателей
Система питания предназначена для приготовления горючей
смеси определенного состава и подачи ее в цилиндры в необхо-
димом количестве в соответствии с режимом работы двигате-
ля. В систему питания входят приборы и устройства для хране-
ния определенного запаса топлива, подачи его в карбюратор
и контроля за его расходом, устройства для очистки топлива
и подачи воздуха, а также для дозирования топлива и' воздуха
при образовании смеси и подачи этой смеси в цилиндры
двигателя.
В зависимости от способа подачи топлива в карбюратор
различают две системы питания: принудительную и самоте-
ком. По характеру подачи воздуха в цилиндры карбюраторные
двигатели могут быть без наддува и с наддувом. На рис. 29
показана схема системы питания с принудительной подачей
топлива автомобильного карбюраторного двигателя. Карбю-
раторные двигатели другого назначения (стационарные, трак-
торные, мотоциклетные и т.п.) имеют систему питания с по-
дачей топлива самотеком. При такой системе питания бак
обычно располагают выше двигателя на 300-500 мм.
В комбинированных карбюраторных двигателях в систему
питания включается компрессор. Он может быть расположен
после карбюратора или до него. В первом случае в компрессо-
ре сжимается смесь воздуха с парами и каплями топлива, что
I
•
Выбор системы питания
определяется главным
образом назначением дви-
гателя. Размещение агре-
гатов и устройств зависит
от выбранной системы пи-
тания и компоновки уста-
новки, для которой пред-
назначен двигатель.
Рис. 29. Схема системы
питания с принудительной
подачей топлива автомо-
бильного карбюраторного
двигателя:
1 - заливная труба; 2 - залив-
ная горловина с пробкой;
3-воздушная трубка; 4-то-
пливный бак; 5 - щуп; 6 - запи-
рающий кран; 7 - фильтр;
8 - подкачивающий насос;
9 - воздушный фильтр;
10 -карбюратор
36
I
Топливная система кар-
бюраторного двигателя
должна быть полностью
герметичной; при наруше-
нии плотности возможно
возникновение пожара.
обеспечивает хорошее перемешивание их. Одновременно про-
исходит испарение капель топлива, вследствие чего снижается
температура смеси. Последнее позволяет при одной и той же
адиабатной работе компрессора увеличить степень повышения
давления в нем.
Недостатком этой схемы является возможность поврежде-
ния компрессора при обратных вспышках (в случае обеднения
смеси и при работе на малых нагрузках двигателей с большим
перекрытием клапанов). Поэтому во впускных патрубках уста-
навливают специальные сетки, препятствующие проникнове-
нию пламени во впускной трубопровод, что увеличивает сопро-
тивление на впуске. Недостатком расположения компрессора
после карбюратора является также то, что при работе на режи-
мах малых нагрузок недостаточно хорошо распыленное топли-
во фракционируется в компрессоре, т.е. неиспарившиеся тя-
желые фракции оседают на стенках диффузора и улитки, а
в цилиндр уносятся только пары легких фракций. При увеличе-
нии частоты вращения коленчатого вала и нагрузки двигателя
осевшие на стенках компрессора жидкие тяжелые фракции
топлива подхватываются воздухом. Это приводит к обогаще-
нию смеси и к нарушению нормальной работы двигателя.
Преимуществом установки компрессора до карбюратора
является более близкое расположение последнего к цилиндрам,
что обеспечивает хорошую приемистость двигателя. Нагретый
вследствие сжатия в компрессоре воздух улучшает испарение
топлива в карбюраторе. Компрессор менее подвержен вредно-
му влиянию обратных вспышек. Кроме того, уменьшаются
размеры диффузора карбюратора, так как плотность смеси уве-
личивается. Однако при такой схеме карбюратор и вся топлив-
ная система находятся под давлением.
§ 2. Приготовление смеси
в карбюраторном двигателе
Процесс приготовления смеси в карбюраторных двигателях
можно рассматривать состоящим из распыливания топлива,
его испарения и перемешивания с воздухом. Все процессы про-
текают одновременно. В карбюраторе невозможно добиться
полного испарения топлива. Этот процесс начинается в карбю-
раторе, продолжается во впускном трубопроводе и заканчи-
вается в цилиндре двигателя.
На процесс образования горючей смеси из топлива и возду-
ха, который называют карбюрацией, влияют следующие ос-
новные факторы.
1. Время, отводимое на приготовление горючей смеси. Чем
больше частота вращения вала двигателя, тем меньше времени
занимает процесс смесеобразования./Так, например, при часто-
те вращения коленчатого вала "ЙЙО об/мин время на смесе-
образование составляет около 0,01 с. В связи с этим возникают
трудности с обеспечением полного испарения топлива, хороше-
го перемешивания топлива с воздухом, равномерного распре-
деления паров топлива в воздухе и смеси по цилиндрам двига-
теля и т.д.
2. Температура окружающей среды и тепловое состояние
двигателя. В зависимости от температуры воздуха и двигателя
37
при прочих одинаковых условиях изменяется температура сме-
^си/Сростом температуры смеси улучшается испарение топ-
лива, а следовательно, и качество смеси, но уменьшается мас-
совое наполнение цилиндра. Последнее приводит к снижению
мощности двигателя.
3. Схема и конструкция карбюратора и впускной системы
двигателя, а также форма его камеры сгорания. Конструк-
тивные особенности этих элементов влияют не только на каче-
ство смесеобразования, но в значительной мере определяют
равномерность распределения смеси по цилиндрам и идентич-
ность ее состава в них на разных режимах работы двигателя.
4. Качество применяемого топлива. Например, повышенное
содержание в бензине легкоиспаряющихся фракций обусловли-
вает лучшую равномерность распределения бензина в воздухе
и более высокое содержание его паров в CMec|L__
Распиливание топлива может происходить только при на-
личии разности скоростей течения воздуха и топлива: с увели-
чением относительной скорости движения воздуха распилива-
ние улучшается. Опыты показывают, что распад струи топлива
начинается при скорости воздуха относительно струи топлива
около 4-6 м/с. При относительной скорости, равной 30 м/с,
обеспечивается почти полное распыливание струи.
Топливо, поступившее из распылителя карбюратора, дро-
бится на капли. Размер капель зависит от относительной скоро-
сти воздуха и топлива, а также от свойств последнего. Напри-
мер, топливо с высоким коэффициентом поверхностного
натяжения при прочих одинаковых параметрах дробится на бо-
лее крупные капли, которые более интенсивно оседают на стен-
ках смесительной камеры и трубопровода. Мелкость дробле-
ния топлива улучшается с повышением его температуры
(уменьшается коэффициент поверхностного натяжения) и отно-
сительной скорости движения топлива и воздуха.
С поверхности капель в первую очередь испаряются наибо-
лее легкокипящие составляющие топлива. При этом, чем выше
скорость воздуха, тем интенсивнее испарение. Несмотря на
сравнительно высокие скорости движения топлива, в диффузо-
ре и смесительной камере карбюратора испаряется лишь не-
большая часть топлива. Капли жидкого топлива во время дви-
жения частично оседают на стенках впускного трубопровода,
а частично во взвешенном состоянии движутся млеете с пото-
ком воздуха. Наиболее интенсивно капли топлива оседают на
стенках сразу же после выхода из диффузора. На некоторых ре-
жимах работы двигателя в этом месте оседает до 20-30% топ-
лива, вытекающего из распылителей. Оседание капель происхо-
дит и при дальнейшем движении их по трубопроводу. При
движении пленки и капель топлива по впускному трубопроводу
происходит испарение топлива.
Для обеспечения нормального протекания рабочего процес-
са двигателя необходимо, чтобы жидкая пленка не достигала
впускных клапанов. В противном случае резко увеличится неод-
нородность состава смеси в отдельных цилиндрах. Опыты по-
казывают, например, что в шестицилиндровом рядном двигате-
ле до 70% всей жидкой пленки бензина, движущейся по стенке
впускного трубопровода, может поступить в один цилиндр и,
таким образом, привести к чрезмерному переобогащению сме-
I
Скорость воздуха в диф-
фузорах карбюраторов со-
временных двигателей до-
стигает 150-200 м/с. Ско-
рость истечения топлива
из распылителя примерно
в 25 раз меньше скорости
воздуха у распылителя,
т. е. при максимальной ча-
стоте вращения вала дви-
гателя составляет около
6-9 м/с.
I
Подача топлива через
распылитель в виде топли-
вовоздушной эмульсии
также улучшает его дро-
бление на капли.
I
•
Топливо, осевшее на
стенку, образует пленку,
которая движется по на-
правлению к цилиндрам
со скоростью, примерно
в 50 раз меньшей, чем ско-
рость движения смеси.
38
I
9
По экспериментальным
данным, оптимальные
средние скорости движе-
ния горючей смеси по
впускному трубопроводу
находятся в пределах
15-20 м/с.
Рис. 30. Нагрузочные ха-
рактеристики в зависимо-
сти от площади проходного
сечения диффузора:
1-f =175 мм2; 2-/д =
= 3^0 мм2 ; 3-f = 685 мм2;
4-f =805 мм2 д
си в нем. Следовательно, пленка должна полностью испаряться
во впускном трубопроводе. Идеальной является смесь, в кото-
рой все топливо находится в паровой фазе и равномерно пере-
мешано с воздухом. Однако в действительности часть топлива
поступает в цилиндры неиспарившейся.
Процесс испарения топлива в значительной степени зависит
от скорости движения смеси во впускном трубопроводе. При
очень малой скорости движения смеси капли жидкого топлива
интенсивно оседают на стенках трубопровода. В результате
этого смесь, поступающая в цилиндр, может переобедниться.
Увеличение скорости воздуха в диффузоре карбюратора не-
значительно влияет на работу двигателя. На рис. 30 показаны
нагрузочные характеристики карбюраторного двигателя, полу-
ченные при четырех фиксированных положениях створок диф-
фузора карбюратора (проходное сечение диффузора перемен-
ное). Характеристики полностью накладываются одна на
другую только в той зоне, в которой показатели работы двига-
теля определяются наполнением цилиндра, ограничиваемым
проходным сечением диффузора. Несмотря на увеличение ско-
рости воздуха в диффузоре почти в 5 раз, т. е. несмотря на раз-
личную интенсивность распыливания, показатели работы дви-
гателя остаются постоянными. Это позволяет сделать вывод,
что при больших скоростях воздуха (больше 15 м/с) карбюра-
тор на установившемся режиме работы двигателя в основном
должен обеспечивать требуемое дозирование топлива. Мощ-
ностные и экономические показатели двигателя на всех режи-
мах, кроме режимов холостого хода и малой частоты враще-
ния, не зависят от скорости воздуха в диффузоре.
Испарение топлива сопровождается понижением темпера-
туры смеси. Количество теплоты (в кДж/с), затрачиваемой на
испарение топлива,
39
бисп — xTrTGT,
где хт-доля испарившегося топлива; гт-скрытая теплота испа-
рения, кДж/кг; GT-расход топлива, кг/с.
При отсутствии подогрева смеси испарение топлива проис-
ходит за счет теплоты топлива и воздуха. В результате их тем-
пература понижается. Количество теплоты, полученное при
этом,
Сохл = ATtCtGt + ATBCpBGB,
где АТт и А Тв- понижение температуры топлива и воздуха при
испарении топлива, К; Ст и Срв-удельные теплоемкости топ-
лива и воздуха, кДжДкг-К); GB- расход воздуха, кг/с.
Принимая A7i = A7i = A7i, из условия бисп = бохл после
преобразований получим А7^ = хтгт/(Ст + а/0Срв).
В этой формуле теплоемкость Срв = 1,005 кДж/(кг-К). Те-
плоемкость Ст, стехиометрическое количество воздуха 10
и скрытая теплота гт испарения зависят от сорта топлива.
Минимальная температура смеси, при которой возможен
пуск двигателя, зависит от парциального давления рт паров
топлива в смеси.
По закону Дальтона давление в смеси
Рк = Рт + Рв,
где рв-парциальное давление воздуха в смеси.
Пусть смесь занимает объем V при температуре Т. Тогда,
пренебрегая объемом топлива в жидкой фазе и принимая его
пары за идеальный газ, имеем
рв ~ GBRBT/V и рт = xTGTRT77K
где RB и RT- газовые постоянные воздуха и паров топлива.
Подставляя величины рв и рт в выражения для определения
рк, получим
Рк/Рт = 1 + GBRB/ (xTGTRT),
где RB = 8314/цв; RT = 8314/pT; GB/GT = а/0 ; цв и рт-моляр-
ные массы воздуха и паров топлива, цв = 28,95 кг/кмоль.
После преобразований имеем
Рт = Рк/[1 + a/ogT/(xTpB)] •
Определив по этой формуле парциальное давление паров
топлива при хт = 1, по диаграмме упругости насыщенного пара
для рассматриваемого топлива находят температуру Tj, со-
ответствующую полученному давлению, например, рТ1. При
температуре более низкой, чем Tj, топливо испарится, так как
парциальное давление паров топлива будет меньше подсчитан-
ного рТ1. При более высокой температуре парциальное давле-
ние паров топлива будет больше рТ1, и пары будут ненасы-
щенными.
Температура насыщения Tj, таким образом, является той
минимальной температурой, при которой еще возможно суще-
40
I
•
Чрезмерный подогрев
впускного трубопровода
оказывает отрицательное
действие: уменьшается
коэффициент наполнения,
увеличивается склонность
смеси к детонационному
сгоранию, а кроме того,
возможно разложение
топлива и отложение кок-
са на стенках впускного
трубопровода.
ствованиё сухих паров топлива. Поэтому минимальная темпе-
ратура смеси 7imin должна быть такой, чтобы при ее пониже-
нии на величину А Г при полном испарении топлива (хт = 1) она
не оказалась меньше температуры Т\ насыщенных паров при
полученном парциальном давлении рТ1, т.е. 7imin — + АТ
Величину АТ определяют при хт= 1.
Отсюда следует, что температура То воздуха, входящего
в карбюратор, не должна быть ниже Тв min. Если она меньше
этой величины, то в цилиндры будет поступать часть топлива
в жидкой фазе. Для устранения этого воздух или смесь нужно
подогреть. Минимальная температура подогрева A7imin =
— П min “ Го
Смесь подогревают во впускном трубопроводе. Подогревая
смесь или воздух, можно значительно улучшить процесс испа-
рения капель и пленки топлива. Поэтому интенсивность по-
догрева смеси в двигателе должна быть достаточной только
для испарения основной части топлива.
2. СВОЙСТВА НЕКОТОРЫХ ТОПЛИВ И МИНИМАЛЬНАЯ
ТЕМПЕРАТУРА СМЕСИ ПРИ а== 1 Й ПОЛНОМ ИСПАРЕ-
НИИ ТОПЛИВА
Топливо Iq гт, кДж/кг ст, кДжДкгК) Нт/Нв РтЬ Па 7\, °C ат; °C Temin- °C
Бензин 14,9 315 2,3 3,8 1693 -12 18,2 6,2
Керосин 14,7- 320 2,3 5,2 1280 50 18,7 68,7
Бензин 13,5 385 1,97 2,8 2546 —6 24,8 18,8
Этило- вый спирт 9,0 922 2,39 1,7 6030 22 80,6 102,6
В табл. 2 приведены результаты расчета минимальной тем-
пературы 7imin смеси (а=1) для некоторых жидких топлив,
при которой возможно полное испарение топлива.
!
Элементарным назы-
вают карбюратор, имею-
щий диффузор, поплавко-
вую камеру, распылитель,
топливный жиклер и дрос-
сельную заслонку.
§ 3. Характеристика элементарного
карбюратора
В зависимости от скоростей воздуха в диффузоре и топлива
в распылителе устанавливается состав горючей смеси, посту-
пающей в цилиндры двигателя. Состав горючей смеси, характе-
ризуемый коэффициентом избытка воздуха, меняется с измене-
нием режима работы карбюратора. Для оценки работы
карбюратора на различных режимах служит его характеристи-
ка.
Характеристикой карбюратора называют зависимость
коэффициента избытка воздуха от одного из параметров, ха-
рактеризующих секундный расход смеси, приготовляемой кар-
бюратором. В качестве такого параметра может быть принят
расход или разрежение Ард в диффузоре карбюратора, так как
оно определяет секундный расход воздуха.
41
Коэффициент избытка воздуха
a —GB/(GT/0), Р)
где GB-расход воздуха, кг/с; GT-расход топлива, кг/с;
/0-стехиометрическое количество воздуха.
Таким образом, для построения характеристики карбюрато-
ра необходимо выяснить, как изменяется расход воздуха и топ-
лива в зависимости от разрежения в диффузоре.
В связи с цикличностью работы двигателя течение воздуха
и топлива через карбюратор носит ярко выраженный пульси-
рующий характер. При переходе с четырехтактного цикла на
двухтактный, а также с увеличением числа цилиндров, питаю-
щихся от одного карбюратора, пульсация потока ослабляется.
Уже в четырехцилиндровых четырехтактных или в двухцилин-
дровых двухтактных двигателях с одним карбюратором поток
в нем настолько выравнивается, что практически влияние пуль-
саций становится незаметным. Поэтому поток воздуха и топ-
лива в карбюраторе можно считать установившимся.
Канал, по которому воздух поступает из карбюратора в ци-
линдр двигателя, имеет переменное сечение, вследствие чего
скорость, а следовательно, и давление по оси потока пере-
менны. Скорость же во всех точках любого поперечного сече-
ния этого канала принимают одинаковой.
Анализ процессов, происходящих в карбюраторе, услож-
няется наличием постоянных сопротивлений, а также перемен-
ного сопротивления проходного сечения смесительной камеры,
зависящего от положения дроссельной заслонки.
Расход воздуха может быть определен по размеру сечения
любого участка потока и разрежению в этом сечении. Выше
было отмечено, что истечение топлива зависит от разрежения
в диффузоре, поэтому разрежение целесообразно также при-
нять за параметр, определяющий расход воздуха.
Расход воздуха (в кг/с), как и для сжимаемой жидкости при
установившемся ее потоке, определяют по формуле
GB
(8)
где |1Д - коэффициент расхода диффузора;/^ и рд-площадь на-
иболее узкого поперечного сечения диффузора и давление
в нем; /с-показатель адиабаты; рк и ик-давление и удельный
объем воздуха при температуре и давлении после компрессора
на входе в карбюратор.
В том случае, когда в карбюратор воздух поступает непос-
редственно из окружающей среды, в формулу вместо рк и vK
подставляют соответственно р0 и и0- параметры окружающей
среды.
Практически перепад между давлением воздуха на входе
в карбюратор рк и давлением в диффузоре рд, т.е. разрежение
Ард = Рк — Рд в диффузоре не превышает 20 кПа при работе
двигателя с максимальной частотой вращения вала при пол-
ностью открытой дроссельной заслонке. При конструировании
карбюратора нужно стремиться к тому, чтобы разрежение Ард,
Элементарный карбю-
ратор работает по принци-
пу эжектора.
Рис. 31. Схема для опре-
деления скорости воздуха
в диффузоре
Рис. 32. Изменение пара-
метров потока в воздуш-
ном канале карбюратора:
1 - скоростной напор; 2 - поте-
ри; 3 - разрежение; w0 - ско-
рость в рассматриваемом се-
чении
Рис. 33. Зависимость рас-
хода воздуха GB от разре-
жения Ард:
1 и 2-соответственно без уче-
та и с учетом сжимаемости
воздуха
при котором обеспечивается поступление топлива из жиклеров
и его распиливание, было наименьшим.
При изменении разрежения Ард в диффузоре от 0 до 20 кПа
можно с достаточной точностью пренебречь влиянием сжимае-
мости воздуха и рассматривать его течение как движение не-
сжимаемой жидкости. Тогда для сечений КК и ДД (рис. 31),
пренебрегая изменением энергии положения (вследствие малой
плотности воздуха и незначительной разности уровней сечений)
и принимая скорость воздуха у входа и'к = 0, на основании
уравнения Бернулли можно записать
Рк /рк = Рд /Рк + Wfl /2 + £>£/2, (9)
где рк-давление на входе в карбюратор; рк-плотность возду-
ха при давлении рк и температуре Тк; юд-скорость воздуха;
^-коэффициент сопротивления.
Из равенства (9) получаем
Лрд = Рк - Рд = pKw|/2 + ^PkW^/2, (10)
т. е. перепад давлений между давлением на входе в карбюратор
и давлением в рассматриваемом сечении диффузора опреде-
ляется суммой энергий, затрачиваемых на создание скоростно-
го напора рки>д/2 и на преодоление гидравлического сопроти-
вления £pKw£/2 на участке от сечения КК до сечения ДД. На
рис. 32 показано изменение соотношения этих двух слагаемых
и разрежения по длине воздушного канала в пределах карбю-
ратора (при полностью открытой дроссельной заслонке).
Из уравнения (10) скорость воздуха в диффузоре
и'д = Фд]/2Дрд/рк, (11)
где фд- коэффициент скорости диффузора, фд = 0,8-?0,9.
Минимальное сечение потока вследствие сжатия струи при
переходе из узкой части диффузора в расширяющуюся оказы-
вается несколько меньшим минимального сечения диффузора.
Влияние сжатия струи оценивают отношением наименьшей
площади поперечного сечения потока к минимальной площади
поперечного сечения диффузора, называемым коэффициентом
сжатия струи осд. При течении воздуха в диффузоре карбюра-
тора коэффициент ад = 0,97 4- 0,98.
Расход воздуха (в кг/с) через диффузор карбюратора
Св — ад/^УУдрк,
где /д-площадь поперечного сечения диффузора.
После подстановки скорости и>д из выражения (11) получаем
~ РдУд ]/^РкАрд , (12)
где цд = адфд.
На рис. 33 изображены кривые изменения секундного рас-
хода воздуха через сечение площадью 1 м2 в зависимости от
разрежения: кривая 1 построена по формуле (12), а кривая
2-по формуле (8). Из сравнения кривых следует, что до Ард =
= 4 кПа по обеим формулам получаются одинаковые резуль-
43
таты. В случае дальнейшего увеличения разрежения при расче-
тах по формуле (12) получают большие значения, чем по фор-
муле (8): например, при Ард = 10 кПа разница составляет
приблизительно 7%, а при Ард — 20 кПа - около 11,5%. Такое
увеличение расхода воздуха обусловлено тем, что в формуле
(12) не учитывается уменьшение плотности воздуха в диффузо-
ре при уменьшении давления. Вместе с тем при использовании
формулы (12) упрощается качественная оценка работы карбю-
ратора. Поэтому во всех дальнейших расчетах течение воздуха
в карбюраторе рассматривается как течение несжимаемой
жидкости.
Величину цд определяют опытным путем на основании из-
мерений расхода воздуха и соответствующего ему разрежения.
Подставляя эти значения в формулу (8), можно определить
коэффициент цд. Если цд определять по формуле (12), поль-
зуясь экспериментальными значениями GB и Ард, то при этом
учитываются погрешности, которые получаются в случае рас-
смотрения воздуха как несжимаемой жидкости. На рис. 34 по-
казано изменение коэффициента цд в зависимости от Ард, опре-
деленного по формуле (12)-кривая 1 и по формуле (8)-кривая
2. У диффузоров современных карбюраторов коэффициент рас-
хода изменяется в следующих пределах: для карбюраторов
с входным патрубком (без воздушного фильтра) цд = 0,6 ~ 0,8;
для карбюраторов без входного патрубка цд — 0,8 4- 0,92. Опы-
ты показывают, что рационально спроектированные диффу-
зоры в диапазоне разрежений Ард = 2 Н-15 кПа имеют практи-
чески постоянный коэффициент расхода.
Стремление повысить скорость воздуха при сохранении хо-
рошего наполнения цилиндров двигателя привело к созданию
многодиффузорных карбюраторов. Изменение разрежения по
длине воздушного канала карбюратора с тройным диффузо-
ром показано на рис. 35. В приведенном диффузоре площади
проходных сечений для воздуха составляют: 66% в кольцевом
сечении между большим и средним диффузорами; 18%-между
средним и малым диффузорами и 16%-в горловине малого
диффузора. Следовательно, с высокой скоростью в малом диф-
фузоре проходит незначительная часть воздуха, основная же
Рис. 34. Зависимость ко-
эффициента расхода диф-
фузора от разрежения
Дрд:
1 и 2 - соответственно без уче-
та и с учетом сжимаемости
воздуха
Рис. 35. Изменение разре-
жения Ар по длине I воз-
душного канала карбюра-
тора с тройным диффузо-
ром
АР
44
о 2 4 Б Дрд, кПа
Рис. 36. Изменение коэф-
фициента расхода диффу-
зоров:
1 - одинарного; 2 - двойного
Рис. 37. Схема топливно-
го тракта элементарного
карбюратора
часть воздуха имеет небольшую скорость. Вследствие этого
улучшается распиливание топлива, которое вводится в горло-
вину малого диффузора, и уменьшается гидравлическое сопро-
тивление.
Применение многодиффузорных карбюраторов позволяет
получить максимальный эффект при работе двигателя на боль-
ших нагрузках. На малых нагрузках разрежение у распылителя
уменьшается, и распиливание топлива ухудшается. Кроме того,
следует иметь в виду, что по сравнению с одинарными
двойные и тройные диффузоры характеризуются более низки-
ми коэффициентами расхода, но более широким диапазоном
изменения разрежения, в котором величина цд практически по-
стоянна (рис. 36).
Истечение топлива через жиклер карбюратора обусловлено
наличием разности давлений в поплавковой камере и в диффу-
зоре карбюратора. Необходимо учитывать также разность
уровня топлива в поплавковой камере и высоты расположения
выходного сечения топливного жиклера (рис. 37).
Топливный жиклер может быть установлен в любом месте
участка между поплавковой камерой и выходным сечением
распылителя. Выходное сечение распылителя расположено вы-
ше уровня топлива в поплавковой камере на величину ДА =
— 5 4- 8 мм. Это необходимо для предохранения от самопрои-
звольного вытекания топлива из распылителя при неработаю-
щем двигателе и наклонном положении карбюратора, а также
вследствие явлений капиллярности.
На основании уравнения Бернулли для сечений 00 и ЖЖ
можно написать
gh0 + Рк/Рт = дЬж + Рж/Рт + wi.T/(20), (13)
где Ао и Аж-расстояние рассматриваемых двух сечений потока
от уровня, принятого за нулевой (прямая АА); рк и
рж-статические давления в потоке в сечениях 00 и ЖЖ;
рт-плотность топлива; и’жт-теоретическая скорость истечения
топлива из жиклера в сечении ЖЖ (скорость топлива в сечении
00 принимаем равной нулю).
Из выражения (13) теоретическая скорость топлива в жикле-
ре и>жт = |/2 [#(А0 — Аж) + (рк — рж)/рт]. Давление в сечении ЖЖ
Рж = Рд + + ДА)рт.
Действительная величина рж должна быть больше разности
уровней ДА = Ар — Ао на некоторую высоту столба топлива, со-
ответствующую перепаду давлений, необходимому для преодо-
ления сил поверхностного натяжения при вытекании топлива
из устья распылителя. Однако, как правило, при анализе ра-
боты карбюратора величину ДА не учитывают вследствие ее
малости.
После подстановки рж в выражение для определения теоре-
тической скорости истечения топлива получаем
Wjk.t = |/2(Ард-A/ipTp)/pT. (14)
Действительная скорость истечения топлива
= Фж/2(Ард - Айртд)/рт, (15)
45
где (рж- коэффициент скорости, учитывающий потери при исте-
чении топлива из жиклера.
Из формул (14) и (15) видно, что скорость истечения топ-
лива из жиклера не зависит от его расположения в топливном
тракте.
Расход топлива через жиклер
&т = Цж/ж ]/ 2 (Ард — AhpTg) рт, (16)
где цж-коэффициент расхода топливного жиклера, цж = ажсрж ;
аж-коэффициент сжатия струи топлива при истечении через
жиклер;/ж-площадь проходного сечения жиклера, м2.
Величина цж, определяемая экспериментально, зависит от
диаметра сечения и соотношения размеров жиклера, формы его
кромок, давления и температуры вытекающего топлива, его
вязкости и т.п. С увеличением отношения l/d до 1,3 (рис. 38)
коэффициент расхода резко возрастает, а затем медленно
уменьшается. Поэтому в карбюраторах более целесообразно
применять жиклеры с отношением l/d > 2, так как в этом слу-
чае неточности их изготовления по длине практически не
влияют на коэффициент расхода. Кроме того, коэффициент
расхода жиклеров с отношением l/d^ 1—2,5 мало меняется
с изменением разрежения в диффузоре.
На коэффициент расхода влияет также форма входной
кромки жиклера (рис. 39). Жиклер с фаской имеет более высо-
кий коэффициент расхода (кривая 2), чем жиклер без фаски
(кривая 1). В последнем случае величина цж меньше зависит от
изменения избыточного давления, но в процессе эксплуатации
форма кромок может меняться, и коэффициент расхода не бу-
дет стабильным. Поэтому более целесообразно применять жи-
клер с фаской, входная кромка которого менее подвержена из-
менению. Изменение коэффициента расхода жиклера в случае
применения различных топлив показано на рис. 40. Кривые из-
менения цж показывают, что при переводе двигателя с одного
топлива на другое карбюратор необходимо регулировать.
С повышением температуры топлива коэффициент расхода
жиклера, как правило, возрастает (рис. 41). Однако следует
учитывать, что с увеличением температуры топлива умень-
шается плотность. Опыты показывают, что с повышением тем-
пературы от 10 до 40°С расход бензина через жиклер увеличи-
вается на 2-3%, а керосина-на 6-7%.
Анализ выражения (16) позволяет установить, что истечение
топлива через жиклер начинается при Ард > A/ipTp. При Ард =
= A/ipTg расход топлива GT = 0. Влияние величины А/i на рас-
ход топлива при больших нагрузках и большой частоте враще-
ния очень мало, и им можно пренебречь.
Для выявления характеристики элементарного карбюратора
подставим выражения (12) и (16) в выражение (7). Тогда
1 /д ] / Рк Цд
а--—— /---------
*0 /ж у Рт Цж
Рис. 38. Влияние размеров
жиклера на его коэффи-
циент расхода при избыточ-
ном давлении р — 8 кПа —
= const и Т— 20°С
Рис. 39. Влияние формы
входной кромки на коэффи-
циент расхода жиклера
(l/d = 10,2, d = 1 мм)
Ард
Дрд - Дйрт0
(17)
В этом соотношении произведение (1//0)(/д/Уж)|/Рк/Рт при
принятых выше допущениях постоянно; величина
Рис. 40. Влияние сорта
топлива на коэффициент
расхода жиклера (l/d = 2,1)
при Т=20°С:
1 - вода; 2-бензин (р =
= 751 кг/м3); 3-бензин (р^ =
= 735 кг/м3); 4-керосин
(р - 825 кг/м3)
46
Рис. 41. Зависимость коэф-
фициента расхода жиклера
(l/d = 2,1) от температуры
при Ард = 6 кПа = const
для различных топлив:
/ -вода; 2-бензин (р =
- 751 кг/м3); 3-бензин (рт =
= 735 кг/м3); 4 - керосин
(рт = 825 кг/м3)
I
Для нормальной ра-
боты двигателя характе-
ристика элементарного
карбюратора неприемле-
ма.
(рд/рж)]/Дрд/(Дрд — AhpTg) переменна, зависит от разрежения
в диффузоре; множитель уДрд / (Дрд — &hpTg) уменьшается
с увеличением разрежения от бесконечно большого значения
при Ард = AhpT0 и приближается к единице при стремлении Ард
к бесконечности. Отношение Цд/Цж уменьшается с увеличением
разрежения (рис. 42), поэтому с повышением разрежения
величина (рд/цж)|/Ард/(Ард — AhpTg) также уменьшается.
Следовательно, коэффициент избытка воздуха ос в смеси, ко-
торую приготовляет элементарный карбюратор, уменьшается
с ростом разрежения или расхода воздуха, т.е. смесь обога-
щается (рис. 43). В реальных условиях этому способствует так-
же снижение плотности воздуха при увеличении разрежения
в диффузоре. 4
Рис. 42. Зависимость ве-
личин Цд, Цж (l/dxl) и
Пц/Рж от разрежения в диф-
фузоре Лрд
Рис. 43. Характеристика
элементарного карбюрато-
ра
§ 4. Характеристика идеального
карбюратора
Идеальный карбюратор должен обеспечивать приготовле-
ние смеси такого состава, который нужен для определенных ус-
ловий работы двигателя. Необходимый закон изменения соста-
ва смеси устанавливают по регулировочным характеристикам,
представляющим собой изменение показателей работы двига-
теля в зависимости от коэффициента избытка воздуха при по-
стоянных частоте вращения вала и положении дроссельной за-
слонки. На рис. 44, на котором изображены такие характери-
стики, по оси ординат отложены удельный расход топлива
в процентах от минимального его значения и эффективная
мощность двигателя, выраженная в процентах от максималь-
ной мощности, получающейся при данной частоте вращения
вала и полностью открытой дроссельной заслонке. Кривые I
и Г соответствуют работе двигателя при полностью открытой
дроссельной заслонке; кривые II и 1Г, III и ПГ-работе при
частично открытой дроссельной заслонке. Из графика видно,
что коэффициент избытка воздуха, соответствующий макси-
мальной мощности (точки 1-3), меньше коэффициента избытка
воздуха при наименьшем удельном расходе (точки 5-7), т.е.
при максимальной экономичности.
Максимальная мощность при всех положениях дроссельной
заслонки получается при коэффициенте избытка воздуха ос,
меньшем единицы. С переходом на работу с прикрытой дрос-
сельной заслонкой коэффициент ос, соответствующий режиму
максимальной мощности, уменьшается. При полном открытии
дроссельной заслонки наименьший удельный расход топлива,
т. е. наиболее экономичная работа двигателя, соответствует не-
сколько обедненной смеси (ос= 1,1). С прикрытием дроссельной
заслонки коэффициент избытка воздуха, соответствующий на-
иболее экономичной работе, уменьшается и при значительном
прикрытии становится меньше единицы. Таким образом, с при-
крытием дроссельной заслонки смесь для получения как макси-
мальной мощности, так и наибольшей экономичности должна
обогащаться. Если соединить на кривых I, II и III точки 1, 2
и 3, соответствующие максимальной мощности, и точки 8, 9
47
и 10, характеризующие работу двигателя на наиболее эконо-
мичных режимах, то получим две кривые изменения состава
смеси: кривую а, соответствующую регулировке карбюратора
на максимальную мощность, и кривую б, соответствующую ре-
гулировке карбюратора на максимальную экономичность.
Область, заключенная между этими двумя кривыми, и является
той областью значений коэффициента избытка воздуха, в кото-
рой целесообразна регулировка карбюратора. Вне этой области
регулировка карбюратора нецелесообразна - одновременно по-
нижается мощность двигателя и ухудшается экономичность.
В зависимости от назначения и условий работы двигателя
регулировкой карбюратора можно обеспечить получение смеси,
состав которой приближается к составу, характеризуемому
кривой а или кривой б. Точка 4 соответствует коэффициенту
избытка воздуха на режиме холостого хода двигателя.
Для каждой кривой I, II и III положение дроссельной за-
слонки, а следовательно, разрежение в диффузоре и расход воз-
духа постоянны. Поэтому кривые а и б изменения состава сме-
си можно легко построить в координатах oc-GB или ос-Дрд. На
рис. 45 для определенной частоты вращения приведены кривые
изменения а, соответствующие максимальной мощности (кри-
вая 2) и наименьшему удельному расходу топлива (кривая 3)
в зависимости от расхода воздуха (или смеси), выраженного
в процентах расхода при полном открытии дроссельной за-
слонки.
Для лучшего использования двигателя желательно, чтобы
при полном открытии дроссельной заслонки, когда он должен
развивать максимальную мощность при данной частоте враще-
ния коленчатого вала, карбюратор обеспечивал коэффициент а,
соответствующий максимальной мощности (точка 1 на рис. 44
и 45). При переходе на работу с прикрытой дроссельной за-
слонкой карбюратор должен приготовлять смесь, соответ-
ствующую наиболее экономичной работе. Тогда рациональная
связь коэффициента избытка воздуха с расходом воздуха (или
смеси) будет характеризоваться кривой 4 (рис. 45). Эта зависи-
мость и является характеристикой идеального карбюратора.
Подобную характеристику можно получить для любого
скоростного режима. Совместив на одном графике (рис. 46)
такие характеристики для различных частот вращения вала, по-
лучим совокупность характеристик идеального карбюратора
при разных скоростных режимах. Огибающая кривая 2 являет-
ся характеристикой карбюратора, при установке которого дви-
гатель работает с наименьшим удельным расходом топлива во
всем диапазоне частот вращения вала при полностью откры-
той дроссельной заслонке. Соединив точки, соответствующие
значениям а, при которых двигатель развивает максимальную
мощность, получим характеристику карбюратора (кривая 1),
обеспечивающего при полном открытии дроссельной заслонки
работу двигателя с максимальной мощностью во всем диапа-
Рис. 44. Регулировочные
характеристики двигателя
Рис. 45. Характеристики *
карбюратора при постоян-
ной частоте вращения вала:
/“ХОЛОСТОЙ ход
I
•
Карбюратор должен ав-
томатически дозировать
топливо в количестве, со-
ответствующем заданно-
му режиму работы двига-
теля.
Рис. 46. Мощностная и
экономическая характери-
стики идеального карбю-
ратора при различных ча-
стотах вращения коленча-
того вала (пi > п2 > п3 >
>и4)
зоне изменения частот вращения вала.
Сравнение характеристик элементарного (рис. 43) и идеаль-
ного (рис. 45 и 46) карбюраторов показывает, что элемен-
тарный карбюратор не обеспечивает приготовление смеси не-
обходимого состава. Поэтому для исправления характеристики
48
Рис. 47. Характеристика
карбюратора при раз-
личных частотах вращения
коленчатого вала
I
•
Основная задача глав-
ной дозирующей си-
стемы-обеспечение необ-
ходимого состава смеси
при работе двигателя на
частичных режимах.
Рис. 48. Схема карбюра-
тора с уменьшением разре-
жения у жиклера
I
Карбюраторы, в ко-
торых компенсация горю-
чей смеси осуществляется
понижением разрежения
в распылителе главной до-
зирующей системы по-
средством впуска воздуха
через воздушный жиклер,
называют эмульсионны-
ми.
элементарного карбюратора и приближения ее к характеристи-
ке идеального в его конструкцию вводят дополнительные
устройства или приспособления. При этом для упрощения кон-
струкции карбюратора обычно в области экономичной регули-
ровки состава смеси характеристики, соответствующие раз-
личным частотам вращения, заменяют средней характеристи-
кой (рис. 47).
§ 5. Главная дозирующая система
карбюратора
t
Главной дозирующей системой карбюратора принято назы-
вать систему, подающую основное количество топлива на
большей части режимов работы двигателя с нагрузкой. С рос-
том нагрузки горючую смесь необходимо обеднять (см. рис. 45
и 47). В элементарном карбюраторе с увеличением нагрузки го-
рючая смесь постепенно обогащается (см. рис. 43). Для получе-
ния горючей смеси нужного состава при работе двигателя на
средних нагрузках характеристику элементарного карбюратора
необходимо исправить.
В карбюраторах применяют следующие системы компенса-
ции состава смеси при работе двигателя на средних нагрузках:
с уменьшением разрежения у жиклера; с компенсационным жи-
клером; с регулировкой разрежения в диффузоре; с регули-
руемым сечением жиклера.
Система компенсации состава смеси
с уменьшением разрежения у жиклера
На рис. 48 изображена схема карбюратора с уменьшением
разрежения у жиклера (с пневматическим торможением топ-
лива). Топливо из поплавковой камеры через главный жиклер
2 попадает в камеру 1, а из нее через распылитель 5 в диффу-
зор. С камерой 1 соединен воздушный колодец 3, который че-
рез воздушный жиклер 4 сообщается с атмосферой. Когда дви-
гатель не работает, в воздушном колодце устанавливается
такой же уровень топлива, как и в поплавковой камере. При
работающем двигателе уровень топлива в воздушном колодце
понижается, и разрежение в диффузоре через распылитель пере-
дается главному жиклеру. Одновременно в воздушный колодец
через воздушный жиклер поступает воздух, вследствие чего
разрежение у жиклера уменьшается.
Воздух, попадающий в воздушный колодец, смешиваясь
с топливом, образует с ним эмульсию. Количество этого возду-
ха очень мало по сравнению с количеством воздуха, поступаю-
щего через диффузор. Поэтому воздух, поступающий через воз-
душный жиклер, не может существенно влиять на состав смеси,
приготовляемой карбюратором.
Работа карбюратора с компенсацией смеси путем уменьше-
ния разрежения у жиклера может быть разбита на три фазы.
Первая фаза характеризуется разрежением в диффузоре
Ард < A/ipTg. В этой фазе истечения топлива из распылителя
5 не происходит: разрежение в диффузоре настолько мало, что
топливо не может подняться до кромки распылителя.
49
Вторая фаза начинается после того, как Ард станет больше
ДАртд, и продолжается до тех пор, пока разрежение в диффузо-
ре будет меньше величины (Я + ЛА) ртд. В этом случае истече-
ние топлива через распылитель происходит по закону элемен-
тарного карбюратора. Объем в воздушном колодце, освобо-
ждаемый от топлива, заполняется воздухом. Так как время для
поступления воздуха через воздушный жиклер 4 не ограничено,
то давление в воздушном колодце равно р0. Поэтому приток
топлива в воздушный колодец и в распылитель в данной фазе
определяется только перепадом уровней топлива в поплавко-
вой камере и в воздушном колодце.
С ростом нагрузки и увеличением разрежения в диффузоре
расход топлива через распылитель повышается и уровень топ-
лива в воздушном колодце понижается до уровня главного
жиклера.
Третья фаза характеризуется тем, что истечение топлива че-
рез главный жиклер происходит под воздействием разрежения
Дркл в воздушном колодце и в зависимости от уровня топлива
в поплавковой камере и расположения жиклера. Следователь-
но, для того чтобы определить, каким будет состав смеси, при-
готовляемой такой системой, необходимо прежде всего найти
разрежение в воздушном колодце.
Если пренебречь влиянием топлива на течение воздуха через
воздушный жиклер 4 и распылитель 5 (см. рис. 48), то количе-
ство воздуха, поступающего через воздушный жиклер в воз-
душный колодец 3 после его опорожнения
Св = Рв/в ]/ 2ДрклРв >
а расход воздуха через воздушный колодец
Gp = Р-рУр ]/2 (Ард — Лркл) рв,
где рв и gp-коэффициенты расхода воздушного жиклера и от-
верстия распылителя;/^ и/р-площади проходных сечений воз-
душного жиклера и отверстия распылителя; рв-плотность
воздуха.
На основании уравнения неразрывности при установившем-
ся потоке получаем Цр/р|/2(Ард - Дркл)рв = Ив/вР^РклРв-
Отсюда разрежение в воздушном колодце
д = Ард = |
кл 1 + [цв/в/(Цр/р)]2 Д’ * Неотъемлемой частью
эмульсионного карбюра-
1 тора являются эмульсион-
где К = । ——-—_ --д-. ная трубка и эмуль-
1 + LHbJb / (M-p/p)J сионный колодец.
Из выражения для определения коэффициента К видно, что
всегда К < 1, т. е. разрежение в воздушном колодце всегда
меньше разрежения в диффузоре и пропорционально ему.
Анализ выражения для К показывает, что:
1) если воздушный колодец 3 закрыт, т.е. /в = 0, то К = 1 и
Дркл = Ард - карбюратор превращается в элементарный; это
продолжается до тех пор, пока колодец 3 заполнен топливом;
2) если колодец открыт, т.е. /в = оо, то К и Аркл равны ну-
лю и в камере 1 устанавливается атмосферное давление р0;
50
I
•
Количество воздуха, по-
ступающее через воз-
душный жиклер, мало и не
влияет на состав смеси,
приготовляемой карбюра-
тором.
Рис. 49. Характеристика
карбюратора с уменьше-
нием разрежения у жиклера
в этом случае расход топлива через жиклер 2 определяется
только напором Н; карбюратор будет все время обеспечивать
постоянный расход топлива независимо от разрежения
в диффузоре;
3) подбирая сечение воздушного жиклера 4, можно регули-
ровать величину К, а следовательно, и разрежение у жиклера.
Выше бмло указано, что истечение топлива через глав-
ный жиклер в третьей фазе, т.е. после опорожнения воздуш-
ного колодца, происходит под воздействием перепада Дркл +
+ Нртд = КДрд + Нртд. Тогда расход топлива GT =
= Нж/ж|/2(КАрд + HpTgf)pT.
Коэффициент избытка воздуха
.___Рв/в ]/2рв Дрд_____
^оРж/к 2(КДрд + Н ртд) рт
Расход воздуха GB = Цв/в]/2Дрдрв непрерывно увеличивает-
ся с ростом разрежения Дрд в диффузоре. Характер кривой тео-
ретически необходимого расхода воздуха Go — GTl0 легко уста-
новить, если определить закон изменения расхода топлива GT.
Из выражения для GT видно, что при разрежении
в диффузоре Дрд = - Нртд/К расход топлива равен нулю. От-
ложив величину Hp^g/K влево от начала координат (рис. 49),
проводим кривую изменения теоретического расхода воздуха
GT/0. В действительности кривая GT/0 начинается не из этой
точки, а из точки, соответствующей разрежению в диффузоре
Дрд = ДАрт#. Характер этой кривой во второй фазе истечения
аналогичен характеру кривой GT/0, проведенной из точки Дрд =
= Ярт0/К.
Переход от второй фазы к третьей и разрежение в диффузо-
ре Дрд.п, соответствующее границе двух фаз, могут быть уста-
новлены на основании следующих соображений. До тех пор,
пока в воздушном колодце еще находится топливо, карбюра-
тор работает как элементарный. Топливо последовательно про-
текает через главный жиклер и отверстие распылителя. Расход
топлива через главный жиклер
^т.П = Рж/ж ]/2#Урт э
где у-высота топлива в воздушном колодце;
расход топлива через отверстие распылителя
От = Нр/р)/2 [Ард - (Ай + у) рт0] рт.
Приравняв эти два выражения, получим после преобразова-
ния
_ 1 Дрд - Д/i ртд
1 + Ецж7ж/(цр/р)]2 рт#
Когда воздушный колодец опорожнится, то у = Н и Дрд =
— Дрд.п •
Из выражения для у имеем Дрд.п —
= {н [1 + [Рж/ж/(Нр/р)]2] + ДА} рт 0. Пока разрежение в диффу-
51
зоре меньше Дрд.п, давление в воздушном колодце равно ат-
мосферному. Расход топлива через главный жиклер в тот мо-
мент, когда уровень топлива в воздушном колодце опустится
на,величину Н, GT.n = Рж/жРт]/^Н.
После установления этого расхода, по аналогии с ранее по-
лученным выражением для определения разрежения в воздуш-
ном колодце, имеем
А Дрд.п „ А
Дркл.п — 1 , г г м2 ~ ^дРд.п,
1 + [Цв/в/(Рр/р)]
и расход топлива
^т.п = М-ж/ж ]/2(ХДрд п + ^Рт$) Рт •
После подстановки значений К, Ард.п и преобразований
получаем
^т.п — Мж./ж Рт
1 + [Цж/ж/(Цр/р)]2 „
1 + [Нв/в/Фр/р)]2
ДА
1 + [Цв/в / (Р-рУр)]2
I
Из выражений для G4.n и GT.n видно, что Gj.n > GT,n- Следо-
вательно, при сделанных допущениях на границе второй
и третьей фаз расход топлива должен изменяться скачкообраз-
но. В действительности вследствие конечных размеров каналов
и постепенного изменения соотношения количеств воздуха
и топлива в эмульсии переход от второй фазы к третьей будет
происходить постепенно (на рис. 49 такой переход показан
штриховой линией).
Во время второй фазы карбюратор приготовляет смесь как
элементарный: смесь обогащается с ростом разрежения в диф-
фузоре. В переходный момент смесь резко обогащается, а
в дальнейшем по мере увеличения разрежения в диффузоре со-
вместная фабота всех устройств системы приводит к постепен-
ному обеднению смеси. Желательное протекание характеристи-
ки карбюратора после того как разрежение в диффузоре будет
Др0 > Дрд.п можно получить, изменяя величину напора Н,
а также размеры главного и воздушного жиклеров и отверстия
распылителя. Исправление характеристики карбюратора во
второй фазе работы достигается с помощью системы холосто-
го хода.
Простота устройства, компактность, высокая надежность
и хорошее распыливание топлива обеспечили широкое распро-
странение системы компенсации состава смеси уменьшением
разрежения у жиклера в карбюраторах К-88А (двигатель
ЗИЛ-130), К-126Б (двигатель 3M3-53), К-123А (двигатель
МеМЗ-966), К-114 (двигатель ГАЗ-13) и др.
Состав смеси в эмуль-
сионном карбюраторе
определяется размерами
топливного и воздушных
жиклеров.
I
•
Система компенсации
с пневматическим тормо-
жением топлива в резуль-
тате эмульсирования обес-
печивает эффективное рас-
пыливание топлива.
I
Истечение топлива про-
исходит под действием
разрежения в эмульсион-
ном колодце, а не в диффу-
зоре.
52
Рис. 50. Схема карбюра-
тора с компенсационной си-
стемой
Рис. 51. Схема компенса-
ционной системы (обозна-
чения те же, что на рис. 50)
Рис. 52. Характеристика
карбюратора с компенса-
ционной системой (GTr и
GTK-расходы топлива со-
ответственно через
главный и. компенса-
ционный жиклеры,
GTx - суммарный расход
топлива)
Система компенсации состава смеси
с компенсационным жиклером
Способ компенсации состава смеси с помощью компенса-
ционного жиклера (рис. 50) является видоизменением способа
уменьшения ^разрежения у жиклера. В этом случае объединяет-
ся элементарный карбюратор с главным жиклером 1 и распы-
лителем 5 и компенсационная система (рис. 51), состоящая из
компенсационного жиклера 2, компенсационного колодца 3
и распылителя 4.
При неработающем двигателе топливо в компенсационном
колодце и в распылителе устанавливается на том же уровне,
что и в поплавковой камере. В работе этой компенсационной
системы так же как и в работе системы с уменьшением разре-
жения у жиклера, различают три фазы.
Первая фаза характеризуется тем, что разрежение в диффу-
зоре Ард < АЛрт# и истечения топлива из распылителя компен-
сационного жиклера не происходит.
Вторая фаза начинается с того момента, когда разрежение
в диффузоре становится больше величины АЛрт$, и продол-
жается до тех пор, пока разрежение в диффузоре остается
меньше величины (Н + ДА) рт#. Работа системы в этой фазе ни-
чем не отличается от работы элементарного карбюратора.
Предельное разрежение в диффузоре, до которого продол-
жается вторая фаза, определяется из условия, что уровень
топлива в компенсационном колодце понижается до уровня
в компенсационном жиклере. Тогда Ард,п = (Н + АЛ) рт д.
Третья фаза характеризуется тем, что разрежение в диффу-
зоре Ард >(Н + Ah) рт д. Работа компенсационной системы
в этой фазе аналогична работе системы с уменьшением разре-
жения у жиклера, если сечение воздушного жиклера велико по
сравнению с сечением распылителя. При этом условии в ком-
пенсационном колодце устанавливается атмосферное давление.
Истечение топлива из компенсационного жиклера будет проис-
ходить под действием напора Н, т. е. расход топлива GT.K не за-
висит от разрежения в диффузоре и остается постоянным:
^т.к ~ Цж.кУж.к Рт у2дН.
К топливу, вытекающему из компенсационного жиклера,
в компенсационном колодце примешивается воздух, в резуль-
тате чего образуется топливная эмульсия, которая через распы-
литель компенсационного жиклера поступает в смесительную
камеру. Так как расход топлива через компенсационный жи-
клер остается постоянным, а расход воздуха с увеличением раз-
режения растет, то компенсационная система приготовляет по-
степенно обедняющуюся смесь. Главный жиклер, наоборот,
дает постепенно обогащающуюся смесь.
В результате совместной работы систем главного жиклера
и компенсационной получается смесь нужного состава (рис. 52).
Состав смеси регулируют путем подбора размеров главного
и компенсационного жиклеров. При этом достигается не толь-
ко изменение ос, но и регулируется интенсивность изменения со-
става смеси.
Для относительного обогащения горючей смеси при не-
больших открытиях дроссельной заслонки необходимо увели-
53
чить площадь сечения компенсационного жиклера. Чтобы со-
хранить при этом требуемый состав смеси при большом
разрежении в диффузоре, площадь сечения главного жиклера
нужно несколько уменьшить. Наоборот, для относительного
обеднения смеси на малых нагрузках следует уменьшить пло-
щадь сечения компенсационного жиклера, увеличив при этом
площадь сечения главного жиклера. При регулировании нужно
иметь в виду, что истечение топлива из компенсационного жи-
клера происходит под небольшим давлением (около 0,25-0,45
кПа). Поэтому для изменения расхода топлива через компенса-
ционный жиклер необходимо значительно изменять площадь
его проходного сечения. В настоящее время этот способ ком-
пенсации состава смеси применяется редко.
Система компенсации состава смеси
с регулированием разрежения в диффузоре
Компенсация состава смеси в карбюраторах регулирова-
нием разрежения в диффузоре может осуществляться одним из
двух способов: введением добавочного воздуха или примене-
нием диффузора переменного сечения.
Введение добавочного воздуха можно производить через
дополнительный клапан 1 (рис. 53, а) или через отверстия ме-
жду диффузором (или системой диффузоров) и стенками смеси-
тельной камеры, закрываемые легкими шариками 2 (рис. 53, б),
или упругими пластинами 6 (рис. 53, в). Схемы, изображенные
на рис. 53, а и б, имеют ряд существенных недостатков и в со-
временных карбюраторах не применяются.
Схема, показанная на рис. 53, в, использовалась в карбюра-
Рис. 53. Схемы карбюра-
торов с регулированием
разрежения в диффузоре
54
Рис. 54. Характеристика
карбюратора с регулирова-
нием разрежения в диффу-
зоре
I
•
Наличие упругих пла-
стин в карбюраторах с ре-
гулированием разрежения
в диффузоре позволяет
уменьшить диаметр диф-
фузора, а следовательно,
улучшить распиливание
топлива при работе с при-
крытой дроссельной за-
слонкой.
I
Из опыта эксплуатации
карбюраторов с регулиро-
ванием разрежения в диф-
фузоре следует, что их ха-
рактеристики не по-
стоянны вследствие изме-
нения жесткости пружин
и упругих пластин, изна-
шивания подвижных пар,
зависания пластин и кла-
панов в результате обра-
зования отложений смо-
листых веществ и др.
торах К-49 и К-22 различных модификаций. Топливо из по-
плавковой камеры через главный жиклер 3 и распылитель 4 по-
падает в диффузор 5. С увеличением открытия дроссельной
заслонки скорость воздуха перед диффузором 5 и в нем возра-
стает. Под действием скоростного напора воздуха упругие пла-
стины 6 открывают отверстия между диффузором и стенками
смесительной камеры, и некоторая часть воздуха проходит, ми-
нуя диффузор 5. В результате этого изменяется количество воз-
духа, проходящего через диффузор, а следовательно, и разреже-
ние в нем, что влияет на количество топлива, вытекающего
через главный жиклер. Пластины 6 подбирают таким образом,
чтобы они открывались при определенном разрежении в диф-
фузоре Дрдн (рис. 54). До их открытия карбюратор работает
как элементарный, обогащая смесь по мере открытия дроссель-
ной заслонки (штриховая линия).
Путем подбора упругих пластин, а также проходных сече-
ний диффузора и главного жиклера можно добиться того, что
точка Н начала открытия упругих пластин будет соответство-
вать работе двигателя с прикрытой заслонкой при желаемом
коэффициенте избытка воздуха. Как только разрежение достиг-
нет ЛрдН, упругие пластины начнут открывать отверстия
и пропускать часть воздуха мимо диффузора, в результате чего
смесь будет постепенно обедняться (сплошная кривая). Обедне-
ние смеси происходит до тех пор (точка П\ пока пластины пол-
ностью не откроют проходное сечение для потока воздуха, ко-
торый проходит минуя диффузор 5 (см. рис. 53), а разрежение
в диффузоре не станет равным Ардп • При дальнейшем увеличе-
нии разрежения в диффузоре карбюратор работает как элемен-
тарный.
При рассмотрении работы элементарного карбюратора бы-
ло установлено, что прикрытие дроссельной заслонки сопрово-
ждается уменьшением разрежения в диффузоре и, как следствие
этого, значительным обеднением смеси. Поэтому, если создать
карбюратор, у которого площадь проходного сечения диффузо-
ра уменьшалась бы по мере прикрытия дроссельной заслонки,
то можно получить желаемый закон изменения коэффициента
избытка воздуха. По принципу компенсации состава смеси та-
кой карбюратор также относится к карбюраторам с уменьше-
нием разрежения в диффузоре: с увеличением открытия дрос-
сельной заслонки площадь проходного сечения диффузора
увеличивается, что приводит к уменьшению разрежения в нем
по сравнению с тем разрежением, которое было бы в диффузо-
ре, если бы площадь его сечения оставалась постоянной.
По рассмотренному принципу работает карбюратор К-80.
В этом карбюраторе при прикрытой дроссельной заслонке под-
вижные крылья 7 (см. рис. 53, г) сходятся и образуют диффузор
наименьшего сечения. По мере открытия дроссельной заслонки
крылья расходятся, площадь проходного сечения диффузора
увеличивается по закону, обеспечивающему получение смеси
необходимого состава. В карбюраторах, выполненных по схе-
мам, изображенным на рис. 53, а-в, не достигается хорошее
распыливание топлива, так как не весь воздух, поступающий
в карбюратор, используется для этой цели. По указанным при-
чинам рассмотренная схема главной дозирующей системы
в настоящее время применяется редко. Исключение составляют
55
карбюраторы двигателей мотоциклетного типа, в которых ши-
роко используется компенсация состава смеси регулированием
разрежения в диффузоре путем изменения площади его проход-
ного сечения при одновременном изменении площади проход-
ного сечения главного топливного жиклера.
Система компенсации состава смеси
с изменяемым сечением жиклера
Система компенсации состава смеси с изменяемым сече-
нием жиклера состоит из главного жиклера 3, в который вхо-
дит конец иглы 2, имеющей коническую или специальную фор-
му (рис. 55). Игла перемещается вертикально. Привод иглы
может быть механическим, пневматическим или пневмомехани-
ческим. В случае применения механического привода игла
2 рычагами 1, 4 и 5 связана с приводом дроссельной заслонки
б, при открытии которой игла поднимается и площадь проход-
ного сечения жиклера 3 увеличивается. Одновременно возра-
стает и расход воздуха. Повышение расхода топлива и воздуха
при увеличении открытия дроссельной заслонки происходит та-
ким образом, что обеспечивается приготовление смеси необхо-
димого состава.
Недостаток механического привода-изменение сечения жи-
клера только в зависимости от положения дроссельной заслон-
ки, т.е. от нагрузки двигателя. Поэтому при постоянном от-
крытии дроссельной заслонки и переменной частоте вращения
коленчатого вала положение иглы не изменяется, что приводит
к обогащению или обеднению смеси.
При пневматическом приводе дозирующей иглы этот недо-
статок отсутствует, так как в этом случае положение иглы за-
висит не только от степени открытия дроссельной заслонки, но
и от частоты вращения вала.
Более совершенным является пневмомеханический привод
дозирующей иглы (рис. 56). Открытие дроссельной заслонки
1 сопровождается подъемом дозирующей иглы 10 с помощью
рычагов 2, 3, 13 и лапки 12. При открытии дроссельной заслон-
ки одновременно уменьшается разрежение во впускном трубо-
проводе. Но разрежение зависит и от частоты вращения п ко-
ленчатого вала: при одном и том же положении дроссельной
заслонки разрежение тем больше, чем больше и. При малом
Рис. 55. Схема карбюра-
тора с дозирующей иглой,
имеющей механический
привод
56
Рис. 56. Схема карбюра-
тора с дозирующей иглой,
имеющей пневмомеханиче-
ский привод
разрежении за дроссельной заслонкой, а следовательно, и в ка-
нале 4 пружина 6 поднимает поршень 8, находящийся в цилин-
дре 7, а с ним через стержень 9 пластину 11 и иглу 10. Если ха-
рактеристика пружины подобрана правильно, то при малой
частоте вращения вала подъем иглы опережает перемещение
лапки 12 и определяется разрежением во впускном трубопрово-
де. Это позволяет при малой частоте вращения коленчатого ва-
ла увеличивать площадь проходного сечения жиклера 5, в ре-
зультате чего смесь обогащается. При большой частоте
вращения коленчатого вала, когда разрежение велико, положе-
ние иглы определяется положением лапки 12. Лапка, таким
образом, ограничивает опускание иглы для любого положения *
дроссельной заслонки. В некоторых карбюраторах в компенса-
ции состава смеси помимо иглы участвует система холостого
хода.
§ 6. Вспомогательные устройства
карбюратора
Главная дозирующая система карбюратора приготовляет
смесь необходимого состава только для средних нагрузок при
установившемся режиме работы двигателя. Карбюратор,
имеющий только одну главную дозирующую систему, отрегу-
лированную на экономичную работу двигателя, не обеспечи-
вает получение максимальной мощности при полном открытии
дроссельной заслонки, надежную работу двигателя на режимах
холостого хода и принудительного холостого хода, а также его
хорошую приемистость, нормальный пуск и приемлемые пока-
затели по токсичности отработавших газов.
Для устранения указанных недостатков современные карбю-
раторы снабжают целым рядом специальных вспомогательных
устройств. Для обогащения смеси применяют обогатительные
устройства: экономайзеры, эконостаты, насосы-ускорители.
К числу устройств, обеспечивающих экономичную работу дви-
гателя с приемлемым уровнем токсических компонентов в от-
работавших газах на режимах холостого хода и принудитель-
ного холостого хода, относятся системы холостого хода,
экономайзеры принудительного холостого хода, регуляторы
разрежения и др.
57
Для облегчения пуска и прогрева холодного двигателя кар-
бюраторы оснащают различными автоматическими или по-
луавтоматическими пусковыми устройствами. Для обеспечения
нормального пуска горячего двигателя применяют пневмокла-
паны для перепуска топлива, а также клапаны разбалансирова-
ния поплавковой камеры. Кроме того, современные карбюра-
торы часто имеют ограничитель максимальной частоты
вращения коленчатого вала двигателя, а карбюраторы двигате-
лей автомобилей, работающих в высокогорных условиях, мо-
гут быть оборудованы высотными корректорами. Многока-
мерные карбюраторы снабжают устройствами, обеспечиваю-
щими нормальную работу двигателя в момент включения
в работу вторичных камер.
Экономайзер
Экономайзер карбюратора представляет собой устройство,
обогащающее горючую смесь до состава, необходимого для
получения максимальной мощности при полном открытии
дроссельной заслонки или открытии, близком к нему. С по-
мощью экономайзера расход топлива увеличивается на режи-
мах максимальной мощности и уменьшается при переходе
к средним нагрузкам, что обеспечивает, таким образом, наибо-
лее экономичную работу двигателя на средних нагрузках.
Действие экономайзера обусловлено изменением сопроти-
вления топливной системы при помощи особого клапана
(иглы), открывающегося при положении дроссельной заслонки,
близком к полному открытию. В отдельных случаях изменение
сопротивления топливной системы достигается увеличением
или уменьшением площади проходного сечения жиклера дози-
рующей иглой.
Подача дополнительного топлива производится через жи-
клер экономайзера, устанавливаемый параллельно или после-
довательно с главным жиклером.
При параллельной установке жиклера экономайзера и глав-
ного жиклера (рис. 57, а) топливо подводится в распылитель
4 при открытом с помощью рычага 5 клапане 1 экономайзера
сразу через два жиклера: главный 3 и жиклер 2 экономайзера.
В этом случае площадь сечения главного жиклера подбирают
так, чтобы на средних нагрузках, когда клапан 1 закрыт, полу-
чалась смесь экономичного состава. Через жиклер экономайзе-
I
•
Дополнительное коли-
чество топлива подают
в смесительную камеру
или через главную дози-
рующую систему, или че-
рез отдельный распыли-
тель.
Рис. 57. Схема экономай-
зера с механическим приво-
дом
58
I
•
Суммарная подача
топлива при полном от-
крывании дроссельной за-
слонки должна быть та-
кой, чтобы состав смеси
обеспечивал получение
максимальной мощности.
ра подается дополнительное количество топлива, необходимое
для обогащения смеси (около 15-20% количества топлива,
подаваемого через главный жиклер). Следовательно, площадь
сечения этого жиклера должна быть значительно меньше пло-
щади главного жиклера. Это и служит исходным условием для
определения площади проходного сечения жиклера экономай-
зера.
При перепаде давления Дрд между поплавковой камерой
и диффузором и площади проходного сечения главного жикле-
ра /д расход топлива через него (без учета компенсационной си-
стемы) GT = Цж/ж1/2Дрдрт.
Количество вытекающего топлива должно быть таким,
чтобы состав смеси отвечал экономичной регулировке, т.е.
коэффициент избытка воздуха а должен быть равным ~ 1,1.
Расход топлива через жиклер экономайзера при известной
площади его проходного сечения fQ
<?т0 = М-о/о ]/2ЛрдРт»
где ц0 - коэффициент расхода жиклера экономайзера.
При последовательной установке жиклера экономайзера
и главного жиклера (рис. 57, б) топливо из поплавковой камеры
проходит последовательно через жиклеры 2 и 3. Когда дрос-
сельная заслонка открывается полностью, клапан 1 экономай-
зера тоже открывается, и часть топлива, минуя жиклер 2, через
главный жиклер 3 поступает в распылитель 4. Сопротивление
потоку топлива уменьшается, расход топлива увеличивается,
и смесь обогащается. Жиклер экономайзера в этом случае дол-
жен иметь большую площадь проходного сечения, чем
главный, так как сопротивление его невелико. Опыты показы-
вают, что последовательная установка двух одинаковых жикле-
ров приводит к уменьшению расхода топлива приблизительно
на 20%. При таком включении жиклеров площадь сечения глав-
ного жиклера подбирают исходя из условия получения макси-
мальной мощности. Площадь сечения жиклера экономайзера
должна быть такой, чтобы при включении жиклера сопроти-
вление потоку топлива увеличивалось настолько, насколько это
необходимо для получения смеси экономичного состава.
При последовательной установке главного жиклера и жи-
клера экономайзера на преодоление сопротивления последнего
затрачивается часть общего перепада давления Дрд. Тогда ис-
течение топлива из главного жиклера будет происходить под
действием перепада Арп — Др0. Расход топлива в этом случае
= Цж./ж 2 (Дрд Лро) рт.
Расход топлива GTo через жиклер экономайзера определяют
по формуле, приведенной выше.
При закрытом клапане 1 G? — GTo (на основании неразрыв-
ности истечения). Тогда из выражений для G? и GTo имеем
д =_________Ард________
1 + [Ро/о / (Цж/ж)]2
Учитывая, что жиклеры экономайзера и главный выпол-
няют конструктивно одинаково и скорости в проходных сече-
59
ниях этих жиклеров при совместной работе также примерно
равны, можно принять р0 = рж- Тогда
Лп АРд
Р° 1+(/о//ж)2'
После подстановки Др0 в выражение для G? получаем
Г'-„ f 1А «О //ж)2 Л п
Ст-Иж/ж|/21+(/о//ж)2 АРдРт
или, обозначив /0 /^ж = Z?,
Gj — Цж/ж
27 + ,/л<’>1’’
Расход топлива Gj должен быть таким, чтобы коэффициент
избытка воздуха соответствовал экономичной работе двигате-
ля.
Для установления зависимости площади проходного сече-
ния жиклеров экономайзера и главного от расхода топлива че-
рез них разделим одно на другое выражения для Gt и GT: к =
= G;/Gt = |/b2/(l + Ь2). Отсюда b = |Д2/(1 - к2).
Если принять, что расход топлива при включении эконо-
майзера должен уменьшиться на 15-20% (т.е. к = 0,80 0,85),
то площадь проходного сечения его жиклера будет больше
площади проходного сечения главного жиклера в 1,33-1,5 раза.
Привод клапана может быть пневматическим или механиче-
ским. Клапан 1 с пневматическим приводом (рис. 58) может от-
крываться стержнем 2 специального поршня 4. При работе на
средних нагрузках, когда дроссельная заслонка прикрыта, раз-
режение в пространстве за ней по каналу 5 передается в по-
лость над поршнем, вследствие чего он удерживается в подня-
том состоянии: клапан экономайзера закрыт. При открытии
дроссельной заслонки разрежение падает, и наступает момент,
при котором сила упругости пружины 3 оказывается больше
силы, создаваемой разрежением. Вследствие этого поршень
опускается вниз, концом стержня открывает клапан 1 и вводит
дополнительное количество топлива. Момент включения эко-
номайзера с пневматическим приводом определяется разреже-
нием за дроссельной заслонкой. Это разрежение в различных
карбюраторах автомобильных двигателей изменяется от 0,70
до 1,80 кПа и зависит от требований, предъявляемых
к автомобилю.
Отличительной особенностью рассматриваемого экономай-
зера является то, что он включается в работу не при одном
и том же положении дроссельной заслонки, а при различных,
в зависимости от частоты вращения коленчатого вала. Такой
экономайзер включается в работу тем раньше, чем меньше и,
так как при малой частоте вращения вала разрежение, необхо-
димое для включения экономайзера, создается при меньшем
открытии дроссельной заслонки. Указанная особенность эконо-
майзера с пневматическим приводом позволяет улучшить при-
емистость автомобиля. Обычно пневматический привод регу-
60
Рис. 58. Схема экономай-
зера с пневматическим при-
водом
I
•
Экономайзерами с пнев-
матическим приводом ос-
нащены карбюраторы
К-114, К-85, К-82, К-88,
К-89 и др.
Рис. 59. Изменение мощ-
ности карбюраторного дви-
гателя от степени открытия
AF дроссельной заслонки
I
Экономайзеры с меха-
ническим приводом
имеют карбюраторы К-24,
К-25, К-127, К-133, К-126Б,
К-126П и др.
Рис. 60. Схема эконоста-
та с топливным и воз-
душным жиклерами
лируют так, чтобы экономайзер начинал работать при
разрежении за дроссельной заслонкой, равном 0,6-1,0 кПа.
Такая регулировка обеспечивает работу экономайзера при по-
лностью открытой дроссельной заслонке на всех скоростных
режимах.
К недостаткам экономайзера с пневматическим приводом
следует отнести сложность конструкции и регулировки его
в процессе эксплуатации, повышенные требования к герметич-
ности карбюратора, а также зависимость количества подавае-
мого топлива от износа поршня 4.
При механическом приводе клапан экономайзера связан
с механизмом управления дроссельной заслонки. Экономайзер
с механическим приводом включается в работу при одном
и том же положении дроссельной заслонки независимо от ча-
стоты вращения коленчатого вала, хотя мощность двигателя
по мере открытия дроссельной заслонки при различных п ме-
няется по-разному. Так, например, если при и — 2000 об/мин
экономайзер включается тогда, когда мощность еще продол-
жает увеличиваться (рис. 59, кривая 1), то при п = 1000 об/мин
он начинает работать после довольно длительного периода от-
крытия дроссельной заслонки, когда мощность двигателя прак-
тически не изменяется (кривая 2).
Для использования преимуществ экономайзеров с механиче-
ским и пневматическим приводами часто их оба вводят в кар-
бюратор (карбюраторы К-21, К-82, К-84, К-88, К-89 и др.).
В этом случае экономайзер с пневматическим приводом регу-
лируют так, чтобы он, обогащая горючую смесь, не обеспечи-
вал максимальной мощности двигателя. Экономайзер с меха-
ническим приводом регулируют на мощностной состав.смеси;
он включается при работе двигателя с почти полностью откры-
той дроссельной заслонкой.
Для обеспечения простоты конструкции карбюратора эко-
номайзеры обычно не применяют в мотоциклетных карбюра-
торах, в которых обогащение смеси осуществляется дозирую-
щей топливной иглой.
Как известно, при включении экономайзера горючая смесь
обогащается, но это приводит к увеличению неполноты сгора-
ния и к повышению токсичности отработавших газов. Поэтому
для уменьшения их токсичности в карбюраторах некоторых дви-
гателей легковых автомобилей экономайзер также не применя-
ют. Необходимые динамические качества автомобиля обеспе-
чиваются соответствующим запасом мощности двигателя.
Эконостат
Эконостат, так же как экономайзер, предназначен для обо-
гащения горючей смеси на режимах максимальной мощности.
В отличие от экономайзера эконостат не имеет клапанного
устройства, поэтому время вступления его в работу зависит
только от разрежения в устье распылителя.
На рис. 60 представлена схема эконостата с воздушным
и топливным жиклерами. При полностью открытой дроссель-
ной заслонке на скоростных режимах, близких к максимально-
му, значительно возрастает разрежение в устье распылителя
1 эконостата, и топливо из поплавковой камеры через жиклер
61
4 эконостата поступает в канал 3. К топливу подмешивается
воздух, проходящий через воздушный жиклер 2, и образовав-
шаяся эмульсия поступает через распылитель 1. эконостата
в камеру, обогащая смесь.
Эконостаты применяют в карбюраторах автомобилей се-
мейства ВАЗ «Жигули», в карбюраторе К-126Н и др. Причем
в карбюраторе К-126Н одновременно используют экономайзер
и эконостат. При полном открытии дроссельных заслонок эко-
номайзер действует при работе двигателя по всей внешней ха-
рактеристике, а эконостат работает только в зоне максималь-
ной мощности.
Насос-ускоритель
При необходимости быстрого увеличения частоты враще-
ния коленчатого вала при нагрузке двигателя резко открывают
дроссельную заслонку. Практика эксплуатации карбюраторных
двигателей показывает, что резкое открытие дроссельной за-
слонки сопровождается заметным обеднением смеси. В резуль-
тате этого -повышение частоты вращения вала или нагрузки
двигателя замедляется, т.е. приемистость двигателя ухудшает-
ся. В отдельных случаях обеднение смеси может быть настоль-
ко значительным, что двигатель может перестать работать.
Резкое открытие дроссельной заслонки сопровождается уве-
личением разрежения в диффузоре карбюратора и приводит
к повышению скоростей топлива и воздуха. Скорость воздуха
растет быстрее скорости топлива, в результате чего горючая
смесь обедняется. Этому способствует также повышение давле-
ния во впускном трубопроводе, являющееся следствием увели-
чения открытия дроссельной заслонки. С повышением этого
давления ухудшается испарение топлива и увеличивается обра-
зование пленки на стенках впускного трубопровода. Такое же
действие вызывает понижение температуры смеси, происходя-
щее вследствие повышения количества поступающего воздуха.
В отдельных конструкциях карбюраторов, в которых питание
системы холостого хода производится из главной дозирующей
системы (например, карбюраторы К-25, К-25А и др.), обедне-
нию горючей смеси при резком открытии дроссельной заслон-
ки способствует недостаточное количество топлива в главной
дозирующей системе после главного жиклера.
Для предотвращения обеднения горючей смеси при резком
открытии дроссельной заслонки в карбюраторах применяют
специальное устройство-насос-ускоритель, подающее в этот
момент дополнительное количество топлива.
На рис. 61 показана схема насоса-ускорителя с механиче-
ским приводом. По такой схеме выполнены насосы-ускорители
карбюраторов К-88А, К-129В, К-84, К-127, К-126П и др. Шток
4 поршня 7, который движется в цилиндре 6, через пластину
2 и систему рычагов связан с осью 10 дроссельной заслонки 9.
Когда дроссельная заслонка закрывается, поршень поднимает-
ся и цилиндр заполняется топливом через впускной клапан 5.
Выпускной клапан 8 при этом закрыт. При резком открытии
дроссельной заслонки с помощью системы рычагов и пластины
2 сжимается пружина 3, которая толкает поршень вниз. При
62
I
•
Насосы-ускорители мо-
гут иметь механический
или пневматический при-
вод. Нередко их объеди-
няют с экономайзером.
По данным эксперимен-
тов, впрыскивание топли-
ва насосом-ускорителем
должно продолжаться в
течение 1-2 с. Для получе-
ния такой затяжной пода-
чи топлива в привод порш-
ня насоса-ускорителя ус-
танавливают пружину.
Рис. 61. Схема насоса-
ускорителя с механическим
приводом
I
•
На карбюраторах дви-
гателей семейства ВАЗ,
ЗИЛ-130Ф и ЗИЛ-1 ^уста-
новлены насосы-ускорите-
ли диафрагменного типа.
Принцип действия диа-
фрагменных ускори-
тельных насосов такой же,
как и поршневых? Преиму-
щество диафрагменных
насосов-полная гермети-
зация поплавковой ка-
меры, стабильность пода-
чи топлива.
небольшом открытии дроссельной заслонки движение поршня
под действием пружины продолжается до тех пор, пока голов-
ка штока не коснется пластины, а при большом открытии
дроссельной заслонки-пока поршень не достигнет крайнего
нижнего положения. При резком движении поршня вниз впуск-
ной клапан закрывается, а выпускной открывается, и топливо
через жиклер 1 насоса-ускорителя впрыскивается в смеситель-
ную камеру. При медленном открытии дроссельной заслонки
топливо возвращается через впускной клапан и частично через
зазор между поршнем и стенками цилиндра в поплавковую ка-
меру карбюратора.
Обеднение смеси наиболее интенсивно в начале открытия
дроссельной заслонки. Поэтому положение рычага на оси дрос-
сельной заслонки выбирают с таким расчетом, чтобы в на-
чальный период ее открытия ход поршня был наибольшим.
Явления, обусловливающие обеднение смеси при резком от-
крытии дроссельной заслонки, наиболее интенсивно про-
являются при низкой температуре окружающего воздуха.
Поэтому зимой и поздней осенью для обогащения смеси нуж-
но подавать больше топлива, что достигается присоединением
поводка к наиболее удаленному от оси дроссельной заслонки
отверстию на рычаге. При этом увеличивается ход поршня,
а следовательно, и количество впрыскиваемого топлива. /
Схема насоса-ускорителя с пневматическим приводом ана-
логична схеме экономайзера с пневматическим приводом, рас-
смотренной выше. Насосы-ускорители с таким приводом не на-
шли широкого распространения (карбюраторы К-49, К-21).
В мотоциклетных двигателях вследствие короткой выпуск-
ной трубы смесь при резком открытии дроссельной заслонки
обедняется меньше, чем в автомобильных. Поэтому в карбюра-
торах мотоциклетных двигателей насос-ускоритель можно не
устанавливать. ♦
Устройство холостого хода
Дроссельная заслонка при работе двигателя на режиме хо-
лостого хода почти полностью закрыта. Разрежение в диффу-
зоре уменьшается до нескольких десятков паскалей. Подача
топлива через распылитель главной дозирующей системы
прекращается.
Для получения смеси, обеспечивающей устойчивую работу
двигателя на режиме холостого хода (а ж 0,6), используется раз-
режение за дроссельной заслонкой, которое на этом режиме
достигает максимального значения (4 кПа и более).
На рис. 62, а и б показаны две наиболее распространенные
схемы системы холостого хода современных карбюраторов,
в которых питание производится из главной дозирующей си-
стемы после главного жиклера 13.
При работе на режиме холостого хода под действием разре-
жения в пространстве за дроссельной заслонкой топливо из
главной дозирующей системы через жиклер 1 холостого хода
по каналу 2 поступает в канал 3 и далее в канал 7. По пути
к топливу примешивается воздух, поступающий через нерегу-
63
4
Рис. 62. Схемы систем хо-
лостого хода
лируемое отверстие 6 и регулируемое 4. В результате этого
образуется эмульсия, подводимая к отверстиям 8 и 9 и через
них в смесительную камеру, в которой эмульсия подхватывает-
ся проходящим воздухом и перемешивается с ним,-образуется
горючая смесь. Отверстие 8 у карбюраторов с падающим по-
током должно быть расположено несколько выше края дрос-
сельной заслонки, а у карбюраторов с восходящим потоком—
несколько ниже. Положение дроссельной заслонки 10 на
режиме холостого хода регулируют с помощью рычага И
и упорного винта 12.
При малой частоте вращения вала на режиме холостого хо-
да, когда дроссельная заслонка почти полностью закрыта, от-
верстие 8 находится перед дроссельной заслонкой, т. е. в зоне,
где разрежение почти отсутствует. Поэтому эмульсия подается
только через отверстие 9, а через отверстие 8 поступает чистый
воздух, который примешивается к эмульсии в канале 7. Основ-
ное назначение отверстия 8 состоит в том, чтобы не допустить
переобеднения смеси в первые моменты открытия дроссельной
заслонки при переходе от малой частоты вращения холостого
хода к большой. При открытии дроссельной заслонки отвер-
стия 8 и 9 оказываются в зоне больших разрежений. Подача
воздуха через отверстие 8 прекращается. Эмульсия поступает
через отверстия 8 и 9, что обеспечивает состав смеси, необхо-
димый для плавного перехода двигателя с режима холостого
хода к работе с нагрузкой.
Для регулирования качества смеси на режиме холостого хо-
да служит регулировочный винт 5. Возможны два варианта ре-
гулирования состава смеси на режиме холостого хода. В пер-
вом случае (рис. 62, а), ввинчивая винт 5, соответственно
уменьшают или увеличивают количество воздуха, проходящего
через отверстие 4. Вследствие этого изменяется разрежение
в системе холостого хода и количество топлива, проходящего
через жиклер холостого хода. Во втором случае (рис. 62, б), ког-
да винт 5 установлен напротив отверстия 9, изменяется количе-
ство топливной эмульсии, подаваемой в смесительную камеру.
Одновременно изменяется и разрежение в системе холостого
хода.
64
Первая схема регулирования состава смеси на режиме холо-
стого хода применяется реже, так. как обеднение смеси при
малой частоте вращения вала приводит к обеднению смеси при
переходе двигателя с режима холостого хода на работу с на-
грузкой. Переобогащение же смеси при регулировании обусло-
вливает перерасход топлива, разжижение смазочного материа-
ла и т.п. Преимуществом регулирования количества подавае-
мой эмульсии является возможность регулирования состава
смеси только при малой частоте вращения вала, причем обога-
щение смеси происходит только в пределах, допускаемых про-
ходным сечением жиклера холостого хода.
Регулировочным винтом 5 и упорным винтом 12, ограничи-
вающим закрытие дроссельной заслонки при работе двигателя
на режиме холостого хода, регулируют устойчивую минималь-
ную частоту вращения холостого хода.
Наличие регулировочных винтов (упора дроссельной за-
слонки и винта регулирования качества смеси) дает возмож-
ность в эксплуатации бесконтрольно и в широких пределах из-
менять состав смеси и соответственно содержание окиси
углерода в отработавших газах. Для сужения диапазона некон-
тролируемого воздействия в конструкции карбюраторов вво-
дят предельные винты и с их помощью на заводе-изготовителе
или на станциях технического обслуживания устанавливают
предельно обогащенную смесь или предельно обедненную
смесь. Однако регулируя частоту вращения коленчатого вала
винтом упора дроссельной заслонки, можно повысить токсич-
ность отработавших газов на режиме холостого хода и на
переходных режимах.
Для устранения перечисленных недостатков в конструкцию
современных карбюраторов вводят дополнительную систему
холостого хода. Дополнительные системы включают парал-
лельно основной системе холостого хода после главного жи-
клера или выполняют с питанием непосредственно из поплав-
ковой камеры карбюратора.
На рис. 63 приведена схема карбюратора с основной и до-
полнительной системами холостого хода. Топливо в системы
холостого хода поступает из эмульсионного колодца. На стен-
Рис. 63. Схема карбюра-
тора с основной и дополни-
тельной системами холо-
стого хода
65
де завода-изготовителя винтом упора дроссельной заслонки
и винтом 7 заводской настройки для имеющихся воздушного
1 и топливного 2 жиклеров устанавливают заданный расход
воздуха и требуемое количество топлива, поступающее в за-
дроссельное пространство. После этого винт упора и винт
7 пломбируют. Для дальнейшей поднастройки карбюратора на
двигателе в условиях эксплуатации используют только винт
6 дополнительной системы. В дополнительную систему холо-
стого хода топливо поступает через жиклер 4 и эмульсируется
воздухом, прошедшим через жиклер 3. Эмульсия смешивается
с воздухом, поступающим через воздушный канал 5 большого
сечения, находящийся над закрытой дроссельной заслонкой,
и эта смесь поступает через регулируемое винтом 6 отверстие
в канал 8 системы холостого хода, а затем в пространство сме-
сительной камеры под дроссельной заслонкой. Топливный
и воздушный жиклеры и каналы системы холостого хода по-
добраны так, что объемная концентрация горючей смеси в до-
полнительной системе составляет 1:8000. Поэтому при враще-
нии винта 6 состав смеси остается неизменным, а частота
вращения коленчатого вала двигателя изменяется.
Для предотвращения самовоспламенения смеси при выклю-
ченном зажигании (калильное зажигание) и для исключения ис-
течения топлива и его паров через систему холостого хода по-
сле остановки горячего двигателя современные системы холо-
стого хода оснащают электромагнитным клапаном 9, который
при выключении зажигания перекрывает канал холостого хода.
Устройства, обеспечивающие работу
карбюратора на режиме принудительного
холостого хода
Автомобильные двигатели значительную часть времени мо-
гут работать на режимах принудительного холостого хода,
когда частота вращения коленчатого вала поддерживается за
счет кинетической энергии автомобиля (движение автомобиля
под уклон, торможение двигателем и др.). В этих случаях раз-
режение за дроссельной заслонкой превышает значения, со-
ответствующие тому же положению дроссельной заслонки на
режиме холостого хода. Вследствие критических скоростей
в системах дозирования карбюратора состав и количество сме-
си, подаваемой карбюратором при фиксированном положении
дроссельной заслонки, при возрастании частоты вращения
остаются неизменными. Это приводит к увеличению коэффи-
циента остаточных газов и уменьшению коэффициента напол-
нения. В результате состав рабочей смеси в камере сгорания
выходит за пределы воспламеняемости, происходят хлопки
в глушителе вследствие пропусков сгорания в цилиндре и вы-
брос несгоревших углеводородов в атмосферу. Кроме того,
значительно возрастает расход масла, увеличиваются дымле-
ние и нагарообразование.
Для уменьшения содержания токсических компонентов в от-
работавших газах на таких режимах работы двигателя приме-
няют разнообразные устройства. Эти устройства либо ограни-
66
Рис, 64. Экономайзер при- чивают рост разрежения во впускном трубопроводе и тем
нудительного холостого самым уменьшают подсос масла в камеру сгорания и увеличи-
хода вают подачу горючей смеси в цилиндр, либо полностью пре-
кращают поступление топлива в цилиндр при работе двигателя
на режимах принудительного холостого хода.
К числу устройств, ограничивающих повышение разрежения
во впускном трубопроводе, относятся замедлитель закрытия
дроссельной заслонки и вакуумный регулятор положения дрос-
сельной заслонки. Неотъемлемыми элементами таких
устройств являются электронные регуляторы частоты враще-
ния и электропневмоклапаны. При работе на режиме принуди-
тельного холостого хода дроссельная заслонка не может пол-
ностью закрыться до тех пор, пока частота вращения не
достигнет значения, соответствующего режиму нормального
холостого хода.
К числу устройств, прекращающих поступление топлива
в цилиндр, относятся экономайзеры принудительного холосто-
го хода (рис. 64). Они автоматически перекрывают доступ
топлива в систему холостого хода при режиме принудительно-
го холостого хода. Экономайзер принудительного холостого
хода управляется электропневмоклапаном, который, в свою
очередь, работает под управлением электронного блока. При
пуске двигателя электронный блок 1 управления подает напря-
жение на электропневмоклапан 9, который соединяет полость
7 экономайзера с полостью впускного Трубопровода 5. Под
действием разрежения во впускном трубопроводе диафрагма
6 экономайзера отводит клапан 5 и открывает отверстие 4 си-
стемы холостого хода. В это же время микропереключатель
2 при открытии дроссельной заслонки 3 подает напряжение на
электропневмоклапан. Когда частота вращения вала двигателя
достигнет 1500-1600 об/мин, электронный блок 1 отключается,
но электропневмоклапан остается включенным, так как на него
подано напряжение через микропереключатель.
На режиме принудительного холостого хода при резком за-
крытии дроссельной заслонки микропереключатель 2 снимает
67
напряжение с электропневмоклапана. При этом электропневмо-
клапан разобщает полость 7 экономайзера со впускным трубо-
проводом и соединяет ее с атмосферой через вентиляционный
штуцер. Клапан 5 закрывает отверстие 4 системы холостого
хода, отключая подачу топливной смеси в двигатель. Если ча-
стота вращения вала двигателя уменьшится до частоты враще-
ния самостоятельного холостого хода, электронный блок упра-
вления подает напряжение на электропневмоклапан, который
вновь сообщает полость 7 экономайзера со впускным трубо-
проводом, и регулировочная игла открывает отверстие си-
стемы холостого хода.
При выключении зажигания подача тока через обмотку
электропневмоклапана прекращается, и клапан экономайзера
закрывается, предотвращая работу двигателя с самовоспламе-
нением, а также попадание паров топлива в двигатель.
Применение системы
экономайзера принуди-
тельного холостого хо-
да позволяет на 10-15%
повысить экономичность
и уменьшить токсичность
отработавших газов.
Пусковые устройства
Во время пуска двигателя частота вращения коленчатого
вала мала. Поэтому скорость воздуха во впускном трубопрово-
де в 8—10 раз меньше, чем на режимах холостого хода, и топли-
во, вытекающее из распылителя, плохо распыливается. В ре-
зультате плохого распиливания и отсутствия подогрева топ-
лива от стенок значительное количество его оседает на стенки
трубопровода в виде жидкой пленки. При этом смесь, посту-
пающая в цилиндр, получается чрезвычайно бедной, и пуск
двигателя затрудняется.
Для обеспечения надежного пуска двигателя необходимо
в цилиндры двигателя подавать сильно обогащенную горючую
смесь. Например, для облегчения пуска двигателя в холодную
погоду требуется горючая смесь с а — 0,05 4- 0,07. Такой состав
смеси существенно ниже пределов воспламеняемости, и из все-
го топлива только легкие фракции испаряются во впускной си-
стеме и сгорают в цилиндре, а большая часть топлива вы-
брасывается в атмосферу несгоревшим.
Наиболее распространенным пусковым устройством являет-
ся воздушная заслонка, снабженная автоматическим клапаном
2, которую устанавливают в приемном патрубке карбюратора
(рис. 65). Во время пуска двигателя воздушную заслонку 1 за-
крывают. Вследствие этого разрежение в диффузоре карбюра-
тора резко возрастает, увеличивается количество топлива, вы-
текающего через распылители, и горючая смесь обогащается.
Изменяя силу натяжения пружины автоматического клапана,
регулируют разрежение в диффузоре, при котором открывается
клапан и обеспечивается приготовление смеси нужного состава.
При пуске двигателя дроссельная заслонка должна быть не-
много приоткрыта, поэтому обычно оси воздушной и дроссель-
ной заслонок соединены системой тяг и рычагов, согласующи-
ми требуемые положения заслонок на режиме пуска.
После пуска двигателя горючая смесь на режиме прогрева
должна иметь состав, близкий к пределу воспламеняемости
(а = 0,35 4- 0,45). Если после пуска двигателя не приоткрыть
воздушную заслонку 1, то количество воздуха, проходящего че-
рез автоматический клапан 2, будет недостаточно для обедне-
I
В период пуска холодно-
го двигателя только 5-10%
подаваемого в цилиндры
топлива участвует в про-
цессе сгорания.
।
Рис. 65. Воздушная за-
слонка с клапанным
устройством
68
Рис. 66. Полуавтоматиче-
ское устройство пуска
и прогрева
ния смеси. Поэтому у многих карбюраторов ось воздушной за-
слонки смещена относительно оси симметрии заслонки, что
приводит к автоматическому открытию заслонки при увеличе-
нии частоты вращения вала двигателя после его пуска в связи
с ростом напора воздуха.
В некоторых конструкциях карбюраторов автоматическое
приоткрывание воздушной заслонки на требуемый угол при
прогреве обеспечивается телескопическим устройством с упру-
гим элементом и трехплечим рычагом с фасонными прорезями.
Иногда это устройство дополняется диафрагменным механиз-
мом, который в зависимости от разрежения за карбюратором
устанавливает воздушную заслонку в соответствии с режимом
работы двигателя.
На рис. 66 приведена схема полуавтоматического пускового
устройства двухкамерных карбюраторов автомобилей семей-
ства ВАЗ «Жигули». При вытягивании кнопки привода воз-
душной заслонки трос, прикрепленный винтом 5, поворачивает
трехплечий рычаг 4 вокруг его оси, что приводит при помощи
тяги 3, рычагов 1 и 2 к открытию дроссельной заслонки 15 ос-
новной камеры карбюратора. Между дроссельной заслонкой 15
и стенками смесительной камеры образуется щель шириной
0,8—0,9 мм. Одновременно телескопическая тяга 8 через рычаг
7 закрывает воздушную заслонку 6. Ось тяги 9, перемещаясь
в прорези штока 10 диафрагменного устройства, занимает
крайнее левое положение. При прокручивании вала двигателя
стартером в основной камере карбюратора создается разреже-
69
ние, и топливо через систему холостого хода и распылитель
Тлавной дозирующей системы начинает поступать в смеситель-
ную камеру.
После пуска двигателя при достижении малой частоты вра-
щения разрежение из задроссельного пространства 16 передает-
ся через канал 14 в полость 13. Под действием этого разреже-
ния диафрагма 11, ход которой регулируется винтом 12,
перемещает шток 10 вправо и при помощи тяги 9 приоткры-
вает воздушную заслонку, образуя между ней и стенками ка-
меры щель шириной 7 мм, через которую поступает большее
количество воздуха. Пружина телескопической тяги дает воз-
можность воздушной заслонке занимать промежуточное поло-
жение в зависимости от разрежения в задроссельном простран-
стве. По мере прогрева двигателя водитель вручную (кнопкой)
из салона автомобиля открывает воздушную заслонку, обедняя
смесь.
Для исключения участия водителя в операции пуска и про-
грева двигателя в современных конструциях карбюраторов
применяют автоматические устройства пуска и прогрева.
В этих устройствах для автоматического перемещения воздуш-
ной заслонки по мере прогрева двигателя применяют раз-
личные термосиловые устройства, которые действуют вслед-
ствие подогрева их жидкостью системы охлаждения, отрабо-
тавшими газами или электрическим током.
В карбюраторе К-85 и других в качестве термореагирующе-
го силового элемента применяют биметаллическую спираль,
одним концом жестко закрепленную в корпусе, а другим-на
оси воздушной заслонки. В холодном состоянии спираль под-
держивает заслонку в закрытом положении. При прогреве дви-
гателя и спирали сила ее воздействия на ось заслонки умень-
шается, и воздушная заслонка приоткрывается. При установле-
нии нормального температурного режима воздушная заслонка
открывается полностью. В таких устройствах воздушную за-
слонку устанавливают с эксцентриситетом, что позволяет воз-
душному потоку приоткрывать ее.
Схема автоматического устройства пуска и прогрева, разра-
ботанного для карбюраторов двигателей автомобилей семей-
ства ВАЗ «Жигули», показана на рис. 67. Это устройство отли-
чается от приведенного на рис. 66 полуавтоматического
устройства наличием термосилового элемента 1, обогреваемо-
го охлаждающей двигатель жидкостью. При прогреве двигате-
ля и постепенном нагревании термосилового элемента объем
наполнителя последнего увеличивается, и элемент, воздействуя
через тягу 2 и рычаг 4 на воздушную заслонку 5, открывает ее.
Одновременно с этим дроссельная заслонка 6 при помощи си-
стемы фигурных рычагов прикрывается. ПрЬграмма открытия
воздушной заслонки определяется выбором характеристик на-
полнителя термосилового элемента.
В отдельных карбюраторах для приготовления смеси нуж-
ного состава при пуске двигателя применяют пусковой карбю-
ратор, который встраивают в основной. Пусковой карбюратор
работает автономно, для чего его оснащают соответствующи-
ми дозирующими системами и приводами. Преимуществом пу-
скового карбюратора является возможность уменьшения вы-
I
В качестве термоси-
ловых элементов приме-
няют твердые и жидкие на-
полнители, например, це-
резин, парафин, канифоль,
озокерит и др.
70
3
2
Рис. 67. Автоматическое
устройство пуска и прог-
рева:
1 ~ термосиловой элемент;
2-тяга; 3- ось воздушной за-
слонки; 4-рычаг; 5-воздуш-
ная заслонка; б-дроссельная
заслонка; 7-канал; 8-по-
лость диафрагменного меха-
низма
соты карбюратора (нет воздушной заслонки). Недостаток
системы с пусковым карбюратором-относительная сложность.
В связи с увеличением в бензинах количества легких фрак-
ций и значительным форсированием двигателей возникла про-
блема пуска горячего двигателя. Плохой пуск горячего двига-
теля обусловлен переобеднением или переобогащением смеси.
Пиреобеднение смеси может быть вызвано перебоями или
прекращением подачи топлива в поплавковую камеру бензона-
сосом вследствие образования паровых пробок в бензонасосе
и топливной магистрали. Для устранения причин, затрудняю-
При пуске прогретого
двигателя нарушения про-
цесса сгорания обусло-
влены чрезмерным обога-
щением горючей смеси
вследствие интенсивного
испарения топлива во
впускном тракте и в по-
плавковой камере карбю-
ратора.
щих пуск горячего двигателя вследствие переобеднения смеси,
применяют насос с электрическим приводом, расположенный
непосредственно в бензобаке (утопленного типа); используют
топливопроводы, изготовленные из материалов с низким коэф-
фициентом теплопроводности; защищают топливные маги-
страли от нагрева экранами; увеличивают подачу топливопод-
качивающих насосов и применяют системы перепуска топлива
из магистрали после бензонасоса обратно в топливный бак.
Переобогащение смеси может быть обусловлено наличием
излишнего количества паров бензина в поплавковой камере,
паровых пузырей в дозирующих системах и присутствием бен-
зовоздушной смеси в тракте карбюратора. Излишнее испаре-
ние топлива в поплавковой камере происходит вследствие на-
грева топлива в поплавковой камере после останова двигателя.
Для ограничения подогрева топлива следует обеспечить тепло-
вую изоляцию карбюратора от нагретых элементов двигателя
(экраны, теплоизоляционные прокладки между карбюратором
и впускным трубопроводом).
Наиболее эффективным средством улучшения пусковых ка-
честв карбюратора при пуске горячего двигателя является вен-
тиляция поплавковой камеры. Все современные карбюраторы
71
оснащены клапанами разбалансировки, которые включаются
либо механически при опускании педали управления дроссель-
ной заслонкой, либо электрически при выключении системы за-
жигания (карбюраторы К-127, К-129В, ВАЗ-2101 и др.).
В отдельных конструкциях карбюраторов применяют
двойные клапаны разбалансировки, которые при работе двига-
теля открывают балансировочный канал, соединяющий по-
плавковую камеру с приемной горловиной карбюратора. При
отпускании педали управления дроссельной заслонкой баланси-
ровочный канал перекрывается и открывается канал системы
наружной вентиляции поплавковой камеры. Поскольку выброс
паров бензина в атмосферу не разрешается, в систему наруж-
ной вентиляции включают адсорбирующие устройства.
Высотный корректор
Автотракторные двигатели, эксплуатируемые в высоко-
горных районах, а также авиационные двигатели работают на
разной высоте над уровнем моря. С подъемом на высоту на-
блюдается уменьшение мощности, повышение расхода топ-
лива, а также сокращается срок службы двигателя. Причиной
этого является уменьшение плотности воздуха и вызванное
этим понижение его массового расхода и переобогащение сме-
си. При неизменной регулировке карбюратора коэффициент из-
бытка воздуха изменяется с высотой согласно зависимости
” % ]/ркН !Рко j
где а0, рк0, ан и ркн~ коэффициенты избытка и плотности воз-
*духа соответственно на уровне моря (Н = 0) и на высоте Н.
Как показывают опыты, при подъеме на каждые 1000 м
смесь обогащается в среднем на 5-6% (рис. 68, кривая 1),
а мощность двигателя снижается примерно на 10% (рис. 69).
Одновременно установлено, что с увеличением высоты над
уровнем моря необходимо несколько меньшее обогащение го-
рючей смеси, чем то, которое обеспечивает обычный карбюра-
тор (рис. 68, кривая 2). Компенсировать потерю мощности дви-
гателя с подъемом на высоту можно различными способами:
применением наддува, увеличением степени сжатия, измене-
нием угла опережения зажигания и регулировок карбюратора.
Для предотвращения чрезмерного обогащения смеси кар-
бюраторы двигателей, работающих на различных высотах над
уровнем моря, оснащают специальными высотными корректо-
рами состава смеси. Высотные корректоры выполняют автома-
тическими или с ручным управлением. При изменении высоты
над уровнем моря состав смеси, приготовляемой карбюрато-
ром, корректируют следующими способами: 1) уменьшением
разрежения в диффузоре у распылителя; 2) изменением площа-
ди проходного сечения главного жиклера; 3) изменением разре-
жения в главной дозирующей системе; 4) изменением давления
в поплавковой камере.
На рис. 70 показана схема высотного корректора с ручным
управлением. Корректор состоит из клапана 1, изготовленного
как одно целое с зубчатой рейкой и перемещающегося по на-
Рис. 68. Зависимость коэф-
фициента избытка воздуха
а от высоты Н над уровнем
моря:
1 - фактического; 2 - опти-
мального
Рис. 69. Зависимость мощ-
ности двигателя от высоты
над уровнем моря
I
»
Применение высотных
корректоров улучшает
экономичность и повы-
шает мощность двигателя.
72
Рис. 70. Высотный кор-
ректор с ручным управле-
нием
I
•
Недостаток высотных
корректоров с ручным
управлением - необходи-
мость перемещения рыча-
га управления вручную
при изменении высоты.
правляющему стержню 3, и шестерни 2. Водитель включает
корректор с помощью рычажной передачи, поворачивающей
шестерню 2, находящуюся в зацеплении с рейкой. Клапан 1 от-
крывается, и часть воздуха через открытый клапан поступает
в смесительную камеру, минуя диффузор. Вследствие этого
разрежение в диффузоре уменьшается, и обогащение смеси
с подъемом на высоту замедляется. Преимуществом рассмо-
тренного корректора является простота его конструкции и воз-
можность осуществления экономичной дозировки топлива при
нормальных условиях. По этому принципу работают коррек-
торы, устанавливаемые на двигателях автомобилей семейства
ГАЗ и УАЗ, предназначенных для работы в высокогорных
условиях.
Более эффективными являются корректоры, автоматически
меняющие состав смеси при изменении высоты. Примером та-
кого корректора является корректор карбюратора «Солеке»
(рис. 71), работающий по принципу изменения площади про-
ходного сечения главного жиклера. Регулирование осущест-
вляется профилированной иглой 4, связанной механически
с сильфонным устройством 6, помещенным в корпусе 5. Игла
4 профилированной частью входит в главный жиклер 3. При
изменении наружного давления сильфон деформируется и пере-
мещает иглу, изменяя площадь проходного сечения главного
жиклера и тем самым состав смеси. Карбюраторы, выпол-
ненные по этой схеме, снабжены двумя топливными жиклерами
и распылителем 1. Жиклер 2 имеет постоянное сечение, а изме-
нением площади сечения жиклера 3 осуществляют регулирова-
ние состава смеси на всех режимах работы карбюратора. При
полном закрытии жиклера 2 достигается максимальное обедне-
ние смеси. Недостатками этой схемы является сложность изго-
товления профилированной иглы и нарушение с течением
времени регулировок карбюратора.
Схемы высотных корректоров, работающих по принципу
изменения разрежения в главной дозирующей системе, приве-
Рис. 71. Автоматический
высотный корректор с из-
меняемой площадью про-
ходного сечения главного
жиклера
73
Рис. 72. Высотные кор-
ректоры с изменяемым раз-
режением в главной дози-
рующей системе:
1 -распылитель; 2 - воз-
душный жиклер с постоянным
сечением; 3-воздушный жи-
клер с регулируемым сече-
нием; 4 - игла; 5 - главный то-
пливный жиклер
дены на рис. 72. Возможны два способа обеднения смеси в кор-
ректорах такого типа: снижение разрежения в эмульсионном
колодце (рис. 72, а) и уменьшение разрежения в распылителе
(рис. 72, б). При изменении атмосферного давления воздушный
жиклер 3 с регулируемым иглой 4 проходным сечением откры-
вается, обедняя тем самым смесь. Площадь сечения жиклера
2 постоянна и подобрана из условия обеспечения оптимального
состава смеси на обычной высоте. Второй воздушный жиклер
3 в нормальных условиях закрыт. Основным недостатком рас-
смотренных схем является сложность изготовления профилиро-
ванной иглы 4.
Способ корректирования состава смеси изменением давле-
ния в поплавковой камере широко применяют в авиационных
карбюраторах (карбюраторы К-105, АК-63, «Стромберг» и др.).
Корректоры, выполненные по этой схеме, не обеспечивают рав-
номерного регулирования состава смеси на всех режимах ра-
боты двигателя.
Если автомобиль эксплуатируется в высокогорной местно-
сти временно, то для повышения экономичности можно ис-
пользовать такие мероприятия, как установка топливных жи-
клеров с уменьшенной пропускной способностью А отключение
экономайзера на высотах свыше 1000 м. Первое мероприятие
позволяет снизить расход топлива на 5-10%, а второе-на
10-15% при одновременном улучшении динамики автомобиля.
§ 7. Многокамерные карбюраторы
Один карбюратор, установленный на современный много-
цилиндровый двигатель, не обеспечит высоких экономических
и мощностных показателей автомобиля. Это обусловлено не-
возможностью достижения хорошего распиливания топлива
при работе двигателя во всем диапазоне скоростных и нагру-
зочных режимов, а также неравномерностью состава и количе-
ства смеси, поступающей в отдельные цилиндры. В однокамер-
ном карбюраторе хорошее распыливание топлива обеспечи-
74
Для устранения недо-
статков однокамерных
карбюраторов на неко-
торых двигателях устана-
вливают несколько одно-
камерных или один много-
камерный карбюратор.
Во всех карбюраторах
с последовательным
включением камер основ-
ная камера отрегулирова-
на на приготовление обед-
ненной смеси.
Рис. 73. Схема механиче-
ского привода дроссельной
заслонки дополнительной
камеры
вается только в сравнительно узком Диапазоне изменения
скорости воздуха в диффузоре.
Многокамерные карбюраторы выполняют с параллельным
и последовательным включением камер в работу. В карбюра-
торах с параллельным включением камер каждая камера пи-
тает свою группу цилиндров (карбюраторы К-126Б, К-88А
и др.). Дроссельные заслонки камер таких карбюраторов
имеют синхронное управление. При установке двухкамерного
карбюратора с параллельным включением камер топливо рас-
пределяется по цилиндрам более равномерно и несколько рас-
ширяется диапазон режимов работы, при котором обеспечи-
вается хорошее распыливание. Однако качество распиливания
топлива при использовании многокамерных карбюраторов
такое же, как и при установке двух однокамерных.
Большое распространение получили двухкамерные карбю-
раторы с последовательным включением камер в работу (кар-
бюраторы К-126Н, К-126П, ВАЗ-2101 и др.). На восьмицилин-
дровых V-образных двигателях иногда устанавливают четырех-
камерные карбюраторы, которые представляют собой два
соединенных карбюратора с последовательным включением ка-
мер, каждая из которых питает свою группу цилиндров (кар-
бюратор К-114).
В двухкамерных карбюраторах основная (первичная) камера
обеспечивает работу двигателя на режиме холостого хода при
малых и средних нагрузках. Дополнительная (вторичная) каме-
ра включается при переходе к работе с полной нагрузкой. Обы-
чно дополнительная камера начинает работать при открытии
дроссельной заслонки основной камеры на 55-70%. Полное же
включение в работу основной и дополнительной камер осу-
ществляется одновременно.
Основные камеры, как правило, имеют меньшее проходное
сечение и более высокие скорости воздуха в диффузоре. Они
оборудованы всеми системами, которые имеются в однока-
мерных карбюраторах (главная дозирующая система, насос-
ускоритель, экономайзер, эконостат, система холостого хода,
автоматическое устройство пуска и прогрева и др.). Дозирую-
щие элементы основной камеры регулируют с особой тщатель-
ностью, так как работа этой камеры определяет в основном
токсичность отработавших газов и экономичность работы
двигателя.
Дополнительную камеру регулируют на обогащенную
смесь, что позволяет улучшить динамику автомобиля без за-
метного ухудшения топливной экономичности. Дополнитель-
ная камера имеет главную дозирующую систему, переходную
систему, обогащающую смесь в момент включения дополни-
тельной камеры, а иногда экономайзер и эконостат.
Дроссельные заслонки дополнительных камер имеют меха-
нический и пневматический приводы. На рис. 73 показан ры-
чажный механизм, связывающий дроссельные заслонки 1 и
4 основной и дополнительной камер карбюратора К-114 при
помощи кулисы 3 и тяги 2. Привод дроссельной заслонки ос-
новной камеры осуществляется рычагом 5. Момент вступления
дополнительной камеры в работу определяется геометрически-
ми параметрами кулисы и тяги.
75
Рнс. 74. Схема пневмати-
ческого привода дроссель-
ной заслонки дополнитель-
ной камеры
Пневматический привод дроссельной заслонки дополни-
тельной камеры (рис. 74) происходит при помощи диафрагмен-
ного механизма, верхняя полость которого соединена каналами
с полостями диффузоров основной и дополнительной камер че-
рез жиклеры 7 и 8, а нижняя полость-с атмосферой. Под воз-
действием разрежения в диффузорах диафрагма 1 перемещает-
ся и воздействует на шток 6 и систему рычагов 2, 4, 5,
связанных с дроссельной заслонкой 3 дополнительной камеры.
Пневмопривод по мере изменения скоростного режима работы
двигателя изменяет положение дроссельной заслонки 3 допол-
нительной камеры. При полном открытии дроссельной заслон-
ки основной камеры и увеличении нагрузки частота вращения
коленчатого вала уменьшается, вызывая снижение разрежения
в диффузорах. Диафрагма под действием пружины переме-
щается вниз, и дроссельная заслонка 3 дополнительной камеры
закрывается, что обусловливает повышение скорости потока
воздуха через основную камеру и улучшение в результате этого
распыливания топлива.
При резком закрытии дроссельной заслонки основной ка-
меры рычаг 2 блокировки при помощи рычага 5 закрывает
дроссельную заслонку дополнительной камеры, предотвращая
увеличение частоты вращения вала двигателя.
Вступление в работу дополнительной камеры вызывает ре-
зкое переобеднение горючей смеси вследствие раздвоения пото-
ка воздуха и последующего уменьшения скорости его в диффу-
зоре основной камеры, а также недостаточно эффективного
обогащения смеси в дополнительной камере. В работе двигате-
ля возникают «провалы», вызывающие толчки в трансмиссии
и вспышки во впускной системе. Провал в работе двигателя
в момент включения дополнительной камеры обычно устра-
I
4
Соединение полости над
диафрагмой с диффузора-
ми основной и дополни-
тельной камер исключает
возникновение автоколе-
баний механизма пневмо-
привода.
Рис. 75. Схема карбюра-
тора двигателя автомобиля
ВАЗ-2105 «Жигули»:
1 - рычаг насоса-ускорителя;
2-винт регулировки насоса-
ускорителя; 3-пробка обрат-
ного клапана; 4 и 57-про-
кладки; 5-поплавковая ка-
мера; б-топливный жиклер
переходной системы допол-
нительной камеры; 7 и 9-со-
ответственно воздушный и
топливный жиклеры эконо-
стата; 8 -воздушный жиклер
переходной системы; 10 и
14 - соответственно воздуш-
ный жиклер и распылитель
главной дозирующей систе-
мы дополнительной камеры;
11 и 12-соответственно
эмульсионный жиклер и рас-
пылитель эконостата; 13-
крышка карбюратора; 15-
малый диффузор дополни-
тельной камеры; 16 и 17-со-
ответственно винт-клапан и
распылитель насоса-ускори-
теля; 18 - малый диффузор ос-
новной камеры; 19 -воздуш-
ная заслонка; 20 -соедини-
тельная втулка; 21 -воздуш-
ный жиклер главной дози-
рующей системы основной
камеры; 22-воздушный жик-
лер пускового устройства;
23-тяга воздушной заслон-
ки; 24 и 25-соответственно
корпус и шток пускового
76
устройства; 26 и 27-соот-
ветственно диафрагма и ре-
гулировочный винт пусково-
го устройства; 28-канал сис-
темы холостого хода; 29-
седло игольчатого клапана;
30-игольчатый клапан; 31-
штуцер подвода топлива;
32 -топливный фильтр; 33-
кронштейн поплавка с упо-
ром и язычком; 34 -шарик
демпфера игольчатого клапа-
на; 35-поплавок; 36 и 37-
соответственно топливный и
воздушный жиклеры системы
холостого хода; 38 и 39-со-
ответственно главный топ-
ливный жиклер и эмульси-
онная трубка основной ка-
меры; 40-пневмоклапан; 41 -
шланг к впускному трубо-
проводу; 42-шланг, соеди-
няющий пневмоклапан с по-
лостью экономайзера прину-
дительного холостого хода;
43 - регулировочный винт ка-
чества смеси системы холо-
стого хода; 44-игла эконо-
майзера принудительного хо-
лостого хода; 45-регулиро-
вочный винт системы холо-
стого хода; 46-седло иглы
экономайзера; 47-канал сис-
темы холостого хода; 48-от-
верстия системы холостого
хода; 49 и 53 -дроссельные
заслонки соответственно ос-
новной и дополнительной ка-
мер; 50 и 52 - соответствен-
няют дополнительной подачей топлива, которую осущест-
вляют переходные системы, а также специально отрегулиро-
ванные насосы-ускорители, интенсивно впрыскивающие топли-
во в момент включения дополнительной камеры в работу.
Пневмопривод заслонки дополнительной камеры обеспечивает
ее плавное включение, что ограничивает обеднение смеси.
§ 8. Общая схема карбюратора
Общую схему карбюратора рассмотрим на примере карбю-
ратора ВАЗ-2105 (рис. 75), устанавливаемого на двигателе авто-
мобиля ВАЗ-2105 «Жигули».
Карбюратор двухкамерный, с падающим потоком, выпол-
нен по классической схеме с пневматическим торможением по-
тока топлива. Дроссельная заслонка 49 основной (первичной)
камеры 50 открывается при нажатии на педаль управления за-
слонкой, а заелонка 53 дополнительной (вторичной) камеры 52
открывается от пневмопривода автоматически. Карбюратор
имеет сбалансированную поплавковую камеру, две главные до-
зирующие системы, диафрагменное пусковое устройство,
облегчающее пуск холодного двигателя, эконостат с пневмо-
приводом, диафрагменный насос-ускоритель с механическим
приводом, систему холостого хода, экономайзер принудитель-
ного холостого хода, переходную систему.
Карбюратор состоит из трех основных частей, выполненных
но основная и дополнитель-
ная смесительные камеры;
51 -корпус поплавковой ка-
меры; 54-отверстия переход-
ной системы; 55-корпус
дроссельных заслонок; 56-
втулка каналов переходной
системы; 58 и 60-соответ-
ственно эмульсионная труб-
ка и главный жиклер до-
полнительной камеры; 59-
канал насоса-ускорителя; 61-
63-соответственно впускной
клапан, перепускной жиклер
и диафрагма насоса-ускори-
из цинкового сплава методом литья под давлением: крышки
13, корпуса 51 поплавковой камеры и корпуса 55 дроссельных
заслонок. Между этими частями расположены прокладки 4
и 57.
В крышке имеются два разделенных канала основной и до-
полнительной камер, воздушная заслонка основной камеры
с пусковым устройством, игольчатый запорный клапан подачи
топлива и фильтр. В корпусе 51 поплавковой камеры устано-
влены все основные дозирующие элементы-жиклеры, эмуль-
77
сионные трубки 39 и 58, малые съемные диффузоры 15 и 18, от-
литые вместе с распылителями, а также диафрагменный
насос-ускоритель с распылителем 17. В корпусе дроссельных
заслонок находятся заслонки 49 и 53 основной и дополнитель-
ной камер, винты 45 и 43 регулировки холостого хода. На оси
заслонки 49 основной камеры расположен золотник вентиля-
ций картера. На корпусе дроссельных заслонок крепится эконо-
майзер принудительного холостого хода.
Топливо в карбюратор (в поплавковую камеру) подается
бензиновым насосом через штуцер 31, фильтр 32 и игольчатый
клапан 30. Шарик 34 демпфера игольчатого клапана обеспечи-
вает постоянный уровень топлива в камере. Регулировка уров-
ня топлива в камере достигается отгибанием язычка поплавка
35. Для ограничения хода поплавка служит кронштейн 33
с упором.
Главные дозирующие системы включают в себя топливные
жиклеры 38 и 60, эмульсионные колодцы с эмульсионными
трубками 39 и 58, воздушные жиклеры 10 и 21, малые диф-
фузоры 15 и 18 с распылителями главных дозирующих сис-
тем.
Главная дозирующая система основной камеры 50 обеспе-
чивает работу двигателя в широком диапазоне режимов. При
нажатии на педаль управления дроссельной заслонкой откры-
вается заслонка 49 основной камеры, разрежение в распылите-
ле увеличивается, топливо в эмульсионном колодце поднимает-
ся и при достижении нижнего ряда отверстий эмульсионной
трубки 39 захватывается воздухом, поступающим из эмуль-
сионной трубки через воздушный жиклер 21, и направляется че-
рез распылитель в диффузор.
Главная дозирующая система дополнительной камеры в от-
личие от основной работает при открытии дроссельной заслон-
ки дополнительной камеры пневмоприводом. Верхняя полость
диафрагменного механизма пневмопривода соединяется воз-
душными каналами с узкой частью больших диффузоров ос-
новной и дополнительной камер через жиклеры пневмопри-
вода.
При увеличении разрежения в больших диффузорах основ-
ной и дополнительной камер диафрагма, преодолевая усилие
пружины, перемещает шток пневмопривода и при помощи ры-
чагов открывает дроссельную заслонку дополнительной ка-
меры. Топливо через главный топливный жиклер 60 и эмуль-
сионный колодец вместе с воздухом из воздушного жиклера 10
поступает в распылитель и смесительную камеру.
Пневмопривод плавно включает главную дозирующую си-
стему и автоматически регулирует положение заслонки в зави-
симости от скоростного режима работы двигателя. При пол-
ном открытии дроссельной заслонки основной камеры
с увеличением нагрузки частота вращения коленчатого вала
двигателя, а следовательно, и разрежение в камерах умень-
шаются, заслонка дополнительной камеры прикрывается. Ос-
новной поток воздуха будет проходить через основную смеси-
тельную камеру, улучшая распыливание топлива.
При резком опускании педали управления дроссельной за-
слонкой заслонка основной камеры закрывается, и рычаг
принудительно закрывает дроссельную заслонку дополнитель-
78
*
Современные карбюра-
торы обеспечивают дози-
рование топлива с точ-
ностью ± 1,5%. Повыше-
ние точности дозирования
достигают увеличением
точности изготовления ка-
либрованных элементов
карбюратора, его регули-
рования и контроля.
I
Перепускной жиклер
подбирают таким обра-
зом, чтобы при плавном
открытии дроссельной за-
слонки все топливо пере-
пускалось в поплавковую
камеру.
ной камеры, предотвращая увеличение частоты вращения
в этот момент.
Возможность возникновения автоколебаний механизма
пневмопривода ограничена вследствие соединения полости над
диафрагмой с диффузорами дополнительной и основной камер.
Отсутствие «провалов» в работе двигателя в начале открытия
дроссельной заслонки дополнительной камеры обеспечивает
переходная система. В момент начала открытия заслонки 53
в отверстиях 54 создается разрежение, и топливо из эмульсион-
ного колодца через топливный канал, топливный жиклер
6 переходной системы, смешиваясь с воздухом из жиклера 8,
поступает по эмульсионному каналу в отверстия 54, обогащая
горючую смесь.
Эконостат, имеющий независимое питание из поплавковой
камеры, соединен с дополнительной смесительной камерой
и вступает в работу при полностью открытых дроссельных за-
слонках при работе двигателя на скоростных режимах, близких
к максимальным.
При открытых дроссельных заслонках значительно возра-
стает разрежение в малом диффузоре и распылителе 12 эконо-
стата. Топливо из поплавковой камеры 5 поступает по каналу
через жиклер 9 эконостата в каналы крышки поплавковой ка-
меры. Через воздушный жиклер 7 эконостата к топливу подме-
шивается воздух. Далее эмульсия поступает по каналу через
эмульсионный жиклер 11 эконостата в распылитель 12 и диф-
фузор 15, обогащая горючую смесь.
Насос-ускоритель диафрагменного типа приводится от ку-
лачка на оси дроссельной заслонки основной камеры. Насос
установлен около поплавковой камеры на вертикальном флан-
це. При резком открытии дроссельной заслонки 49 кулачок на-
жимает на рычаг 1 и через пружину в толкателе действует на
диафрагму 63, преодолевая сопротивление возвратной пру-
жины. Диафрагма подает топливо по топливному каналу 59,
и оно впрыскивается через распылитель в основную камеру.
Часть топлива перепускается через перепускной жиклер 62
обратно в поплавковую камеру. При обратном ходе диа-
фрагмы под действием возвратной пружины топливо из по-
плавковой камеры засасывается через жиклер 62 и впускной
клапан 61 в насос-ускоритель. Профиль кулачка обеспечивает
двойное впрыскивание; второе впрыскивание совпадает с нача-
лом открытия дроссельной заслонки дополнительной каме-
ры.
Система холостого хода включает в себя топливный
и эмульсионный каналы, жиклеры 36 и 37, экономайзер с иглой
44, регулировочные винты 43 и 45, пневмоклапан 40, соеди-
ненный воздушными шлангами с экономайзером и впускным
трубопроводом.
При работе двигателя на режиме холостого хода дроссель-
ная заслонка 49 основной камеры прикрыта, отверстия 48 рас-
полагаются выше заслонки, пневмоклапан 40 с электронным
управлением открыт, разрежение из впускного трубопровода
передается в полость диафрагмы экономайзера. Регулируемое
сечение канала 47 под действием диафрагмы экономайзера от-
крыто. Разрежение за дроссельной заслонкой 49 передается че-
рез это отверстие по эмульсионным каналам к топливному жи-
79
клеру 36 системы холостого хода. Топливо под действием
разрежения вытекает через топливный жиклер, смешивается
с воздухом, поступающим через воздушный жиклер 37 системы
холостого хода, проходит по эмульсионному каналу, где к не-
му вновь подмешивается воздух через отверстия 48, Далее
эмульсия попадает под регулировочный винт 45 качества сме-
си, под иглу 44 экономайзера и за дроссельную заслонку. Часть
эмульсии поступает через жиклер по каналу, минуя винт каче-
ства смеси, в результате чего уменьшается чувствительность
регулировки винта качества и облегчается процесс регулировки
холостого хода. Наличие отверстий 48 обусловливает отсут-
ствие провалов в работе двигателя в момент открытия дрос-
сельной заслонки, когда через них также поступает эмульсия.
Экономайзер принудительного холостого хода отключает по-
дачу топлива при работе двигателя на режиме принудительно-
го холостого хода, исключая выбросы в атмосферу окиси угле-
рода и углеводородов.
При открытии дроссельной заслонки основной камеры ры-
чаг привода освобождает рычажок микропереключателя, ко-
торый подает напряжение на пневмоклапан. Одновременно на-
пряжение на пневмоклапан подает и электронный блок
управления. При достижении двигателем 1600-1680 об/мин
электронный блок отключается, но пневмоклапан остается
включенным благодаря микропереключателю. На режиме
принудительного холостого хода резко закрывается дроссель-
ная заслонка, рычаг привода нажимает на рычажок микропере-
ключателя и включает его. В результате пневмоклапан отклю-
чается, и игла 44 экономайзера закрывает выход эмульсии.
После снижения частоты вращения до 1200-1260 об/мин вклю-
чается электронный блок управления, вновь открывается пнев-
моклапан, и двигатель начинает работать.
При выключении зажигания отключается питание электри-
ческим током, пневмоклапан закрывается,, и прекращается по-
дача эмульсии под иглу экономайзера принудительного холо-
стого хода.
Пневмоклапан с электромагнитным управлением откры-
вается при подаче тока в обмотку. Микропереключатель, при-
крепленный к карбюратору винтами, выключается рычагом
управления дроссельными заслонками (при опущенной педа-
ли).
Пусковое устройство обеспечивает пуск холодного двигате-
ля. Устройство состоит из воздушной заслонки 19 над основ-
ной камерой, трехплечего рычага привода воздушной заслонки,
телескопической тяги, тяги привода дроссельной заслонки
и диафрагменного пускового устройства. Рычаг соединен тягой
с кнопкой ручного управления, расположенной в салоне авто-
мобиля под панелью приборов.
При вытягивании кнопки трехплечий рычаг, поворачиваясь
вокруг своей оси, через тягу приоткрывает дроссельную за-
слонку основной камеры. Телескопическая тяга действует на
рычаг воздушной заслонки и закрывает ее. Тяга 23, соединен-
ная с рычагом воздушной заслонки, перемещается по пазу
штока 25 и занимает крайнее левое положение. При первых
вспышках в цилиндрах двигателя и последующей работе на ре-
жиме холостого хода разрежение из задроссельного простран-
80
I
На современном карбю-
раторе должен быть толь-
ко один регулировочный
винт для эксплуатацион-
ной регулировки, при по-
мощи которого изменяют
минимальную частоту
вращения коленчатого ва-
ла.
I
,•
Под действием разреже-
ния в камере работают
главная дозирующая си-
стема и система холостого
хода.
ства по воздушному каналу передается в полость диафрагмен-
ного механизма. Диафрагма 26, действуя на шток 25, тягу 23
и рычаг, приоткрывает воздушную заслонку, обеспечивая необ-
ходимый состав горючей смеси. Пружина в телескопической
тяге позволяет воздушной заслонке занимать промежуточные
положения в зависимости от разрежения в задроссельном про-
странстве. По мере прогрева двигателя воздушная заслонка от-
крывается вручную кнопкой из салона автомобиля.
§ 9. Конструкция карбюратора
Конструкция карбюратора должна быть такой, чтобы он
отвечал следующим требованиям.
1. Приготовлял смесь, состав которой соответствовал бы
режиму работы двигателя. Это требование определяет выбор
схемы карбюратора и тип его отдельных систем.
2. Обеспечивал быстрый переход двигателя с одного режи-
ма на другой.
3. Надежно и стабильно работал на любом режиме и в раз-
личных условиях эксплуатации двигателя. Очевидно, что на-
дежнее и стабильнее будет работать карбюратор, имеющий от-
носительно большие размеры топливных и воздушных жикле-
ров и наименьшее число движущихся деталей. Тенденцию
уменьшения числа движущихся деталей можно проследить на
примере истории развития карбюраторов.
4. Имел минимальное сопротивление движению воздуха
и горючей смеси при полном открытии дроссельной заслонки.
Однако при этом уменьшается разрежение и ухудшаются усло-
вия смесеобразования. Поэтому для выполнения указанного
требования усложняют конструкцию: например, применяют
двойные или тройные диффузоры, делают карбюратор много-
камерным с последовательным включением камер и т.п.
5. Имел возможно минимальную высоту, чтобы не увеличи-
вать высоту капота автомобиля и не ухудшать обзор дороги
водителю. При выполнении этого требования иногда созна-
тельно усложняют конструкцию карбюратора: применяют пу-
сковые карбюраторы вместо воздушных заслонок, делают Т--
образные или горизонтальные карбюраторы и т.п.
6. Обладал минимальной массой, так как карбюраторы кре-
пят на впускном трубопроводе.
7. Имел максимально простое управление и был удобным
в обслуживании. Это требование обусловило практически пол-
ную автоматизацию работы современных карбюраторов,
и многие из них в эксплуатации не регулируются.
8. Имел технологичную конструкцию.
9. Был унифицирован. Карбюратор должен быть таким,
чтобы его с небольшими переделками или без них можно было
устанавливать на различных модификациях двигателей.
Необходимо предусматривать возможность использования
карбюратора при форсировании двигателя. Ряд деталей дол-
жны быть унифицированы для возможности использования их
в различных модификациях карбюраторов.
81
Компоновка карбюратора
По принципу подачи топлива к главной дозирующей систе-
ме карбюраторы делят на поплавковые и беспоплавковые.
Беспоплавковые карбюраторы могут быть всасывающими
и впрыскивающими. Эти карбюраторы применялись на от-
дельных автомобильных двигателях, но затем были вытеснены
поплавковыми, как более простыми по конструкции и более
удобными в эксплуатации.
Поплавковые карбюраторы делают только всасывающими.
Эти карбюраторы различают главным образом по принципу
компенсации состава смеси. Как было указано выше, в боль-
шей части карбюраторов отечественных и зарубежных автомо-
бильных двигателей применяют систему компенсации состава
смеси с уменьшением разрежения у жиклера, в мотоциклетных
и лодочных карбюраторах-систему с изменением разрежения
в диффузоре путем увеличения или уменьшения площади его
проходного сечения, дополняемую системой с изменением про-
ходного сечения топливного жиклера.
Автомобильные карбюраторы большей частью выполняют
с вертикальным падающим потоком и с поплавковой камерой,
расположенной в корпусе карбюратора. При такой компоновке
обеспечивается наиболее удобное размещение карбюратора на
двигателе автомобиля, однако в этом случае карбюратор дол-
жен иметь минимальную высоту.
В связи с тенденцией уменьшения высоты капота автомоби-
лей получает распространение горизонтальная компоновка кар-
бюраторов (например карбюраторы «SU»). Возможно примене-
ние угловых карбюраторов с падающим потоком. Карбюра-
I
•
В настоящее время бес-
поплавковые карбюра-
торы используют в авиа-
ционных двигателях и
в двигателях, которые во
время работы занимают
различные положения
в пространстве (например,
в двигателях мотопил).
Рис. 76. Схемы компоно-
вок карбюраторов:
а - однокамерного автомо-
бильного ; б - двухкамерного
автомобильного; в-Г-образ-
ного автомобильного; г-мо-
тоциклетного ; д - лодочного
двигателя; е-мотопилы (бес-
поплавковый)
82
торы с восходящим потоком в настоящее время почти не
применяют, так как они имеют большое сопротивление вслед-
ствие двойного поворота потока смеси и менее удобны в об-
служивании, чем карбюраторы с падающим потоком.
Широкое распространение получили многокамерные карбю-
раторы, применяемые на двигателях с большим числом цилин-
дров. Многокамерные карбюраторы по сравнению с однока-
мерными отличаются меньшей высотой, меньшим сопротивле-
нием на впуске в двигатель и лучшим распределением горючей
смеси по цилиндрам.
Вместе с тем увеличение числа смесительных камер приво-
дит к уменьшению разрежения в диффузорах и к неудовлетво-
рительной подаче топлива при работе двигателя *с полной на-
грузкой при небольшой частоте вращения коленчатого вала.
Для устранения этого недостатка камеры карбюратора вклю-
чают последовательно. Так, в четырехкамерном карбюраторе
при малых и средних расходах смеси работают лишь две ка-
меры, а дроссельные заслонки двух других камер закрыты.
В этом случае, несмотря на малый расход воздуха, создается
достаточное разрежение. При увеличении расхода воздуха от-
крываются дроссельные заслонки второй пары камер, т.е. на-
чинают работать все четыре камеры. На рис. 76 показаны
схемы типичных компоновок современных карбюраторов.
Конструкция элементов карбюратора
Смесительные камеры. Диаметр смесительной камеры,
указываемый в заводских каталогах, является обычно опреде-
ляющим размером карбюратора. По этому диаметру карбюра-
тор подбирают к двигателю.
На рис. 77 изображены схемы смесительных камер. Смеси-
тельная камера обрабатывается внутри с высокой точностью.
Дроссельные заслонки, изготовляемые обычно из листовой ла-
туни, крепят на оси винтами. Зазор между стенкой смеситель-
ной камеры и дроссельной заслонкой в закрытом состоянии со-
ставляет 0,06-0,08 мм.
Обычно карбюратор подбирают к двигателю по средней
скорости горючей смеси в смесительной камере, подсчитывае-
мой по формуле
wcp = Vkinv^ytp/ilSOxTid2),
где wCp-B м/с; Vh~рабочий объем одного цилиндра, см3;
i- число цилиндров, приходящихся на одну смесительную каме-
ру; и-частота вращения коленчатого вала при номинальной
мощности двигателя, об/мин; т| j/- коэффициент наполнения;
ср-коэффициент продувки; т-тактность двигателя, т.е. число
ходов поршня за цикл; d-диаметр смесительной камеры, см.
Опыт эксплуатации отечественных и зарубежных карбюра-
торов показывает, что хорошие показатели имеют двигатели,
у которых скорость смеси и>ср = 40 4-60 м/с при работе одной
камеры на четыре цилиндра. При работе камеры на один-два
цилиндра четырехтактного двигателя средняя скорость обычно
83
Рис. 77. Схемы смеси-
тельных камер:
а-с улавливанием пленки
топлива со стенок; б-двухка-
мерного карбюратора без
улавливания пленки топлива
значительно меньше, так как смесь поступает через камеру
только в течение соответственно четверти или половины цикла.
В том случае, когда одна камера приходится на два цилиндра
четырехтактного двигателя, рекомендуется wcp = 204-30 м/с.
Для определения диаметра (в мм) смесительной камеры
можно использовать формулу
d = an]/Vhin/1000,
где ап - коэффициент пульсации, зависящий от числа цилин-
дров, приходящихся на одну камеру.
Ниже приведены значения коэффициента ап.
Число цилиндров . . . . 1 2 3 4 5 6
Коэффициент ап...... 24,2 17,1 14,15 13,0 12,85 11,9
Подбирая карбюратор к двигателю, следует помнить, что
рекомендуемые скорости смеси в смесительной камере обеспе-
чивают хорошие показатели двигателя только при правильном
выборе соотношения между площадью проходных сечений
диффузоров/ц и площадью поперечного сечения смесительной
камеры /к, так как качество работы карбюратора зависит
главным образом от параметров диффузора.
При больших значениях отношения /д//к увеличиваются по-
тери в карбюраторе, так как ухудшается восстановление стати-
ческого давления после диффузора. При чрезмерном уменьше-
нии этого отношения ухудшается испаряемость топлива
I
По статистическим
данным, для большого
числа отечественных и за-
рубежных автомобильных
карбюраторов отношение
Л//к = 0,44-0,75. Для кар-
бюраторов мотоци-
клетных и некоторых ло-
дочных двигателей это от-
ношение равно единице.
84
I
•
Разрежение в диффузо-
ре влияет на мелкость рас-
пиливания топлива, на
скорость испарения и, сле-
довательно, на однород-
ность состава горючей
смеси в различных цилин-
драх двигателя.
I
•
Форма диффузора прак-
тически не влияет на рабо-
ту карбюратора на режи-
мах с прикрытой дрос-
сельной заслонкой.
I
вследствие повышения статического давления после диффузора,
а также работа системы холостого хода при средних нагрузках.
Длина смесительной камеры в современных карбюраторах,
практически определяемая возможностью открытия дроссель-
ной заслонки, составляет (0,8-1,3) причем имеется тенденция
уменьшения этой величины до минимально возможной.
Корпус смесительной камеры большей частью делают как
одно целое с корпусом карбюратора. При размещении смеси-
тельной камеры в отдельном корпусе между ним и корпусом
карбюратора ставят теплоизолирующие прокладки.
Диффузоры. В диффузоре карбюратора должно создаваться
разрежение, необходимое для истечения топлива при мини-
мальном сопротивлении для прохода воздуха.
Для предварительной оценки площади проходного сечения
диффузора при проектировании можно использовать зависи-
мость
Цд/д — GCM /|/2Ард р0,
где цд-коэффициент расхода диффузора;/д - площадь проход-
ного сечения диффузора; GCM-массовый расход смеси;
Дрд - разрежение в диффузоре; р0 - плотность окружающего
воздуха.
Для того чтобы определить площадь проходного сечения,
требуется задаться разрежением, необходимым для нормально-
го смесеобразования, и оценить коэффициент расхода диффузо-
ра. Следует учитывать, что разрежение не постоянно по вре-
мени: колебания разрежения тем больше, чем меньше частота
вращения вала двигателя и число цилиндров.
В современных карбюраторах для уменьшения разрежения
в диффузоре его сечение делают достаточно большим, но при
этом так проектируют систему холостого хода, чтобы она
включалась в работу не только при малых, но и при средних
расходах воздуха. Соотношения для диаметров различных диф-
фузоров (рис. 78) следующие:
одинарного б/д — (0,6 4- 0,8) d; двойного dH = (0,6 4- 0,8) d, dB =
= (0,24-0,3)d; тройного dH — (1,0-41,2) J, dc = (0,44-0,5)J, dB =
= (0,2 4-0.3) d (где JB, dH, dc-диаметры соответственно внутрен-
него, наружного и среднего диффузоров).
По конструктивным признакам диффузоры делят на диффу-
зоры постоянного и переменного сечения. Диффузоры перемен-
ного сечения применяют для получения нужной характеристики
карбюратора; при этом они являются главными элементами
компенсационной системы. Основной недостаток этих диффу-
зоров-наличие движущихся деталей, а следовательно, повы-
шенные требования к точности изготовления, сложность кон-
струкции, быстрое изнашивание в результате отсутствия
смазывания и меньшая надежность. Поэтому карбюраторы
с переменным сечением диффузора менее надежны, чем карбю-
раторы с постоянным сечением диффузора.
В подавляющем большинстве карбюраторов диффузоры де-
лают в виде вставных деталей, механически обработанных
с высокой точностью и имеющих чистую внутреннюю поверх-
ность. Иногда диффузоры отливают как одно целое с корпусом
85
карбюратора и подвергают только зачистке перед сборкой.
При такой конструкции неизбежно возрастает число подго-
ночных операций при сборке и увеличивается неидентичность
характеристик разных карбюраторов.
На рис. 78 изображены схемы различных диффузоров. На-
илучшим в аэродинамическом отношении является диффузор
в виде насадка Вентури (рис. 78, а). В этой конструкции ско-
ростной напор почти полностью преобразуется в давление.
Коэффициент расхода такого диффузора составляет обычно
0,94-0,99 в зависимости от качества поверхности.
Большое распространение имеют диффузоры с постоянным
сечением. На рис. 78,6 показаны вставные большой и малый
диффузоры карбюратора К-124 двигателя автомобиля ГАЗ-24
«Волга», на рис. 78, в -вставной большой и отлитый вместе
с корпусом карбюратора малый диффузоры карбюратора
К-123 А двигателя автомобиля ЗАЗ-965А «Запорожец» и на
рис. 78, г-два диффузора, отлитых как одно целое с корпусом
карбюратора К-88 А двигателя ЗИЛ-130.
Диффузоры с переменным сечением, имеющие принудитель-
ное (рис. 78, Э) или автоматическое (рис. 78, е и ж) изменение
площади проходного сечения, по конструкции значительно
сложнее диффузоров с постоянным сечением. Особенностями
диффузора, показанного на рис. 78, е, являются ступенчатое из-
менение расхода воздуха и неустойчивое положение пластин
в момент их открытия. У диффузора, изображенного на
рис. 78,6 (карбюратор К-80), наряду с принудительным движе-
нием пластин возможно их автоматическое перемещение при
изменении расхода воздуха. При наличии большого числа дета-
лей трудно осуществить их автоматическое движение с доста-
точной надежностью. Недостатком этой схемы следует считать
также прямоугольную форму сечения диффузора, что ухудшает *
распределение топлива в потоке воздуха и вызывает дополни-
тельные потери в диффузоре.
В карбюраторах типа «SU» (рис. 78, ж), применяемых на
двигателях многих автомобилей и мотоциклов, наряду с изме-
нением разрежения меняется также площадь проходного сече-
ния для топлива, что достигается при помощи иглы специаль-
ного профиля. Это позволяет более тонко регулировать состав
смеси на всех режимах. Вместе с тем введение в конструкцию
карбюратора подвижных элементов снижает его надежность.
При изнашивании или загрязнении меняется зазор между зо-
лотником и гильзой, что вызывает изменение перемещающей
силы и расхода топлива при одном и том же положении дрос-
сельной заслонки.
Жиклеры и распылители. Жиклеры, устанавливаемые в кар-
бюраторах, делят на топливные и воздушные. Основное требо-
вание, предъявляемое к жиклерам,-сохранение неизменной по
времени зависимости расхода от перепада давлений до и после
жиклера.
Перед установкой в карбюратор жиклеры градуируют на
специальных проливочных установках. При проливке измеряют
количество воды (в см3), истекающей из жиклера в течение
1 мин под давлением 10 кПа и при температуре 20°С. Учиты-
вая, что градуировку производят обычно только при одном да-
влении, необходимо, чтобы конструкция жиклера обеспечивала
I
•
При экспериментальной
доводке карбюраторов
добиваются, чтобы
каждый жиклер обеспечи-
вал необходимый закон
истечения, учитывая при
этом взаимодействие его
с другими жиклерами,
влияние параметров то-
пливных каналов, распы-
лителей, эмульсионных
трубок, воздушных жикле-
ров и др.
86
A)
')
ж)
»
Рис. 78. Схемы диффузо-
ров
I
Технологическую про-
верку жиклеров осущест-
вляют на пневматических
установках.
независимость его характеристики от точности изготовления.
В случае неудачной конструкции небольшие различия в форме
вызывают у жиклеров, имеющих одинаковые расходы на стан-
дартном режиме, большие различия в расходах при работе на
других режимах.
Пропускную способность жиклеров можно рассчитать, если
известна зависимость коэффициента расхода жиклера от пере-
пада давлений. Обычно пропускную способность жиклеров не
рассчитывают, а экспериментально определяют их необхо-
димые размеры и форму. Это обусловлено трудностью оценки
коэффициента расхода жиклера в результате больших колеба-
ний расхода вследствие изменения размеров, формы или ча-
стоты поверхности в пределах допусков.
По точности изготовления жиклеры делят на три класса.
Предельные отклонения расхода по первому классу составляют
приблизительно 1,-1,5%, по второму-около 2-2,5% и по треть-
ему-примерно 4-5%, включая погрешность прибора, которая
должна быть в пределах + 1% номинального расхода.
Расходы жиклеров главной дозирующей системы большин-
ства отечественных карбюраторов составляют
150-640 см3/мин; жиклеров системы холостого хода
50-135 см3/мин; жиклеров экономайзера 90-480 см3/мин. Соот-
ношения расходов жиклеров обусловлены конструкцией эле-
ментов карбюратора.
Различают европейский и американский методы получения
нагрузочных характеристик при доводке карбюраторов с ком-
пенсацией состава смеси уменьшением разрежения у жиклера.
Европейский метод характеризуется применением воздушных
жиклеров в главной дозирующей системе относительно боль-
шого диаметра (1,5-2 мм и более). В этом случае разрежение
перед жиклером системы холостого хода при прикрытой дрос-
сельной заслонке и при значительном открытии ее, остается
достаточно большим для того, чтобы происходило истечение
топлива через систему холостого хода, т. е. система холостого
хода является дополнительной системой компенсации.
При американском методе используют воздушные жиклеры
относительно малого диаметра (не более 1 мм). В этом случае
система холостого хода выключается еще при прикрытой дрос-
сельной заслонке, так как разрежение перед главным жиклером
начинает превышать разрежение перед жиклером холостого хо-
да. В качестве дополнительной корректирующей системы, пред-
отвращающей переобеднение горючей смеси («перекомпенса-
цию»), в этих карбюраторах обычно применяют экономайзеры
с пневмоприводом. Европейский метод, помимо получения бо-
лее точных нагрузочных характеристик, позволяет использо-
вать в главной дозирующей системе топливные и воздушные
жиклеры с большой площадью проходного сечения, что целе-
сообразно с точки зрения производства и эксплуатации.
Конструкции жиклеров и распылителей отличаются много-
образием. На рис. 79 изображены наиболее типичные схемы
жиклеров. Жиклеры в виде пробок (рис. 79, а и б), устанавли-
ваемые в поплавковых камерах или в каналах, применяют
в большинстве карбюраторов. Жиклеры с острой входной
кромкой (рис. 79, tz) имеют коэффициент расхода, мало изме-
няющийся в зависимости от разрежения. Однако они неудобны
87
в эксплуатации, так как при малейшем затуплении острой
кромки их коэффициент расхода резко меняется. Отношение
длины канала жиклера к его диаметру l/d в современных кар-
бюраторах выбирают обычно больше двух, так как при мень-
ших значениях коэффициент расхода в значительной степени
зависит от этого отношения.
На рис. 79, в показан блок из двух жиклеров. В настоящее
время такую конструкцию применяют очень редко, так как
трудно подобрать жиклеры и велико число бракуемых жикле-
ров при изготовлении. Кроме того, требуется специальная ре-
гулировка жиклеров, которую осуществляют иглой, используе-
мой для сезонной регулировки карбюратора.
Жиклер, представленный на рис. 79, г, изготовлен вместе
с эмульсионной трубкой. Наличие большого числа отверстий
малого диаметра вызывает трудности в эксплуатации, особен-
но при применении топлив, склонных к смолообразованию.
Имеются конструкции, в которых для улучшения смесеобра-
зования распылители устанавливают в центре диффузора. При
этом используют поперечную траверсу, располагаемую до диф-
фузора (рис. 79, д), после него (рис. 79, ж) или выполненную
как одно целое с малым диффузором (рис. 79, е). Считают, что
во втором случае происходит стабилизация потока смеси.
Мотоциклетные карбюраторы, как правило, имеют главные
жиклеры переменного сечения (рис. 79, з), расход топлива через
которые определяется не только разрежением, но и площадью
кольцевого сечения между иглой и распылителем. При одном
и том же положении дроссельного золотника положение иглы
может быть отрегулировано штифтом, соединяющим иглу
с золотником в верхней части иглы. Когда игла находится
в верхнем положении, расход определяет главный жиклер, а не
распылитель. Расход топлива при этом повышается на 15-20%,
и главный жиклер является экономайзером.
На рис. 79, ж показаны жиклеры карбюратора фирмы Ве-
бер. Большим преимуществом конструкции следует считать
возможность осмотра и прочистки жиклеров без разборки кар-
бюратора и без слива топлива из поплавковой камеры. Жи-
клеры запрессованы в резьбовую пробку, ввертываемую в кор-
пус через отверстие в крышке поплавковой камеры.
Типичная конструкция воздушного жиклера приведена на
рис. 79, г. В современных карбюраторах воздушные и то-
пливные жиклеры часто делают одинаковой конструкции.
Поплавковые камеры. Устройство поплавковой камеры дол-
жно быть таким, чтобы уровень топлива при вибрации и коле-
баниях автомобиля во время его движения или стоянки на
уклоне не превышал определенной отметки, а также не наруша-
лась работа карбюратора при небольшом загрязнении топлива.
В современных карбюраторах поплавковые камеры изгото-
вляют обычно как одно целое с корпусом карбюратора или
с одной из его главных деталей. Как правило, поплавковую ка-
меру располагают в корпусе. Иногда она концентрически ох-
ватывает корпус карбюратора или ее делают в виде отдельной
детали, соединяемой с корпусом топливоподающей трубкой.
Чем ближе поплавковая камера расположена к диффузору
и чем меньше размер ее по горизонтали, тем меньше колеба-
ния уровня топлива в ней. Удачным считается расположение
Рис. 79. Схемы жиклеров
и распылителей
I
•
При монтаже жиклера
в карбюраторе возможна
деформация стенки кар-
бюратора и жиклера, что
вызывает изменение пло-
щади проходного сечения
калиброванной части жи-
клера и, следовательно,
его пропускной способно-
сти.
I
•
Назначение поплавко-
вой камеры - под держи-
вать постоянными уро-
вень топлива, давление
и обеспечивать подачу
топлива к дозирующим
системам независимо от
режима работы двигателя.
88
Рис. 80. Поплавковые ка-
поплавковой камеры впереди по ходу автомобиля, так как при
движении в гору в этом случае подаваемая карбюратором
смесь несколько обогащается.
При проектировании карбюратора проводят статический
расчет элементов поплавковой камеры, позволяющий ориенти-
ровочно определить размеры ее деталей. Расчет выполняют по
схеме, изображенной на рис. 80, а, где Fi-сила, обусловленная
давлением топлива; Г2-вес иглы; Г3-сила, необходимая для
герметизации клапана; F4 - вес рычага; F5 - вес поплавка;
F6-выталкивающая сила. В процессе расчета подбором эле-
ментов камеры добиваются, чтобы поплавковый механизм
обеспечивал по возможности постоянный уровень топлива при
изменении давления в подкачивающем насосе и расхода топ-
лива.
По статистическим данным, поплавковые камеры отече-
ственных карбюраторов автомобильных двигателей имеют сле-
дующие параметры: диаметр седла запирающей иглы
1,5-2,2 мм; угол при вершине запирающей иглы 90 или 120°,
иногда этот угол делают на 1-2° меньше, чем угол фаски седла,
для лучшего прилегания иглы при небольшой деформации ме-
талла; масса иглы 1-3 г; расстояние от оси качания до верти-
кальной оси поплавка 20-50 мм; расстояние от оси качания до
иглы 5-10 мм; масса поплавка в сборе 10-35 г; объем поплавка
35-50 см3; относительный объем погруженной части поплавка
0,5-0,7; объем топлива в поплавковой камере 50-150 см3.
На рис. 80, б-д показаны конструкции поплавковых камер.
В большинстве карбюраторов применяют поплавковые камеры
с верхним подводом топлива (рис. 80, в). Такие камеры надеж-
нее в эксплуатации, чем камеры с нижним подводом топлива
(рис. 80, г), которые часто переполняются при скапливании гря-
зи в нижней ее части под запирающей иглой. В поплавковых
камерах с горизонтально расположенным запирающим клапа-
ном (рис. 80,6), последний также загрязняется и игла теряет
подвижность. В современных карбюраторах горизонтальное
расположение запирающего клапана используют редко. Для
уменьшения воздействия вибрации и резких колебаний двигате-
ля на уровень топлива передачу усилия от рычага к игле иног-
да осуществляют через пружину (рис. 80, в). В мотоциклетных
двигателях, в которых топливо в карбюратор поступает само-
теком и давление его в топливопроводе невелико, обычно при-
меры
89
меняют поплавок, непосредственно (без рычага) воздействую-
щий на клапан (рис. 80, Э).
Экономайзер. Конструкция экономайзера зависит от типа
привода. Расчет элементов экономайзера с механическим при-
водом сводится в основном к определению перемещения рыча-
гов из условия, чтобы клапан экономайзера был открыт при
полном открытии дроссельной заслонки.
При расчете экономайзера с пневмоприводом определяют
силу пружины, открывающей клапан. Для плунжерного эконо-
майзера эта сила может быть определена по уравнению
Рис. 81. Схемы экономай-
зеров:
а-с механическим приводом;
б-с механическим и пневма-
тическим приводами; в-с
пневматическим диафраг-
менным приводом; 1, 6, 8
и 12- клапаны экономайзера;
2 - толкатель; 3 - распыли-
тель; 4 и 10 -жиклеры эконо-
майзера; 5 и 11 - главные жи-
клеры; 7-плунжер экономай-
зера с пневматическим приво-
дом; 9 -шток; 13 -корпус
(Рк — Рвп ) Sn — Fпр + Гтр?
где рк- давление в поплавковой камере; рвп - статическое давле-
ние во впускном трубопроводе; Sn - площадь плунжера;
Fnp-сила пружины; Гтр-сила трения.
Это же уравнение может быть использовано и для расчета
экономайзера диафрагменного типа, только вместо площади
плунжера подставляют площадь диафрагмы.
На рис. 81 показаны схемы экономайзеров. Экономайзер,
показанный на рис. 81, а, имеет механический привод и жиклер,
включенный параллельно главному жиклеру. При таком распо-
ложении жиклеров обеспечивается конструктивная независи-
мость системы экономайзера, а также сужается диапазон рас-
хода топлива через, главный жиклер. Механический привод
экономайзера в этом карбюраторе, как и в большинстве дру-
гих, конструктивно объединен с приводом насоса-ускорителя.
Экономайзеры с механическим и пневматическим привода-
ми установлены в карбюраторе К-82 (рис. 81,6). Жиклеры эко-
номайзеров включены последовательно с главным жиклером.
Подобное расположение жиклеров экономайзеров и главного
жиклера в настоящее время наиболее распространено. Преиму-
щество такой схемы - большая площадь проходного сечения
жиклеров, что облегчает их производство и эксплуатацию.
Достоинством экономайзеров с пневматическим диафраг-
менным приводом (рис. 81, в) заключается в отсутствии силы
трения плунжера о стенку, вследствие чего характеристика кар-
бюратора меньше меняется при изнашивании деталей и загряз-
нении топлива. Стоимость изготовления такого экономайзера
90
Рис. 82. Схема диафраг-
менного насоса-ускорителя
ниже, чем экономайзеров других типов, однако для него труд-
но выбрать материал для диафрагмы, обеспечивающий доста-
точный срок ее службы.
Система холостого хода. Конструкции систем холостого хо-
да в различных карбюраторах примерно одинаковы. В совре-
менных карбюраторах топливо подается в пространство за
дроссельной заслонкой, причем оно сильно тормозится возду-
хом, поступающим через один или два воздушных жиклера.
В смесительной камере имеются два отверстия, которые слу-
жат для плавного перехода на режимы малых и средних нагру-
зок. В некоторых карбюраторах два отверстия объединяют
в щель, что, как правило, не влияет на характер работы си-
стемы холостого хода.
Практически все двигатели при работе на режиме холостого
хода очень чувствительны к малейшему изменению конструк-
тивных и эксплуатационных параметров. Для разных двигате-
лей одной модели при одной и той же частоте вращения колен-
чатого вала на режиме холостого хода требуется различный
состав смеси, причем диапазон его изменения настолько ши-
рок, что карбюратор с постоянной регулировкой не может при-
готовлять смесь нужного состава во всем диапазоне.
Системы холостого. хода обычно имеют некоторое различие
в подводе топлива и расположении точек, откуда поступает
топливо. Питание системы холостого хода осуществляется не-
посредственно из поплавковой камеры, компенсационного ко-
лодца или нижней части эмульсионного колодца, расположен-
ного после главного жиклера. Последний способ распространен
наиболее широко, что обусловлено эффективным торможением
топлива при увеличении частоты вращения вала двигателя
и использованием системы холостого хода для компенсации
состава смеси. Сильное торможение топлива необходимо для
получения хорошей характеристики двигателя при работе на
режиме холостого хода. Если карбюратор будет работать на
режиме холостого хода по принципу элементарного карбюра-
тора без торможения топлива, то при уменьшении частоты
вращения коленчатого вала смесь обеднится, среднее индика-
торное давление понизится и работа на режиме холостого хода
станет неустойчивой.
Включение системы холостого хода после главного жикле-
ра, применяемое в большинстве карбюраторов, обеспечивает
плавный переход от режима холостого хода к работе двигателя
с нагрузкой и хорошее взаимодействие системы холостого хода
с главной дозирующей системой. Системы холостого хода раз-
личают также по принципу регулирования состава смеси (см.
выше).
Насос-ускоритель. Используемые в автомобильных карбю-
раторах насосы-ускорители делят на плунжерные и диафраг-
менные. Наиболее часто применяют плунжерные насосы-уско-
рители (см. рис. 61). Диафрагменные насосы-ускорители
(рис. 82) имеют недостаточный срок службы диафрагмы. Они
удобнее в отношении размещения в карбюраторе и при нали-
чии хорошего материала для диафрагмы в ряде случаев оказы-
ваются предпочтительнее. Впускные клапаны насосов-ускорите-
лей обычно изготовляют относительно большой массы или
применяют обратные клапаны для предотвращения истечения
91
Рис. 83. Схемы пусковых
устройств карбюраторов
топлива при постепенном открытии дроссельной заслонки.
Обратные клапаны делают в виде легких пластин или шариков.
В плунжерных насосах-ускорителях используют как уплот-
ненные (обычно при помощи манжет) плунжеры, так и плун-
жеры, установленные в гильзе с большим зазором, который по-
зволяет топливу перетекать в надплунжерное пространство при
постепенном открытии дроссельной заслонки.
Привод насоса-ускорителя часто объединяют с приводом
экономайзера. Однако это не всегда дает хорошие результаты,
так как вследствие различия выполняемых ими функций за-
коны движения их элементов должны быть разными. В неко-
торых карбюраторах применяют пневмопривод насоса-ускори-
теля. Недостатком такого привода является его меньшая
надежность.
Пусковое устройство. Как указывалось выше, для обогаще-
ния горючей смеси во время пуска двигателя в отечественных
карбюраторах применяют воздушную заслонку, устанавливае-
мую в приемном патрубке. Конструкции воздушных заслонок
у всех карбюраторов почти одинаковы (рис. 83, а). Как прави-
ло, воздушные заслонки имеют автоматический клапан со сла-
бой пружиной для увеличения подачи воздуха после того, как
двигатель начнет работать. В большинстве карбюраторов ось
воздушной заслонки смещена относительно оси приемного па-
трубка для того, чтобы при больших расходах воздуха заслон-
ка удерживалась потоком воздуха в открытом состоянии. Обы-
чно воздушная и дроссельная заслонки связаны между собой
рычагами, которые при прикрытии воздушной заслонки откры-
вают дроссельную заслонку на больший угол.
При установке воздушной заслонки значительно увеличи-
вается высота карбюратора. Для уменьшения этого размера
воздушную заслонку иногда совмещают с малым диффузором
(рис. 83,6).
Другой способ обогащения смеси при пуске двигателя-при-
менение пусковых карбюраторов. На рис. 83, в показан пуско-
вой карбюратор, встроенный в карбюратор фирмы Солеке.
Воздух из приемного патрубка по каналу 5 через калиброван-
ное отверстие 4 подается в канал 1 и затем в пространство за
дроссельной заслонкой основного карбюратора. Топливо из
поплавковой камеры через каналы 6 и 7 поступает в полость 2,
где оно перемешивается с воздухом. Изменение подачи топ-
I
•
Излишняя подача насо-
са-ускорителя приводит
к перерасходу топлива
и разжижению смазочного
материала, так как вклю-
чение в работу насоса-
ускорителя вызывает пе-
реобогащение смеси.
В некоторых карбюра-
торах управление воздуш-
ной заслонкой-автомати-
ческое или полуавтомати-
ческое. При автоматиче-
ском управлении заслонка
по мере прогрева двигате-
ля постепенно открывает-
ся.
92
лива и воздуха осуществляется золотником 3, в котором
имеются отверстия для прохода топлива и воздуха, открываю-
щиеся только при пуске двигателя.
Преимуществом пускового карбюратора по сравнению
с воздушной заслонкой является возможность уменьшения вы-
соты карбюратора, недостатком - относительная сложность
конструкции и меньшая надежность в эксплуатации.
Материалы, применяемые для изготовления
деталей карбюраторов
Для предохранения от коррозии большинство деталей кар-
бюраторов изготовляют из цветных металлов. Корпусные де-
тали карбюраторов вследствие сложности их формы обычно
отливают под давлением из цинкового сплава примерно сле-
дующего состава: 0,6-0,9% Си; 3,5-4,3% А1; не более 0,2% Mg;
остальное Zn. Допустимое количество примесей (не более):
0,015% РЪ; 0,1% Fe; 0,002% Sn и 0,005% Cd. Предел прочности
при растяжении этого сплава-не менее 270 мПа; твердость по
Бринеллю при шарике диаметром 10 мм и нагрузке
10 000 Н-не менее 73; относительное удлинение образца дли-
ной L — 5d (где d-диаметр образца) не менее 4,2%.
Поплавки, как правило, изготовляют из латуни, в неко-
торых карбюраторах их делают из пластмассы, что позволяет
уменьшить объем поплавка при той же силе прижатия запи-
рающей иглы, а следовательно, уменьшить размеры поплавко-
вой камеры. Прочность пластмассовых поплавков выше, чем
латунных. Хорошими материалами для поплавков являются
поликапролактам и сополимер МСН, обладающие необхо-
димыми свойствами. Поплавки изготовляют литьем под давле-
нием и сваркой токами высокой частоты. Стоимость пластмас-
совых поплавков значительно ниже, чем латунных.
Кроме поплавков из пластмассы иногда делают диффузоры
и некоторые корпусные детали. Жиклеры, корпусы игольчатых
клапанов, плунжеры и т. п. часто изготовляют из латуни
ЛС59-1, заслонки-из листовой латуни Л63. Корпусы смеси-
тельных камер обычно отливают из серого чугуна СЧ 18 или
СЧ 20.
I
•
Отдельные детали то-
пливных баков изгото-
вляют штамповкой из ли-
стовой стали толщиной
0,8-1,5 мм, а затем их сва-
ривают. Внутреннюю по-
верхность баков оцин-
ковывают или покрывают
лаком. Иногда для изгото-
вления баков применяют
освинцованную листовую
сталь.
§ 10. Топливные баки, топливопроводы
и топливные фильтры
Многие агрегаты и приборы системы питания (топливопро-
воды, соединительные детали, фильтры, насосы и т.п.) карбю-
раторных двигателей стандартизованы и унифицированы.
Топливные баки
Топливные баки снабжают приспособлениями и устройства-
ми для заполнения топливом, контроля его расхода и подачи
топлива в систему питания. Кроме того, они должны иметь от-
верстие с пробкой для слива отстоя или топлива.
Для увеличения жесткости бака на его стенках делают реб-
ра; внутри бака ставят перегородки, препятствующие сильному
плесканию топлива.
93
Для заправки топливом в бак вваривают заливную горло-
вину, закрываемую пробкой с уплотнением. В пробке имеется
отверстие, через которое внутренняя полость бака соединяется
с атмосферой. Для того чтобы через это отверстие в бак не
проникала пыль, пробки тракторных баков снабжают спе-
циальными фильтрами.
Практика эксплуатации показывает, что при работе карбю-
раторных двигателей через отверстие в пробке топливного ба-
ка вследствие расплескивания и испарения может теряться до
4% легко испаряющихся фракций топлива. Для устранения это-
го пробки (рис. 84) снабжают специальным впускным клапа-
ном, который открывается и впускает воздух в бак при образо-
вании в нем разрежения, равного 1,3—3,3 кПа, и выпускным
клапаном, открывающимся при повышении давления в баке до
11-18 кПа.
Пробки топливных баков мотоциклов с двухтактными дви-
гателями имеют мерные стаканы для приготовления смеси
бензина с маслом. Горловины баков грузовых автомобилей де-
лают большого диаметра и снабжают выдвижными патрубка-
ми для уменьшения потерь бензина при заправке. В горловине
бака размещают сетчатый фильтр.
Топливные баки крепят болтами при помощи специальных
хомутов и кронштейнов. На автомобилях бак иногда устанав-
ливают на пружинах. Объем бака зависит от назначения двига-
теля и его установки. Для тракторных двигателей он может
быть определен по формуле
Рис. 84. Пробка заливной
горловины топливного ба-
ка:
1 -облицовка; 2-прокладка;
3-корпус; 4-выпускной кла-
пан; 5-пружина впускного
клапана; 6-впускной клапан;
7-пружина выпускного кла-
пана; 8 -пластина крепления
пробки в горловине
I
•
Для контроля за количе-
ством топлива в баках
устанавливают мерные
линейки и электрические
датчики уровня.
Тб — е^1 Рт •>
где 8-коэффициент, учитывающий невозможность использова-
ния всего объема бака, принимают 5 — 1,1; удельный рас-
ход топлива, кг/(кВт-ч); Ne-максимальная мощность двигате-
ля, кВт; t-время непрерывной работы на полной нагрузке без
перерыва, обычно принимают t— 10 ч; рт- плотность топлива,
кг/м3.
Объем бака, устанавливаемого на автомобиле и мотоцикле,
Тб = 55сГ1О0/100,
где 5 — 1,06 4-1,12; Sc-суточный пробег или пробег без заправ-
ки автомобиля или мотоцикла, км; V100-расход топлива на
100 км пробега, л.
94
Можно принимать следующие значения суточного пробега
или пробега без заправки (в км):
I
•
Топливопроводы при-
соединяют при помощи
ниппельных соединений.
Для предохранения от
образования паровых про-
бок топливопровод сле-
дует размещать в стороне
от горячих деталей двига-
теля.
I
•
Для улучшения очистки
топлива в топливную си-
стему вводят специаль-
ные фильтры-отстойники,
имеющие большой объем
и потому, кроме фильтра-
ции, обеспечивающие от-
стой топлива. В качестве
фильтрующего элемента
в них используют эле-
менты щелевого, сетчато-
го или керамического ти-
пов.
мотоциклы............300
грузовые автомобили . . 300
легковые автомобили . . 400-450
Рис. 85. Фильтр-отстойник
тонкой очистки:
1 - корпус; 2 - прокладка;
3 фильтрующий элемент;
4-стакан; 5-пружина; 6-ко-
ромысло
Топливопроводы
В качестве топливопроводов можно применять различные
трубки: медные, латунные и стальные с антикоррозионным по-
крытием. Внутренний диаметр топливопроводов зависит от
мощности двигателей. В отечественных автомобильных двига-
телях используют трубки с внутренним диаметром 6-8 мм.
В отдельных случаях устанавливают специальные двухслойные
стальные трубки. В тех местах, где возможно перетирание,
трубку обвивают проволокой. В установках с креплением дви-
гателя на мягкой подвеске для предохранения топливопрово-
дов от поломки в месте перехода их от рамы или кузова к топ-
ливоподкачивающему насосу вместо трубок следует применять
гибкий шланг. На мотоциклетных двигателях топливопровод
изготовляют из бензостойкой резины.
Топливные фильтры
На пути из бака в двигатель топливо очищается от механи-
ческих примесей и воды. Для этого используют фильтры и от-
стойники. Небольшие сетчатые фильтры устанавливают также
в карбюраторах.
В настоящее время применяют малогабаритные фильтры-
отстойники тонкой очистки топлива с сетчатым (рис. 85, а) или
керамическим (рис. 85,6) фильтрующим элементом. Фильтры
тонкой очистки устанавливают после топливоподкачивающего
насоса. Для задержки металлических частиц на дне отстойника
иногда устанавливают постоянный магнит.
Керамический фильтрующий элемент изготовляют в виде
цельного стакана. Сетчатый элемент-составной, он имеет ста-
кан из алюминиевого сплава с ребрами и отверстиями на боко-
вой поверхности. Стакан обертывают поверх ребер сеткой
в два слоя, которая удерживается пружиной. Для изготовления
корпусных фильтров и отстойников применяют пластмассы.
§ 11. Топливоподкачивающие насосы
Топливоподкачивающие насосы, устанавливаемые на кар-
бюраторных двигателях, подразделяют на насосы с механиче-
ским и электрическим приводами.
Из насосов с механическим приводом применяют только
насосы диафрагменного типа, в которых автоматически регули-
руется подкачивание топлива в зависимости от его расхода;
давление нагнетания топлива при этом остается постоянным.
Диафрагменные насосы различных типов отличаются толь-
ко конструкцией отдельных элементов. Раньше с насосом объе-
диняли фильтр-отстойник. В настоящее время в связи с соз-
данием эффективных фильтров-отстойников тонкой очистки
95
топлива нет необходимости устанавливать на насосе отстой-
ник. Диафрагменные насосы снабжают механизмом для ручной
подкачки топлива (рис. 86).
Диафрагменные насосы с механическим приводом имеют
ряд недостатков, основные из которых следующие: необходи-
мость установки насоса на двигателе, что затрудняет приведе-
ние в действие насоса и увеличивает пожарную опасность; не-
обходимость ручной или ножной подкачки топлива в поплав-
ковую камеру карбюратора вследствие испарения топлива во
время длительной остановки двигателя.
Этих недостатков не имеют топливоподкачивающие насосы
с электрическим приводом, которые могут быть установлены
в любом месте.
На рис. 87 показан диафрагменный насос с электромаг-
нитным приводом, предназначенный для автомобильных мик-
ро- и малолитражных двигателей. По принципу действия насос
почти не отличается от рассмотренных выше диафрагменных
насосов с механическим приводом. К диафрагме 9 на штоке
прикреплен стальной диск 17. При включении обмотки элек-
тромагнита, помещенного в корпусе 13, стальной диск вместе
с диафрагмой движется вниз-происходит всасывание. Нагнета-
ние начинается после размыкания цепи электромагнита, при
этом диафрагма перемещается вверх под действием пружины
16. Размыкание и замыкание цепи осуществляется контактом,
находящимся под крышкой 15 корпуса 13. Контакт управляется
штоком 12. Частота колебаний диафрагмы зависит от расхода
топлива двигателем.
Диафрагменные насосы как с механическим, так и с элек-
тромагнитным приводом подают топливо в поплавковую ка-
меру карбюратора неравномерно, что является следствием ко-
Рис. 86. Топливоподкачи-
вающии насос двигателя
автомобиля ГA3-53А:
1 - рычаг ручной подкачки;
2 - шайбы; 3 - уплотнение;
4 - корпус; 5 - нижний обжим-
ной диск; 6 - диафрагма;
7 - верхний обжимной диск;
8 - обойма клапана; 9-впуск-
ной клапан; 10- сетчатый
фильтр; П-винт; 12-крыш-
ка; 13 -головка; 14 -нагнета-
тельный клапан; 15 - пружина
диафрагмы; 16 -толкатель;
17 - валик рычага ручной под-
качки; 18-пружина рычага;
19 -рычаг
I
Насосы с электрическим
приводом могут быть диа-
фрагменного или центро-
бежного типов.
96
Рис. 87. Диафрагменный
насос с электромагнитным
приводом:
f корпус впускного клапана:
? В1пскной клапан; 3 кор-
пус нт метательного клапана;
4 на1 Heiai сльный клапан;
5 и 23 штуцеры; 6 ограни-
чи [ель на1 негательнто кла-
пана: 7 прокладка: # про-
v. 1авка; 9 диафрагма:
J' винт; / / резиновая поду-
шка: 12 шток диафрат мы:
/3 корпус )лекгрома твита;
14 клемма: 75 -крышка:
/6 пружина: 17 диск диа-
фра! мы: 18 шайба для нен-
[рирования диска; /9 верх-
ний обжимной диск . 1 и а ф-
ра1мы: 20 сс1ча!ЫЙ филыр;
21 пробка; 22 головка насо-
са
I
•
Насос устанавливают
непосредственно в топлив-
ном баке автомобиля так,
что его фильтры и крыль-
чатка постоянно находят-
ся в топливе.
1 с 1ыю| о 1НПЖСНПЯ мы. Такой характер подачи
можс! привес in к переполнению поплавковой камеры, а следо-
вательно, к неравномерной работе двигателя и к перерасходу
топлива. Непостоянство давления приводит или к понижению
уровня топлива в поплавковой камере, или к ее переполнению.
Для обеспечения постоянного давления нагнетания и равномер-
ной подачи топлива в поплавковую камеру карбюратора целе-
сообразно использовать специальные регуляторы, разме-
щаемые между насосом и карбюратором. Для сглаживания
пульсаций давления топлива над нагнетательным клапаном
или на линии нагнетания устанавливают специальный воз-
душный колпак.
Центробежные насосы с электрическим приводом (рис. 88)
не имеют недостатков диафрагменных насосов. Топливо через
сетчатые фильтры 7 и 13 грубой очистки поступает в централь-
ную часть крыльчатки 9. При вращении крыльчатки электро-
двигателем (через магнитную муфту) топливо из спиральной
камеры через отводящую трубку 5 и фильтр тонкой очистки
направляется в поплавковые камеры карбюратора. Вал 11 кры-
льчатки вращается в двух графитовых подшипниках скольже-
ния 12. Крыльчатка имеет радиальные лопатки.
Общим недостатком центробежных насосов с электриче-
ским приводом является их сранительно большая масса и от-
носительно высокая стоимость изготовления электрической
части.
На некоторых автомобилях для обеспечения высокой на-
дежности подачи топлива устанавливают одновременно топ-
ливные насосы с механическим и электрическим приво-
дами.
Топливоподкачивающие насосы должны отвечать следую-
щим требованиям:
1) быть самонаполняющимися и подавать топливо через
минимально возможный промежуток времени после начала ра-
боты двигателя;
97
Рис. 88. Центробежный
насос с электрическим при-
водом:
/-клемма; 2-корпус элек-
трического привода;
3-опорный шарик; 4-опор-
ная площадка; 5-отводящая
трубка; б - пластины спираль-
ной камеры; 7 и 13 -сетчатые
фильтры; 8-крышка камеры;
9 -крыльчатка; 10 -корпус
механической части насоса;
11 - вал крыльчатки; 12 - под-
шипники скольжения;
14 -прорези; 15 -несущая
чашка; 16 -ведомый маг-
нитный диск
2) подавать топливо к игольчатому клапану карбюратора
под необходимым практически постоянным давлением;
3) обеспечивать в любых условиях работы двигателя подачу
необходимого количества топлива;
4) подавать топливо в количестве, не превышающем его
расход из карбюратора, а после закрытия игольчатого клапана
карбюратора прекращать подачу топлива;
5) иметь малые размеры и массу, длительный срок службы
деталей и узлов, быть удобными для обслуживания.
На карбюраторных двигателях наиболее широко приме-
няют диафрагменные насосы. Размеры и масса этих насосов
в основном определяются диаметром корпуса, а насосов
с электромагнитным приводом-также размерами и массой
электромагнита.
Подача диафрагменного насоса зависит главным образом
от диаметра корпуса, площади поверхности касания верхнего
и нижнего обжимных дисков диафрагмы, полного хода штока
диафрагмы, степени провисания диафрагмы при крайних поло-
жениях ее штока, сопротивления при всасывании и нагнетании
и давления нагнетания.
Теоретическая подача насоса (в л/ч)
7н.т = 6- 10-5Ун.тИц,
где Ин.т- теоретическая объемная подача топлива за один цикл,
равная объемам двух усеченных конусов, образующихся при
крайних нижнем и верхнем положениях штока диафрагмы
(рис. 89), мм3, Ун.т = nhn (Dr +Z>2 + Иц-число циклов
98
Рис. 89. Расчетная схема
л диафрагмы насоса
I
•
По отношению /Кл
оценивают степень совер-
шенства всасывающей
и нагнетающей систем.
насоса в минуту, равное частоте вращения вала привода при
механическом приводе.
Теоретическая подача Ин.т характеризует размеры и массу
насоса и косвенно срок службы деталей привода диафрагмы.
Подача Ин.т примерно в 20 раз и более превосходит макси-
мальный расход топлива двигателем. Благодаря такому запасу
даже при значительном износе деталей привода насос подает
необходимое количество топлива.
Фактическая подача Ин.ф насоса меньше теоретической; ее
определяют на специальной установке в условиях, аналогичных
условиям работы насоса на двигателе, но без противодавления,
создаваемого проходным сечением корпуса запирающего кла-
пана поплавковой камеры карбюратора.
Рабочую подачу Ин.р определяют так же, как и фактиче-
скую, но с противодавлением, создаваемым проходным сече-
нием корпуса запирающего клапана при полном открытии по-
следнего. По величине Иир можно судить о способности насоса
подавать в двигатель необходимое количество топлива на всех
скоростных и нагрузочных режимах двигателя. Подача Уир
должна быть примерно в 2-3 раза больше максимального рас-
хода топлива двигателем, чтобы не возникали паровые и воз-
душные пробки в топливной системе.
Основные параметры диафрагменного насоса можно вы-
брать по методике, разработанной в Центральном научно-ис-
следовательском автомобильном и автомоторном институте
(НАМИ). Согласно этой методике проектирование насоса необ-
ходимо начинать с выбора полного хода hn штока диафрагмы.
Величина hn должна быть максимально возможной, так как от
ее увеличения размеры и масса насоса возрастают значительно
меньше, чем от увеличения диаметров Dr, D2 или DK. При тео-
ретической подаче насоса Ин.т = const и большем hn срок
службы насоса до ремонта или замены изношенных деталей
привода диафрагмы увеличивается.
У большинства современных диафрагменных насосов рас-
четный ход диафрагмы равен 4-6 мм. Увеличение хода hn бо-
лее 6 мм для насосов, у которых DK = 50 мм, приводит к увели-
чению складок диафрагмы, что затрудняет сборку насоса
и создание необходимого уплотнения в плоскости ее зажима.
По мере изнашивания деталей привода штока диафрагмы ра-
бочий ход Ар уменьшается по сравнению с Ап. Выбирать ход
штока диафрагмы необходимо так, чтобы она не подвергалась
натяжению при ходе вниз, что вызывает быстрое нарастание
давления топлива. После выбора Ап определяют диаметры ,
D2 и DK. При определении диаметра D2 (поверхности касания
нижнего отжимного диска диафрагмы) нужно исходить из того,
что насос должен обеспечивать подачу необходимого количе-
ства топлива до того момента, пока в результате изнашивания
деталей привода диафрагмы рабочий ход Ар штока не станет
равным 0,1Ап.
Подача Ин'.т при ОД Ап должна быть равна цикловой объем-
ной подаче Ид max (в мм3), соответствующей максимальному
часовому расходу GTmax топлива двигателем:
Ид max —* 106GT max Zn / (60ирт ),
99
iде in-отношение частоты вращения коленчатого вала двигате-
ля к частоте вращения вала привода топливоподкачивающего
насоса с механическим приводом или к числу ходов диафрагмы
насоса с электромагнитным приводом; и-частота вращения
коленчатого вала двигателя, об/мин.
Для упрощения расчета принимаем, что при ходе диаф-
рагмы, равном Zip, теоретическая объемная подача топлива (в
мм3) Vh.t = itD^p/4.
Если учесть, что Ин',т = Уд max, то
/), = ]/4Ё^ max/dc/lp),
где hp — 0,l/in мм.
Внутренний диаметр корпуса
DK = D2 + 4r + 45,
где г-радиус закругления верхнего и нижнего обжимных ди-
сков диафрагмы, мм; 5-толщина диафрагмы, мм, обычно 5 =
= 0,5 мм.
Радиус г так же, как и радиус Я, должен составлять не ме-
нее 0,5/1п Для надежной работы диафрагмы необходимо,
чтобы радиус R был не менее 7-8 мм, а г-не менее чем в 4-5
раз больше толщины обжимных дисков.
В выполненных конструкциях DK = (1,4-Н 1,8)/)2. Чем мень-
ше диаметр 7)к, тем меньше размеры и масса насоса при
одном и том же сроке службы деталей привода. Однако чрез-
мерное приближение DK к 1)х и D2 может привести к зажиму
диафрагмы между корпусом насоса и обжимным диском,
а также к резким изгибам диафрагмы, что отрицательно влияет
на срок ее службы.
Диафрагма при работе вытягивается. Величина вытягивания
зависит от диаметра диафрагмы:
где D3 = DK + 2R и = D2.
От жесткости пружины диафрагмы в значительной степени
зависит работа насоса. Жесткость пружины подбирают так,
чтобы, с одной стороны, была обеспечена подача топлива в ко-
личестве, необходимом для питания двигателя на всех режимах
работы, даже при максимально допустимом износе деталей
привода диафрагмы, а с другой-давление топлива в топливо-
проводе после насоса было меньше давления запирающей иглы
при нормальном уровне топлива в поплавковой камере карбю-
ратора. Необходимо учитывать, что рабочая подача насоса GH.P
должна значительно превосходить GTmax, так как только
в этом случае будут обеспечены нормальная работа двигателя
и достаточный срок службы насоса.
Давление Арн нагнетания зависит от сопротивления линии
нагнетания, которое определяется сопротивлением нагнетатель-
ного клапана и канала насоса, топливопроводов и запирающе-
го клапана поплавковой камеры карбюратора. Сопротивление
нагнетательного клапана зависит от площади проходного сече-
ния и жесткости его пружины. Максимальное давление нагне-
тания насоса при отсутствии расхода топлива Арн =
= 16 4 30 кПа. Оно определяется жесткостью пружины диа-
I
•
В существующих кон-
струкциях средняя величи-
на Ь2 изменяется в преде-
лах 30-45 мм. Диаметр Dr
следует выбирать равным
D2, что обеспечивает бо-
лее эффективное исполь-
зование насоса.
I
•
В существующих кон-
струкциях отношение
Дд /Рк = 1,09 -—1,17. Сле-
дует учитывать, что при
провисании диафрагмы
сверх максимального хода
штока подача насоса и да-
вление нагнетания умень-
шаются.
I
•
Пружины диафрагмы
изготовляют из стальной
проволоки (сталь 65Г) диа-
метром 1,8-1,9 мм. Пол-
ное число витков равняет-
ся 6,5-7,5, внутренний диа-
метр пружины составляет
20-30 мм, длина в свобод-
ном состоянии 40-55 мм.
100
I
•
Опыт эксплуатации по-
казал, что в одинаковых
условиях время образова-
ния паровых пробок у на-
сосов с корпусными дета-
лями из цинковых сплавов
возрастает в 1,3 раза по
сравнению с насосами,
у которых корпусные дета-
ли изготовлены из алюми-
ниевых сплавов.
I
•
Для изготовления пру-
жин клапанов применяют
проволоку из фосфори-
стой бронзы диаметром
0,2-0,4 мм. Обычно пру-
жины имеют 5,5-6,5 рабо-
чих витка; наружный диа-
метр 6-8 мм, жесткость
около 0,3-0,4 Н/см.
фрагмы. Жесткость пружины диафрагмы отечественных насо-
сов равна 12-35 Н/см.
Самым ответственным узлом в насосе является диафрагма.
Ее изготовляют из нескольких слоев специальной лакоткани,
обладающей большой прочностью и упругостью. Срок службы
диафрагмы в основном зависит от сопротивления на всасыва-
нии, давления при нагнетании, площади кольца £>3 — D{, радиу-
сов R и г, частоты колебаний и ускорений движения диа-
фрагмы. Чем больп с сопротивление при всасывании, создавае-
мое трубопроводом, каналом в корпусе насоса, фильтром
и впускным клапаном, тем больше напряжение на разрыв
в диафрагме, так как всасывание происходит принудительно.
Уменьшение давления вследствие сопротивления на всасыва-
нии может достигать 0,05 МПа.
Срок службы диафрагмы зависит также от выбранных диа-
метров , D2 и D3. Если D| и D2 приближаются к D3, то при
Ин г = const не только уменьшаются размеры, но и увеличи-
вается стойкость диафрагмы, так как с сокращением площади
кольца диафрагмы уменьшается сила, действующая на нее.
Для снижения сопротивления при всасывании необходимо
увеличивать площадь проходного сечения клапанов. Однако
при размещении клапанов большого диаметра возникают
трудности, кроме того, такие клапаны недостаточно надежны.
Поэтому лучше использовать несколько впускных клапанов.
Например, в насосах Б-9 устанавливают два клапана, в насосах
Б-ЮБ-три. Ход клапанов составляет 1,5-2,5 мм. Диаметр от-
верстий впускного и нагнетательного клапанов можно выби-
рать в пределах (0,12-0,16) Е)к.
Частота колебаний диафрагмы зависит от привода насоса.
Насосы с механическим приводом обычно приводятся в движе-
ние от эксцентрика на распределительном валу. Диаметр экс-
центрика составляет 35-42 мм, а эксцентриситет 3-4 мм. При
таком приводе минимальны ускорения движения диафрагмы.
Корпусные детали топливоподкачивающих насосов изго-
товляют из легкоплавких цинковых и алюминиевых сплавов
литьем под давлением. У цинковых сплавов коэффициент теп-
лопроводности меньше, чем у алюминиевых. Поэтому при ра-
боте топливо в насосе с корпусными деталями из цинкового
сплава нагревается меньше, чем в насосе с корпусными деталя-
ми из алюминиевого сплава. Вследствие этого улучшается пуск
двигателя при высокой температуре окружающей среды.
Клапаны делают обычно из бензомаслостойкой резины
и устанавливают вместе с седлом и пружиной в латунном кор-
пусе или без седла в корпусе из цинкового сплава.
Пружины впускного и нагнетательного клапанов оказывают
большое влияние на подачу насоса, давление нагнетания и раз-
режение при всасывании. При слабой пружине впускного кла-
пана уменьшается не только сопротивление, но также и ско-
рость посадки клапана. Последнее приводит к обратному
перетеканию части топлива из полости диафрагмы во всасы-
вающую линию в начальный период нагнетания. При чрезмер-
но жесткой пружине происходит резкая посадка клапана, но
значительно увеличивается гидравлическое сопротивление.
Центробежный насос с электрическим приводом рассчиты-
ъают по обычной методике расчета центробежного насоса.
101
§12. Ограничители максимальной
частоты вращения
карбюраторных двигателей
Работа двигателя при частоте вращения вала, превышаю-
щей номинальную, приводит к увеличению износа его деталей,
а также к повышению расхода топлива и масла. Поэтому кар-
бюраторные двигатели часто снабжают специальными регуля-
торами (ограничителями), ограничивающими максимальную
частоту вращения вала двигателя. Особенно широко ограничи-
тели применяют на автомобильных карбюраторных двигате-
лях. Необходимость их установки обусловлена все возрастаю-
щими скоростями движения автомобилей и частотой вращения
вала двигателя.
Скоростные ограничители максимальной частоты вращения
начинают работать под действием скоростного напора и пере-
пада статических давлений смеси на дроссельную или дополни-
тельную заслонку, устанавливаемую между карбюратором
и впускным трубопроводом двигателя.
Центробежные ограничители действуют на дроссельную
или дополнительную заслонку через систему тяг и рычагов или
при помощи другого исполнительного механизма.
К ограничителю карбюраторного двигателя предъявляют
следующие основные требования: 1) плавное включение и вы-
ключение; 2) минимальная потеря мощности двигателя при
установке ограничителя; 3) перепад частот вращения вала на
режимах максимальной мощности и холостого хода не должен
превышать определенного значения; 4) достаточно точное
ограничение максимальной частоты вращения вала на режиме
холостого хода; 5) стабильность работы (исключение само-
произвольного изменения частоты вращения вала двигателя);
6) легкость регулирования; 7) возможность настройки на раз-
ную частоту вращения вала.
В скоростном ограничителе функции чувствительного эле-
мента выполняет заслонка. В отдельных конструкциях (напри-
мер, карбюраторы К-49, МКЗ-14В, К-80 и др.) заслонка ограни-
I
В карбюраторных дви-
гателях применяют огра-
ничители частоты враще-
ния скоростного и центро-
бежного типов.
I
•
Скоростные ограничи-
тели отличаются от цен-
тробежных более простой
конструкцией и меньшей
стоимостью.
Рис. 90. Ограничители,
имеющие общую с карбю-
ратором заслонку:
а - ограничитель с плоской за-
слонкой ; б - ограничитель
с заслонкой сложной формы;
1 -балансир; 2-ось дроссель-
ной заслонки; 3-дроссельная
заслонка; 4 - игольчатый под-
шипник ; 5 - муфта привода за-
слонки от ножной педали;
6-шпилька крепления муфты
в корпусе; 7-серьга; S-пру-
жина; 9-шпилька; 10 -регу-
лировочный винт; 11 - кол-
пак; 12 - регулировочная гай-
ка; 13-корпус ограничителя;
14 -отверстия для присоеди-
нения трубки вакуум-коррек-
тора угла опережения зажига-
ния; /-упор на серьге; II-
упор балансира или дроссель-
ной заслонки
102
16-16,5
6
7
8
Рис. 91. Ограничитель
с пневматическим усилите-
лем:
1 - воздушный фильтр; 2 -
пружина; 3- ленточная тя-
га; 4 - кулачок; 5 - корпус
ограничителя; 6 - игольчатый
подшипник; 7 - дроссельная
заслонка; S-ось дроссельной
заслонки; 9-гайка натяжения
пружины; 10-винт для регу-
лировки жесткости пружины;
11 - поршень пневматическо-
го усилителя;12-шток порш-
ня; 13-ролик привода дрос-
сельной заслонки
чителя является одновременно и дроссельной заслонкой
карбюратора (рис. 90). Это делают в основном для того, чтобы
не увеличивать высоту расположения карбюратора. Однако
у таких ограничителей заслонка имеет сложную форму, и
в случае установки карбюратора без ограничителя требуется
изменение его конструкции. Поэтому лучшими конструкциями
следует считать такие, у которых ограничитель имеет специаль-
ную плоскую заслонку, расположенную в отдельном корпусе
(рис. 91). Подобное устройство применяют в карбюраторах ти-
па К-82, К-84, К-104, К-126 и др.
Заслонку скоростного ограничителя помещают на оси, сме-
щенной относительно оси патрубка на 2--3,5 мм, так что под
воздействием скоростного напора смеси и статического перепа-
да давлений она стремится закрыться, чему препятствует пру-
жина. По мере прикрытия заслонки увеличивается площадь, на
которую действует скоростной напор, и одновременно возра-
стает перепад давлений до и после заслонки. Вследствие этого
заслонка поворачивается со все возрастающей угловой ско-
ростью, что обусловливает излишне высокую чувствительность
ограничителя и затрудняет остановку заслонки в нужном поло-
жении. Кроме того, при слишком высокой чувствительности
ограничителя заслонка будет непрерывно качаться на оси в ре-
зультате малейших изменений скорости потока смеси. Это
ускоряет изнашивание подшипников оси, а следовательно, при-
водит к нарушению точности регулирования.
При работе двигателя равновесное положение заслонки
ограничителя определяется действующими на заслонку момен-
том силы натяжения пружины и моментами сил, создаваемых
скоростным напором и перепадом давления. Для того чтобы
заслонка вначале поворачивалась быстро, а при приближении
к нужному положению - замедленно, необходимо следующее.
1. Вынести точку присоединения подвижной серьги (через
которую пружина соединяется с заслонкой или с промежуточ-
103
ной деталью) к заслонке из средней плоскости ее по направле-
нию к пружине и ограничить перемещение серьги упором на
заслонке (ограничители карбюратора К-49, К-80 и др.).
2. Использовать рессорную пружину вместо цилиндриче-
ской винтовой. Сила, создаваемая такой пружиной, увеличи-
вается прямо пропорционально росту скоростного напора на
заслонку по мере ее прикрывания, что обеспечивает достаточно
плавное поворачивание ее. Дополнительным преимуществом
рессорной пружины является также то, что в случае поломки
одного листа ограничитель не выходит из строя.
3. Соединить ось заслонки ограничителя с цилиндрической
пружиной при помощи кулачка специального профиля и лен-
точной гяги. Последнюю одним концом крепят к пружине,
а другим к кулачку. Тогда по мере поворота заслонки повора-
чивается кулачок, вследствие чего увеличивается плечо прило-
жения силы пружины, а следовательно, и ее момент. Ленточ-
ную тягу следует изготовлять из очень гибкой стали,
способной выдерживать большое число (10 млн. и более) изги-
бов без усталостных поломок. Такое присоединение исполь-
зуют в ограничителях карбюраторов типа К-82, К-84 и др. (см.
рис. 91). Тягу в этих ограничителях изготовляют из ленточной
стали У8А толщиной 0,1 мм.
Чтобы получить момент, необходимый для преодоления
трения в подшипниках оси при открывании заслонки, послед-
нюю устанавливают с некоторым начальным углом, соста-
вляющим около 15% максимального угла прикрытия заслонки
(например, в карбюраторах К-80, К-82 и К-84 этот угол равен
9°), или применяют заслонку более сложной формы (например,
в карбюраторах К-49, МКЗ-14В и др. плоскость, на которую
набегает поток смеси, наклонена под углом 12-15° к нему).
Кроме того, для уменьшения трения ось заслонки (или заслон-
ку на оси) устанавливают на подшипниках качения (как прави-
ло, игольчатых).
Четкость фиксирования положения заслонки улучшается, ес-
ли в ее привод ввести пневматический усилитель поршневого
или диафрагменного типа. Пневматический усилитель поршне-
вого типа имеют ограничители карбюраторов К-82 и К-84 (см.
рис. 91). На одну сторону поршня усилителя действует атмос-
ферное давление, а на другую-давление во впускном трубо-
проводе двигателя. Чтобы в усилитель не попадала пыль, его
полость соединяют с атмосферой через фильтр (карбюратор
К-82) или с пространством после воздушного фильтра (карбю-
ратор К-84).
Для обеспечения надежной работы детали ограничителей
делают из коррозионно-стойких материалов или применяют
антикоррозионные покрытия (цинком, хромом и т. п.). Заслонку
ограничителя изготовляют из латуни или оцинкованной стали
10, корпус и крышку-из алюминиевого или цинкового сплава,
кулачки-из цинкового сплава, поршень усилителя-из стали 08,
а затем хромируют.
На стабильность характеристики скоростного ограничителя
максимальной частоты вращения вала влияют параметры
окружающей среды, силы трения в его механизме, а также из-
менение сопротивления впускной системы (ее части до ограни-
чителя). При понижении наружного давления или увеличении
I
•
Пневматический усили-
тель не только улучшает
четкость и стабильность
установки заслонки, но
и облегчает трогание ее
с места, а также способ-
ствует прикрыванию ее
в случае работы двигателя
с малой нагрузкой и облег-
чает получение необходи-
мого закона поворота за-
слонки. Конструкция уси-
лителя должна быть та-
кой, чтобы перемещение
поршня сопровождалось
минимальным трением
и происходило без враще-
ния его вокруг оси.
104
I
•
В ограничителях ча-
•.! оты вращения пружины
1меют 14-20 рабочих вит-
ков со средним диаметром
S.5-10mm и жесткость
5 0-15 Н/см. При изгото-
влении пружины не сле-
|ует предъявлять особо
/ грогих требований
. жесткости, так как ее лег-
ко можно изменить при
становке пружины, регу-
щруя число рабочих вит-
ков. Материал пружин —
фоволока из стали 65Г
шаметром 1,0-1,2 мм.
сопротивления воздушного фильтра уменьшается кинетическая
энергия потока, а следовательно, и момент, поворачивающий
заслонку. Это приводит к запаздыванию действия ограничите-
ля, т.е. он включается в работу при более высокой частоте вра-
щения вала, чем расчетная.
Наличие сил трения в механизме ограничителя увеличивает
частоту вращения вала двигателя, при которой начинает рабо-
тать ограничитель. Кроме того, изменение сил трения также
приводит к колебаниям заданной частоты вращения и наруше-
нию стабильности действия ограничителя. Для облегчения тро-
гания с места, уменьшения запаздывания включения и пониже-
ния чувствительности ограничителя к изменению сил трения
в нем необходимо следующее:
1) устанавливать ось заслонки на подшипниках качения, хо-
рошо обрабатывать трущиеся поверхности, применять анти-
коррозионные покрытия деталей и т.п.;
2) выбирать не слишком малый начальный угол положения
заслонки или применять заслонку со скошенной под углом
площадкой, направленной навстречу набегающему потоку;
3) увеличивать расстояние от точки крепления пружины
к заслонке до оси вращения последней, что уменьшает необхо-
димое усилие пружины;
4) увеличивать эксцентриситет заслонки, что обусловливает
уменьшение давления смеси на заслонку для получения необхо-
димого поворачивающего момента.
Конструкция крепления пружины должна быть такой, чтобы
можно было изменять не только натяжение пружины, но и ее
жесткость путем увеличения или уменьшения числа рабочих
витков. Обычно для изменения числа рабочих витков пружины
применяют регулировочный винт со штифтом или со специаль-
ной резьбой (штифт или выступы резьбы входят в зазор между
витками пружины). Натяжение пружины изменяют с помощью
регулировочной гайки. При изменении натяжения пружины из-
меняется начало работы ограничителя, а при увеличении или
уменьшении ее жесткости ~ характеристика ограничителя.
В качестве примера центробежного ограничителя рассмот-
рим ограничитель двигателей ЗИЛ-130 и 3M3-53. Ограничитель
состоит из чувствительного элемента центробежного типа (рис.
92, а) и вакуумного диафрагменного исполнительного механиз-
ма (рис. 92, б), который или встраивают в карбюратор (карбю-
раторы К-88А, К-89А, К-126Б и их модификации), или устана-
вливают в виде специального устройства - проставки между
карбюратором и впускным трубопроводом. В корпусе 1 вра-
щается корпус 3 ротора с грузом 14, который под действием
центробежной силы прижимается к корпусу 1 и перекрывает
отверстие В; через это отверстие воздух из патрубка после воз-
душного фильтра по каналам А, Б и Г поступает к исполни-
тельному вакуумному механизму. При частоте вращения вала
меньше регулируемой груз 14 оттягивается пружиной 9, в ре-,
зультате чего открывается доступ воздуха к исполнительному
вакуумному механизму по каналам Б и Г. Изменяя натяжение
пружины 9 винтом 10, можно изменять регулируемую частоту
вращения вала.
Исполнительный диафрагменный вакуумный механизм со-
стоит из вакуумной камеры с диафрагмой 20, связанной што-
105
Рис. 92. Центробежный
ограничитель с вакуумным
диафрагменным исполни-
тельным механизмом:
а - чувствительный элемент;
б - исполнительный меха-
низм; 1 -корпус датчика;
2 - крышка; 3 - корпус ротора;
4-седло клапана; 5-опорная
шайба; 6 - сальник; 7 - фитиль
вала ротора; S-вал ротора;
9 и 18-пружины; 70-регули-
ровочный винт; 11 -шайба ро-
тора; 12- фитиль втулки;
13-втулка; 14-груз датчика;
15 и 16-воздушные жиклеры;
17 - дроссельная заслонка;
19 - шток диафрагмы;
20 -диафрагма; А и Ж-ка-
налы подвода воздуха из воз-
душной камеры карбюрато-
ра; Б и Г -каналы датчиков;
В - отверстие; Д и Е - каналы,
сообщающие полость под
диафрагмой с пространством
соответственно перед дрос-
сельной заслонкой и после нее
ком 19 с рычагом оси дроссельной заслонки 17. Под действием
разрежения заслонка 17 прикрывается, и частота вращения ва-
ла двигателя ограничивается. Заслонка возвращается в исход-
ное положение пружиной 18, натяжение и жесткость которой
можно регулировать.
В исполнительном механизме используется разрежение
в диффузоре карбюратора и в смесительной камере. Так как
разрежение в диффузоре велико при полной и близких к ней
нагрузках и мало при частичных нагрузках, а в пространст-
ве за дроссельной заслонкой, наоборот, оно мало при пол-
ной нагрузке и велико при частичных,' эти две полости со-
единены между собой воздушными жиклерами 15 и 16. Вслед-
ствие этого обеспечивается необходимое разрежение для пере-
мещения диафрагмы при любой нагрузке двигателя. Простран-
ство за диафрагмой каналом Ж соединяется с пространством
после воздушного фильтра.
Ограничитель приводится в движение от распределительно-
го вала двигателя. В автомобильных двигателях такой ограни-
читель также встраивают в распределитель зажигания, от вали-
ка которого он приводится в движение. Ограничитель обеспе-
чивает высокую стабильность ограничиваемой частоты враще-
ния независимо от нагрузки двигателя. Сопоставление ско-
ростных характеристик двигателя ЗИЛ-131 с центробежным
ограничителем (рис. 93, кривая 1) и двигателя ЗИЛ-157КД со
Рис. 93. Скоростные ха-
рактеристики двигателей
ЗИЛ-131 и ЗИЛ-157КД
106
I
•
В холодное время года
на заслонке ограничителя
может образоваться лед.
Для устранения этого
рекомендуют обогревать
корпус заслонки теплым
воздухом, отработавши-
ми газами или водой из си-
стемы охлаждения.
I
Диапазон регулирова-
ния максимальной ча-
стоты вращения вала дви-
гателя составляет
200-300 об/мин у центро-
бежных ограничителей
и 600-800 об/мин у ско-
ростных ограничителей;
потеря мощности двигате-
ля при установке ограни-
чителя не превышает 4%.
Рис. 94. Внешняя харак-
теристика двигателя
ЗМЗ-504.10:
--------с впрыскиванием
топлива;-------с карбю-
раторной системой питания
I
•
Замена карбюратора си-
стемой впрыскивания по-
зволяет повысить мощ-
ность двигателя, частоту
вращения его вала и увели-
чить степень сжатия на
0,5-0,7.
скоростным ограничителем (кривая 2) показывает, что в пер-
вом случае диапазон регулирования частоты вращения (Ап =
= 200 об/мин) в 3 раза меньше, чем во втором (Ап =
= 600 об/мин).
При' установке ограничителя любого типа не должны ухуд-
шаться наполнение цилиндров и равномерность распределе-
ния горючей смеси, не должны изменяться условия работы
карбюратора и распределителя зажигания, в особенности его
вакуум-корректора угла опережения зажигания. Как показы-
вает практика, равномерность распределения смеси по ци-
линдрам лучше, если ось заслонки ограничителя параллельна
оси коленчатого вала.
Основные элементы конструкции ограничителей выбирают
на основании данных по существующим конструкциям и дово-
дят экспериментальным путем. Расчет ограничителей может
быть произведен по методике, аналогичной той, которую при-
меняют при расчете дроссельных регуляторов.
§13. Системы питания двигателей
с впрыскиванием легкого топлива
и принудительным зажиганием
В двигателях с впрыскиванием легкого топлива последнее
подается специальным насосом и впрыскивается через форсун-
ку в цилиндр или во впускной трубопровод, как правило, в не-
посредственной близости от впускного клапана.
По сравнению с карбюраторными двигателями двигатели
с впрыскиванием бензина имеют следующие преимущества.
1. Топливо равномернее распределяется по цилиндрам, что
дает возможность поддерживать одинаковый состав смеси
в цилиндрах, вследствие чего повышается экономичность дви-
гателя. При однородном составе смеси в цилиндрах снижается
разброс показателей их работы, уменьшаются вибрация и из-
нос деталей.
*2. Исключаются потери части топлива при продувке цилин-
дра, что увеличивает экономичность и мощность двигателя
(рис. 94).
3. Уменьшается сопротивление впускной системы вслед-
ствие отсутствия карбюратора и улучшается наполнение ци-
линдра, а следовательно, повышается мощность двигателя.
4. Можно несколько повысить степень сжатия двигателя
вследствие более однородного состава смеси в цилиндрах
и возможности организовать продувку. В результате повы-
шается мощность и улучшается экономичность двигателя.
5. Достигается более правильная, чем при карбюраторном
смесеобразовании, коррекция состава смеси при переходе дви-
гателя с одного режима на другой и обеспечивается лучшая
приемистость двигателя.
6. В отработавших газах содержится меньшее количество
окиси углерода, а также других вредных веществ.
7. Уменьшается пожарная опасность, так как отсутствуют
карбюратор и большие объемы, заполненные горючей смесью.
8. Отпадает необходимость в организации подогрева впуск-
ного трубопровода и связанного с этим усложнения его
конструкции.
107
9. Облегчается возможность при электронном управлении
впрыскиванием исключить подачу топлива на режимах при-
нудительного холостою хода, что значительно уменьшает рас-
ход топлива.
10. Упрощается решение проблемы нейтрализации токсиче-
ских компонентов отработавших 1азов, поскольку применение
хорошо отрегулированной системы впрыскивания позволяет
использовать только один каталитический грехкомпонентный
нейтрализатор и избежать применения более сложных систем
нейтрализации, таких, как рециркуляция отработавших газов,
подача дополнительного воздуха для дожигания горючих ком-
понентов отработавших газов.
11. Создаются предпосылки для оптимального управления
работой двигателя на всех режимах с применением микропро-
цессорной техники.
Наряду с указанными преимуществами системы впрыскива-
ния легкого топлива обладают существенными недостатками.
1. Эти системы сложнее, чем системы питания карбюратор-
ного двигателя. Наличие прецизионных деталей и чувствитель-
ной автоматики для регулирования и корректирования состава
смеси обусловливает более высокую стоимость системы впрыс-
кивания легкого топлива по сравнению с карбюраторными
системами.
2. Эксплуатация таких систем сложнее эксплуатации систем
питания с карбюратором. Регулирование и устранение неис-
правностей в системе должны производиться высококвалифи-
цированным персоналом.
Указанные недостатки обусловили ограниченное примене-
ние систем питания с впрыскиванием топлива в цилиндр. Эти
системы используют главным образом в авиационных и неко-
торых двигателях гоночных автомобилей. Топливо в камеру
таких двигателей обычно впрыскивается для обеспечения ра-
ционального смесеобразования и уменьшения потерь топлива
с продувочным воздухом во время такта всасывания. Струя
топлива направляется в сторону выпускного клапана. Топливо
впрыскивают под давлением 4-5 МПа через закрытые кла-
панные форсунки. Условия работы форсунок тяжелые, и трудно
обеспечить их надежную работу.
В отличие от дизелей в двигателях с впрыскиванием легкого
топлива и принудительным зажиганием регулирование мощно-
сти не может быть реализовано только изменением цикловой
подачи. В этих двигателях осуществляют количественное регу-
лирование, поэтому при изменении режима их работы для
обеспечения оптимального состава смеси подача топлива дол-
жна меняться автоматически при изменении его расхода.
На рис. 95 приведена схема системы впрыскивания в ци-
линдр, применяемая в авиационных двигателях. Подача топ-
лива осуществляется топливным насосом 3, мало отличаю-
щимся по конструкции от насосов, применяемых в дизелях.
Насос имеет пневматическую систему регулирования с гидроу-
силителем 2. Пневмоэлемент, представляющий собой сильфон
I, заполненный сухим азотом, реагирует на изменение давления
и температуры воздуха, поступающего из компрессора. Одна
из полостей сильфона соединена с атмосферой, поэтому пнев-
моэлемент реагирует на изменение внешнего давления. Гидро-
I
•
Применение системы
впрыскивания уменьшает,
а в отдельных случаях ис-
ключает возможность об-
разования пленки топли-
ва на стенках впускного
трубопровода.
Рис. 95. Схема системы
впрыскивания в цилиндр
авиационного двигателя
108
I
•
При впрыскивании
топлива в зону впускного
клапана мощность и эко-
номичность двигателя
мало зависят от момента
впрыскивания, поэтому
системы впрыскивания во
впускной трубопровод
имеют различное исполне-
ние. Возможно периодиче-
ское впрыскивание, когда
подача топлива осущест-
вляется в определенные
промежутки цикла, при-
чем топливо подается
группой форсунок или все-
ми форсунками одновре-
менно, а также непрерыв-
ное впрыскивание.
усилитель 2 включен в систему для создания перестановочного
усилия, необходимого для одновременного поворота несколь-
ких плунжеров топливного насоса.
Для повышения надежности работы форсунок и упрощения
аппаратуры впрыскивания повсеместное распространение на
автомобильном транспорте получили системы впрыскивания
топлива во впускной тракт. При этом форсунки устанавливают
либо в головке блока, либо во впускном трубопроводе в непо-
средственной близости от окон головки (распыленное форсун-
ками топливо поступает в зону впускных клапанов), либо во
впускной трубопровод на расстоянии от впускных клапанов
(смесь начинает образовываться в каналах впускного трубопро-
вода). В последнем случае через одну форсунку, установленную
до разветвления, топливо можно подавать в группу цилиндров.
Возможен также вариант, когда топливо подается одной фор-
сункой в общую смесительную камеру, откуда смесь поступает
в патрубки отдельных цилиндров. Впрыскиваемое топливо под-
хватывается потоком всасываемого воздуха и, смешиваясь
с ним, поступает в цилиндр. При впрыскивании часть топлива
оседает на стенках трубопровода и поверхности клапана, отку-
да испаряется, а частично уносится в цилиндр в виде капель.
Мощность двигателя с впрыскиванием легкого топлива ре-
гулируют при помощи дроссельной заслонки, которая изме-
няет количество воздуха, поступающего в цилиндры двигателя,
а состав смеси зависит от массы топлива, впрыскиваемого то-
пливоподающей аппаратурой. Состав смеси в системах впры-
скивания легкого топлива регулируют по расходу воздуха; рас-
ходу воздуха и частоте вращения вала двигателя; углу
открытия дроссельной заслонки и частоте вращения вала дви-
гателя; разрежению во впускной системе и частоте вращения
вала двигателя; составу отработавших газов. Кроме того, со-
став смеси корректируют в зависимости от температурного ре-
жима работы двигателя, давления и температуры окружающе-
го воздуха.
В зависимости от выбранного способа регулирования изме-
няется состав датчиков, регулирующей и впрыскивающей аппа-
ратуры.
Система впрыскивания с пневмомеханическим
управлением и непрерывной подачей
топлива
Особенностью этой системы является непрерывная подача
топлива во впускные каналы под постоянным давлением около
0,45 МПа. Регулирование состава смеси основано на непосред-
ственной зависимости расхода топлива от расхода воздуха.
Главными элементами системы (рис. 96) являются измери-
тель расхода воздуха 7, выполненный в одном корпусе с регу-
лятором подачи топлива 13, пусковая 4 и главная 2 клапанные
форсунки, открывающиеся при давлении 0,45 МПа, терморегу-
лятор 22, аккумулятор давления топлива 28, топливный насос
21. Система работает следующим образом. Топливо из бака 25
подается насосом 27 через аккумулятор давления топлива 28
и фильтр 26 по топливопроводу высокого давления в нижнюю
109
полость регулятора подачи топлива 13. Из нижней полости
топливо поступает в верхнюю камеру над диафрагмой 10 через
выточку в плунжере 11 и щель, образованную кромкой плунже-
ра (золотника) и отверстием канала, ведущего в полость диф-
ференциального диафрагменного клапана. Число дифферен-
циальных клапанов равно числу цилиндров двигателя. Прогиб
диафрагмы 10 дифференциального клапана зависит от перепа-
да давлений на ее поверхностях, который, в свою очередь, зави-
сит от расхода топлива через щель, образованную кромкой
плунжера. От положения диафрагмы зависит зазор между диа-
фрагмой и кромками трубки 9, по которой топливо поступает
к форсунке 2. При больших прогибах диафрагмы площадь
кольцевой щели между ней и кромками трубки 9 увеличивает-
ся, и большее количество топлива поступает к форсунке.
Положение плунжера И регулятора подачи топлива 13
определяется положением рычага 23 измерителя расхода возду-
ха 7 и корректируется гидравлическим терморегулятором 22,
изменяющим давление топлива над плунжером. Основное на-
значение терморегулятора - обогащение смеси при прогреве
двигателя. При холодном двигателе биметаллическая пластина
20 регулятора давления нажимает на пружину клапана 21, диа-
фрагма 19 прогибается, и топливо возвращается в бак. Давле-
ние над плунжером 11 уменьшается, плунжер перемещается
вверх, и подача топлива форсунками увеличивается.
По мере прогрева двигателя ослабевает воздействие биме-
таллической пластины, пружина не прогибает диафрагму 79,
уменьшается количество топлива, перепускаемого из линии вы-
сокого давления в бак, и давление над плунжером увеличивает-
ся. Плунжер перемещается вниз, вызывая уменьшение подачи
топлива. Количество воздуха, поступающего в двигатель, регу-
лируется дроссельной заслонкой 5 и определяется измерителем
расхода воздуха 7. В конической горловине измерителя расхода
воздуха находится пластина 8, закрепленная на рычаге 23. Ры-
чаг вращается на оси 17. Масса пластины и рычага уравнове-
Рис. 96. Схема системы
впрыскивания с пневмоме-
ханическим управлением:
1 -датчик температуры охла-
ждающей жидкости; 2-глав-
ная форсунка; 3 - топливопро-
вод; 4-пусковая форсунка;
5 - дроссельная заслонка;
6 - перепускной клапан; 7 - из-
меритель расхода воздуха;
8 - пластина; 9 - трубка;
10- диафрагма дифферен-
циального клапана;11 - плун-
жер (золотник); 12 и 14-ка-
налы; 13 -регулятор подачи
топлива; 15 - предохрани-
тельный клапан; 16 -пере-
пускной канал; 17-ось рыча-
га; 18 -груз; 19- диафрагма
терморегулятора; 20 - биме-
таллическая пластина;
21 - клапан терморегулятора;
22 - терморегулятор; 23 - ры-
чаг измерителя расхода воз-
духа ; 24 - регулировочный
рычаг; 25 - топливный бак;
26 - топливный фильтр;
27-топливный насос; 28-ак-
кумулятор давления топлива
110
Рис. 97. Расчетная схема
измерителя расхода возду-
ха
шивается грузом 18. При работе двигателя движение воздуха
в кольцевой щели, образованной пластиной и конической по-
верхностью измерителя, создает перепад давлений, пропорцио-
нальный расходу воздуха. На пластину действует подъемная
сила, стремящаяся повернуть рычаг 23. Момент, создаваемый
этой силой, уравновешивается моментом, возникающим от да-
вления топлива, находящегося над плунжером 11, Поскольку
плунжер воздействует на рычаг 23, то каждому расходу возду-
ха соответствует определенный расход топлива. Меняя конфи-
гурацию конической горловины измерителя расхода, можно из-
менять характеристику системы по составу смеси. Для регули-
рования количества топлива, подаваемого в цилиндры двигате-
ля на малой частоте вращения холостого хода, введен рычаг 24
с регулировочным винтом.
В период пуска и прогрева двигателя работает пусковая
электромагнитная форсунка 4, в которую топливо поступает из
нижней полости регулятора. Пусковая форсунка включается
одновременно со стартером и отключается датчиком 1 темпе-
ратурного состояния двигателя при нагревании воды в системе
охлаждения двигателя до заданной температуры. Кроме того,
электрическая схема обеспечивает работу перепускного клапана
6, регулирующего расход воздуха, который по мере прогрева-
ния двигателя открывает перепускной канал, обедняя смесь.
Состав смеси, приготовляемый системой, будет зависеть от
расхода воздуха через кольцевую щель измерителя расхода
и расхода топлива через зазор между выточкой плунжера 11
и окном' в камеру над диафрагмой 10.
Объемный расход воздуха через кольцевую щель между
кромкой пластины и стенками конической горловины измери-
теля расхода при подъеме пластины на высоту h (рис. 97) мож-
но вычислить по формуле
GB = ЦвЛПп/» tg Y |/2Лррв,
где цв-коэффициент расхода воздуха через щель; Dn-диаметр
пластины; у-угол образующей горловины; Ар-перепад давле-
ний при течении воздуха через щель; рв-плотность воздуха.
По условиям равновесия рычага
ApFn = p^F^x/h,
где Fn-площадь пластины; рт-давление топлива над плунже-
ром регулятора давления; FT-площадь плунжера; х-переме-
щение плунжера.
Тогда, учитывая, что отношение x/h — Ц /12 = const, GB =
= pB7cDn tg Y j/2FTx/(Fnh) ]/pTpB h. Если пренебречь изменением
плотности воздуха и коэффициента расхода цв, то можно счи-
тать, что при постоянном давлении топлива над плунжером за-
висимость между расходом воздуха и перемещением h пла-
стины измерителя расхода линейна.
Расход топлива через зазор между кромкой плунжера
и окном
GT = цтх$ |/2Дрт рт,
где цТ“коэффициент расхода топлива; s-ширина сечения ще-
ли; Арт-перепад давлений при течении топлива через зазор.
111
Из уравнения равновесия сил, действующих на диафрагму
(рис. 98), получаем
Р1Т1 = Р2 (Т1 - FTp) + p3Fjp + А + (с-сд)г,
где и Frp площадь диафрагмы и сечения трубки; рг, р2 и
р3 - давления в нижней, верхней полости и в трубке; с и
с’д - жесткость пружины и диафрагмы; z- прогиб диафрагмы;
А-усилие предварительной затяжки пружины.
Обычно FTp < F;i ; F3FTp « • Тогда Ард = рг —
— р2 A/Fa. Таким образом, получаем следующую линейную
зависимость расхода топлива от перемещения плунжера: GT =
= pTxsJ/24pT/Fa.
Получив выражения расходов воздуха и топлива можно вы-
числить коэффициент избытка воздуха
Рис. 98. Схема дифферен
циального клапана
GB = tg у |iB j / 4ГдГтр рв/1
GT/0 V Нт ! лАртх т
Приведенное выражение показывает, что состав смеси мож-
но изменять, воздействуя на геометрические параметры изме-
рителя расхода воздуха и регулятора топлива, а также на да-
вление топлива рт над плунжером. При выбранных параметрах
конструкции измерителя и регулятора
а = В (цв /цт) |/(Pb/Pt)Wx) Рт ,
где В = [tg 7/(/os)] /4ВдГтр/(лА).
Из этого выражения следует, что состав смеси можно регу-
лировать двумя способами:
а) изменением отношения h/x при помощи регулировочного
винта рычага 24 (см. рис. 96);
б) изменением давления рт в системе гидравлического регу-
лирования, что приведет к изменению положения плунжера
и расхода топлива через форсунку, а также к перемещению ры-
чага измерителя расхода.
I
•
Система впрыскивание
с пневматическим упра
влением и непрерывным
впрыскиванием топли ва
позволяет изменять коли
чество смеси в отношении
1 :30 и поддерживать тре-
буемый для данного режи-
ма состав смеси.
Система с электронным регулированием расхода
воздуха и периодическим впрыскиванием
топлива
Такая система разработана фирмой Бош и широко приме-
няется на европейских легковых автомобилях. Дозирование
топлива в системе осуществляют электромагнитные форсунки,
производящие двухразовое (одно впрыскивание на одтн обо-
рот) одновременное впрыскивание в зону впускного клапана.
Схема системы приведена на рис. 99. Топливо из бака 1 по-
дается роликовым насосом 2 через фильтр 4 и редукционный
клапан 16 к главным электромагнитным форсункам 7 и пуско-
вой форсунке 10. Редукционный клапан 16, перепуская избыток
топлива в бак, поддерживает в системе постоянный перепад
(196 кПа) между давлением топлива в корпусах форсунок
и впускным трубопроводом. Поэтому объемная подача топ-
лива зависит от продолжительности открытия клапана форсун-
ки. Клапанами электромагнитных форсунок управляют им-
112
Рис. 99. Схема системы
впрыскивания топлива
с электронным управле-
нием
пульсы переменной длительности, формируемые в электронном
блоке 20. Синхронизация управляющих импульсов с частотой
вращения вала производится импульсами, поступающими
в электронный блок от прерывателя-распределителя 21 си-
стемы зажигания, который питается от батареи 19 через вы-
ключатель зажигания 17 и блок 18 преобразования сигналов
датчиков.
Количество воздуха, поступающего в двигатель, изменяется
дроссельной заслонкой 9 и регулировочным винтом 11. Перед
дроссельной заслонкой расположен измеритель расхода возду-
ха 13, поворотная подпружиненная пластина 15 которого пово-
рачивается под действием потока воздуха на угол, пропорцио-
нальный расходу. Пластина 14 является демпфером, ограничи-
вающим колебания пластины 15. На оси измерителя устано-
влен потенциометр, включенный в управляющие цепи элек-
тронного блока 20. Для обогащения состава смеси на режимах
малых нагрузок и при полном открытии дроссельной заслонки
служит датчик 8 положения дроссельной заслонки. Состав сме-
си на режиме холостого хода регулируют винтом 12, изменяю-
щим площадь проходного сечения перепускного канала. Пуско-
вая электромагнитная форсунка 10 включается одновременно
со стартером, если температура охлаждающей жидкости мень-
ше 15°С. Время включения форсунки возрастает по мере пони-
жения температуры и регулируется термовыключателем 5. Со-
став смеси во время прогрева корректируется в зависимости от
температуры охлаждающей жидкости, измеряемой датчиком 6.
Обогащение смеси при этом осуществляется в результате изме-
нения длительности импульсов, управляющих работой ос-
новных форсунок. Для устойчивой работы двигателя на режи-
ме холостого хода в системе предусмотрено перепускное
устройство 3.
113
На основе рассмотренной схемы разработано несколько си-
стем с электронным управлением, отличающихся отдельными
элементами. Так, для повышения стабильности работы измери-
тель расхода воздуха рассмотренного выше типа в этих систе-
мах заменен датчиком расхода, действующим по принципу тер-
моанемометра. Ввиду отсутствия подвижных деталей срок
службы такого устройства близок к сроку службы автомобиля.
Электронный блок также заменен на новый, имеющий в своем
составе микропроцессор, обеспечивающий более точную обра-
ботку сигналов датчиков.
Созданы комплексные системы, объединяющие управление
зажиганием и подачей топлива. Блок управления таких систем
представляет собой микро-ЭВМ, состоящую из микропроцессо-
ра, запоминающего устройства и системы ввода-вывода. В си-
стемах используются датчики частоты вращения, расхода воз-
духа, температуры охлаждающей жидкости и воздуха, положе-
ния дроссельной заслонки и коленчатого вала. Кроме регули-
рования состава смеси и количества топлива, система позво-
ляет регулировать угол опережения зажигания в зависимости
от нагрузки и частоты вращения коленчатого вала.
Для автомобилей, оборудованных трехкомпонентными ней-
трализаторами, созданы варианты системы с регулированием
по составу отработавших газов с помощью кислородного дат-
чика, определяющего содержание кислорода в выпускном тру-
бопроводе.
Стремление снизить стоимость топливной аппаратуры си-
стем с впрыскиванием легкого топлива и сделать ее соизмери-
мой со стоимостью карбюраторов привело к созданию систем
с центральным впрыскиванием топлива (рис. 100), в которых
Рис. 100. Схема системы
с центральным впрыскива-
нием топлива:
1 -измеритель расхода возду-
ха; 2 - перепускной клапан;
3 - форсунка; 4 - регулятор да-
вления топлива; 5 - датчик по-
ложения дроссельной заслон-
ки^- блок управления; 7 - то-
пливный бак; 8-топливный
насос; 9 - фильтр; 10-дрос-
сельная заслонка; 11 -датчик
температуры охлаждающей
жидкости
114
I
9
По своим техническим
характеристикам и стои-
мости система с цен-
тральным впрыскиванием
занимает промежуточное
положение между карбю-
раторными и сложными
системами впрыскивания.
I
9
Уменьшение парообра-
зования в системе дости-
гается повышением давле-
ния топлива. При исполь-
зовании бензина в системе
требуется поддерживать
давление 170-196 КПа.
I
9
Повышение темпера-
турной стабильности то-
пливоподачи достигается
ограничением нагревания
трубопроводов, а также
перепуском части топлива
через редукционный кла-
пан в бак.
впрыскивание осуществляется одной электромагнитной фор-
сункой в зону перед дроссельной заслонкой или после нее. Если
впрыскивание происходит перед дроссельной заслонкой, то ре-
ализуется положительный эффект влияния дроссельной заслон-
ки на смесеобразование, присущий карбюраторным системам.
Кроме рассмотренных систем существуют системы впры-
скивания с периодической подачей топлива и электронным
регулированием по давлению во впускной системе. В системах
этого типа используют связь между разрежением во впускной
системе и подачей воздуха. Количество воздуха, поступающее
в двигатель, регулируется дроссельной заслонкой. Состав смеси
изменяется в зависимости от давления во впускном трубопро-
воде и частоты вращения вала двигателя. Электронный блок
управления осуществляет коррекцию состава смеси по темпера-
туре воздуха, охлаждающей жидкости и положению дроссель-
ной заслонки.
§ 14. Агрегаты системы питания
двигателей с впрыскиванием
легкого топлива
В систему питания двигателей с впрыскиванием легкого
топлива входят: топливные баки, топливные насосы, топ-
ливные фильтры, редукционные клапаны, форсунки, топливо-
проводы, измерители расхода воздуха, электронные блоки
управления, датчики температуры, давления (разрежения), час-
тоты вращения вала двигателя, терморегуляторы и другие
устройства, обеспечивающие функционирование системы.
Вследствие большого разнообразия видов и типов систем,
принципов их регулирования, способов впрыскивания состав
систем сильно отличается, особенно в подсистеме регулирова-
ния.
В отличие от аппаратуры подсистемы регулирования подси-
стема подачи топлива имеет более стабильный состав агрега-
тов. Для нормального функционирования агрегаты подсистемы
топливоподачи должны удовлетворять следующим требова-
ниям: 1) быть нечувствительными к воздействию влаги, пыли,
вибрации, тряски; 2) обеспечивать герметичность системы и не
допускать попадания пузырьков воздуха в систему; 3) препят-
ствовать парообразованию в трубопроводах системы при по-
вышенных температурах; 4) обеспечивать надежный пуск про-
гретого двигателя после непродолжительной стоянки в усло-
виях высоких температур окружающего воздуха.
Удовлетворение перечисленных требований достигается со-
вершенствованием конструкции агрегатов, а также опти-
мальным их размещением в автомобиле.
Для предотвращения попадания воздуха в систему топ-
ливный насос устанавливают под баком или погружают непос-
редственно в топливо. В некоторых системах применяют два
насоса, один из которых находится в топливном баке и подает
топливо на вход насоса, находящегося вне бака.
Для облегчения пуска горячего двигателя на выходе из на-
соса устанавливают обратный клапан, препятствующий паде-
нию давления в системе и вскипанию топлива. Кроме того, на-
115
Рис. 101. Коловратный на-
сос роликового типа
сос оснащают пароперепускным клапаном, облегчающим на-
дежное закачивание топлива пустым насосом. Для пуска
в тропических условиях временно повышают давление в систе-
ме до значения, ограниченного предохранительным клапаном.
В системах впрыскивания легкого топлива применяют элек-
трические топливные насосы, к которым предъявляют следую-
щие требования: высокая износостойкость при работе на
легких топливах; герметичность (при установке ниже топливно-
го бака); пожаробезопасность; простота конструкции; удобство
обслуживания; малая стоимость и низкие энергетические за-
траты. Перечисленным требованиям удовлетворяют коло-
вратные насосы.
Наибольшее распространение получили насосы роликового
типа (рис. 101). Топливо поступает в полость насоса через шту-
цер L В камере насоса на валу 2 эксцентрично установлен ро-
тор 3, в пазах которого размещены ролики 4. При вращении
ротора 3 топливо, захваченное роликами, под давлением выхо-
дит через нагнетательный штуцер 5.
Расчет подачи топливного насоса выполняют по макси-
мальному расходу топлива двигателем:
Qh = к [60 -10 3К7цтах^тахИтах / (2tmin ) + 20],
где Q-в л/мин; /с-коэффициент запаса подачи, к = 1,2 — 1,4;
^цтах- максимальная цикловая подача топлива;
ттах “Длительность импульса при максимальной подаче;
tmin “ минимальный период следования цикловых подач;
итах“ максимальная частота вращения вала двигателя.
Обычно в системах впрыскивания легкого топлива предус-
мотрены две ступени фильтрации топлива: грубая очистка
в сетчатых фильтрах с размерами ячеек 30-50 мкм и тонкая
очистка в бумажных фильтрах.
Редукционный клапан (рис. 103) стабилизирует давление
топлива в системе, так как перепад давлений между впускным
трубопроводом и полостью форсунки определяет цикловую
подачу топлива. Давление в полости 2 уравновешивается дей-
ствующим на диафрагму 7 давлением в полости 4 и усилием
пружины 3. При повышении давления в полости 2 диафрагма
7 с клапаном 9 приподнимается и открывает сливной канал
в штуцере 10, и топливо возвращается в бак. Полость 4 может
сообщаться с атмосферой или со впускным трубопроводом.
Последний вариант применяют чаще, так как в этом случае
Рис. 102. Фильтр тонкой
очистки топлива:
1 -корпус; 2 и 4-нагнета-
тельные штуцеры; 3-крыш-
ка; 5-бумажный фильтрую-
щий элемент
Фильтр грубой очистки
часто устанавливают на
заборнике топлива в баке,
а фильтр тонкой очистки
(рис. 102)-на линии на-
гнетания вблизи от форсу-
нок.
Рис. 103. Редукционный
клапан:
1 и S-соответственно вход-
ной и выходной штуцеры;
2 - топливная полость;
3 - пружина; 4 - воздушная по-
лость ; 5 - винт регулировки
натяжения пружины; 6-шту-
цер для соединения
с впускным трубопроводом
или с атмосферой; 7 - диа-
фрагма; 9-клапан; 10- шту-
цер
116
4
Рис. 104. Схема электро-
магнитной форсунки
Рис. 105. Электромагнит-
ная форсунка фирмы Бош:
1 -корпус; 2 - распылитель;
3-запирающая игла; 4-упор
бурта; 5 - шайба; 6 - пружина;
7 - сердечник электромагни-
та; 8 - фильтрующий элемент;
9-штуцер подвода топлива;
10 - регулировочный винт;
11- обмотка магнита;
12 -якорь
клапан поддерживает постоянный перепад давлений на клапа-
нах форсунок и обеспечивает стабильность подачи топлива.
Электромагнитные форсунки получили наибольшее распро-
странение в системах впрыскивания легкого топлива во впуск-
ной трубопровод. Они дозируют топливо, работая в импульс-
ном режиме. Продолжительность открытого состояния клапа-
на форсунки зависит от длительности управляющего электри-
ческого импульса, подаваемого на обмотку электромагнита
форсунки. Принципиальная схема электромагнитной форсунки
приведена на рис. 104. В корпусе 1 размещены клапан 2 с пру-
жиной 7, прижимающей его к седлу 8, и электромагнит 3.
Концы обмоток электромагнита выведены наружу через изоли-
рованные контакты 4. Топливо в полость форсунки подводится
по шлангу 5 через фильтр 6.
Конструктивное оформление электромагнитных форсунок
разнообразно, несмотря на то, что их выполняют по единой
принципиальной схеме. На рис. 105 приведен продольный раз-
рез форсунки фирмы Бош. При включении обмотки электро-
магнита в цепь (подача импульса) якорь 12 поднимает иглу 3,
открывая топливу выход из распылителя 2. Ход иглы равен
0,15 мм и ограничен упором 4 бурта в шайбу 5 из твердосплав-
ного материала. Дозирующее отверстие представляет собой
кольцевую щель между распылителем 2 и штуцером иглы 3.
Для настройки форсунок предусмотрен регулировочный винт
10. Конструкция не разборка и ремонту не подлежит.
Требуемую статическую подачу форсунки определяют, ис-
пользуя зависимость
до ~ 0цтах Ац»
где д0-статическая подача форсунки; ^цтах-максимальная ци-
кловая подача; гц-максимальное время открытия клапана.
Зная статическую подачу форсунки, можно вычислить при
известном перепаде давлений на клапане площадь его эффек-
тивного сечения
Нф/ф = 00 /|/2Ар/р,
где Цф/ф-площадь эффективного сечения клапана форсунки;
Ар-перепад давлений на клапане; р-плотность топлива.
Важным моментом является выбор места установки форсу-
нок, их положение и ориентация. Незначительные изменения
в положении форсунки существенно влияют на показатели дви-
гателя. Обычно выбор положения форсунки производят на ос-
нове экспериментальных данных.
В системах с регулированием по расходу воздуха в качестве
датчиков расхода воздуха применяют термоанемометрические,
электромеханические и пневмомеханические измерители расхо-
да. На рис. 106 приведена схема измерителя первого типа. Он
состоит из корпуса 1 с диффузором 3, поперек которого натя-
нута платиновая нить 2, нагреваемая проходящим по ней элек-
трическим током. Температура нити зависит от силы тока, пло-
щади поперечного сечения нити и скорости воздуха, проходя-
щего через диффузор измерителя. Такое устройств^ по
сравнению с другими обладает неоспоримыми преимущества-
ми вследствие отсутствия движущихся частей, скользящих кон-
117
тактов, простоты конструкции. Сложность учета влияния влаж-
ности, температуры и давления окружающего воздуха, излуче-
ния теплоты окружающими деталями успешно преодолевается
современными электронными средствами коррекции.
Датчик расхода электромеханического типа показан на
рис. 107. На пластину 3 кроме скоростного напора действует
усилие пружины. С осью 4 заслонки соединен привод движка
функционального потенциометра, с которого снимается сигнал,
пропорциональный углу поворота заслонки. В измерителе для
демпфирования колебаний заслонки вследствие пульсаций воз-
душного потока предусмотрен демпфер-успокоитель 5 с плас-
тиной 6, перемещающейся в полости демпфера. Демпфирова-
ние осуществляется вследствие перетекания воздуха между
замкнутой полостью демпфера и воздушным трактом через за-
зоры. Для предохранения измерителя от поломок при
обратных вспышках в пластине 3 установлен предохрани-
тельный клапан 2. Измеритель имеет перепускной канал 7, ис-
пользуемый для регулирования расхода воздуха на режиме хо-
лостого хода.
Датчики положения дроссельной заслонки, как правило,
представляют собой электромеханические устройства со сколь-
зящими по ламелям токосъемниками, приводимыми в движе-
ние от оси дроссельной заслонки. При скольжении токосъемни-
ков происходит коммутация цепей при углах открытия
дроссельной заслонки от 0 до 2-4° и при углах открытия, близ-
ких к полным.
Рис. 106. Схема термоа-
немометрического датчика
расхода воздуха фирмы
Бош
Рис. 107. Схема электро-
механического датчика
расхода воздуха фирмы
Бош
§15 . Особые системы двигателей
с принудительным зажиганием смеси
Непрерывное совершенствование двигателей внутреннего
сгорания и их рабочих процессов привело к созданию новых
эффективных рабочих процессов, обеспечивающих высокую
топливную экономичность и умеренное содержание токсиче-
ских компонентов в отработавших газах.
Улучшение протекания рабочего процесса двигателей, рабо-
тающих на легком топливе, достигается интенсификацией элек-
трозажигания (повышением энергии искрового разряда), завих-
риванием рабочего заряда, что создает условия для стабильно-
го развития начального очага пламени, заменой карбюра-
торных систем системами впрыскивания топлива, расслоением
заряда, улучшением гомогенности заряда и равномерности рас-
пределения смеси по цилиндрам в многоцилиндровых двигате-
лях.
Одним из путей улучшения показателей двигателя является
такое распределение топлива в камере сгорания, при котором
в зоне свечи зажигания находится обогащенная смесь, а по ме-
ре удаления от свечи смесь постепенно обедняется. Такое рас-
слоение заряда осуществляют различными способами: раздель-
ной подачей в зону свечи обогащенной смеси, а в остальной
объем цилиндра-обедненной смеси, разделением объема ка-
меры сгорания на две полости, в одну из которых подается
обогащенная смесь, а в другую - обедненная. Кроме того, рас-
118
1
9
Чрезмерное переобога-
щение смеси в зоне свечи
приводит к ухудшению ус-
ловий воспламенения,
а излишнее переобогаще-
ние в удаленных от свечи
зонах обусловливает за-
медление догорания до
полного погасания пламе-
ни в объемах, где состав
смеси выходит за пределы
горючести.
!
л
В двигателях с расслое-
нием заряда достигается
экономия топлива на ча-
стичных режимах и сни-
жается содержание в отра-
ботавших газах окиси
углерода, сгоревших угле-
водородов и канцеро-
генных веществ, а концен-
трация окислов азота из-
меняется незначительно.
Форкамеру оснащают
клапаном, который приво-
дится в движение от до-
полнительных кулачков
распределительного вала.
Для раздельного питания
форкамеры и основной ка-
меры смесью различного
состава применяют либо
два карбюратора, либо
многокамерный карбюра-
тор. На двигателе
ЗИЛ-130Ф устанавливают
трехкамерный карбюра-
тор К-256 с двумя ос-
новными камерами и до-
полнительной камерой
для питания форкамер.
слоение заряда может быть достигнуто впрыскиванием легкого
топлива непосредственно в камеру сгорания в направлении воз-
душного вихря или под некоторым углом против направления
вращения вихря, что приводит к скоплению капель и паров
топлива в средней части камеры, где расположена свеча.
Несмотря на существенное снижение расхода топлива на ча-
стичных нагрузках, двигатели с такой организацией рабочего
процесса не получили широкого распространения, так как край-
не трудно обеспечить оптимальное расслоение заряда в одно-
полостной камере во всем диапазоне скоростных и нагру-
зочных режимов работы двигателя.
Решение этого вопроса облегчается при разделении камеры
сгорания на две полости, одна из которых заполнена обога-
щенной смесью, а другая обедненной смесью или чистым воз-
духом. Свечу при этом располагают в полости с обогащенной
смесью.
Такой принцип положен в основу разработанного в Инсти-
туте химической физики АН СССР процесса с форкамерно-фа-
кельным воспламенением. Этот процесс предусматривает нали-
чие форкамеры объемом 2-5% объема камеры сгорания,
сообщенной каналом малого сечения с основной камерой сго-
рания. В форкамеру через дополнительный клапан поступает
богатая смесь (а — 0,34-0,35), а в основную камеру - обедненная
смесь (ос = 1,64-1,7). Смесь в форкамере зажигают свечой, а ос-
новной заряд в камере сгорания воспламеняется факелом горя-
щей смеси, выбрасываемым из форкамеры.
Несмотря на повышенные тепловые потери, связанные
с увеличением площади поверхности камеры сгорания, и до-
полнительные затраты энергии на перетекание газов из форка-
меры в основную полость, в настоящее время возрос интерес
к форкамерному процессу в связи с проблемой ограничения
токсичности отработавших газов. Наличие в форкамере обога-
щенной и разбавленной оставшимися от предыдущего цикла
продуктами сгорания смеси препятствует образованию окислов
азота, а существование в основной камере обедненной смеси
приводит к уменьшению в отработавших газах окиси углерода.
Обеспечение стабильного и эффективного сжигания сильно
обедненных смесей открывает возможности качественного ре-
гулирования мощности обеднением смеси при полном откры-
тии дроссельной заслонки до — 1,5 и сужения диапазона ре-
гулирования мощности изменением положения дроссельной
заслонки. Это обусловит экономию топлива на частичных на-
грузках и в конечном итоге снижение среднеэксплуатационного
расхода топлива.
Вместе с тем следует отметить, что конструкции двигателя
и карбюратора несколько усложняются, так как необходимо
обеспечить приготовление обогащенной и обедненной смеси
и раздельную их подачу в форкамеру и основную камеру. Раз-
работаны варианты форкамерно-факельного воспламенения
в двигателях, оснащенных системами для впрыскивания легко-
го топлива.
Существенного улучшения протекания процесса сгорания
можно добиться в результате улучшения гомогенности смеси.
Хорошая гомогенизация смеси обеспечивается при уменьшении
размеров капель до 5-10 мкм, что может быть достигнуто
119
лишь при использовании специальных генераторов и испарите-
лей.
Одним из способов, позволяющих получить размеры капель
распыленного топлива до 4-5 мкм, является распыливание
с помощью ультразвука. В этом случае распыливание происхо-
дит не в результате взаимодействия потока воздуха и струи
топлива, а за счет энергии вибрации. Простейшее устройство
для распыливания топлива с помощью ультразвука состоит из
виброголовки с закрепленным на ней коническим наконечни-
ком. Топливо стекает на концевой участок наконечника вибро-
головки, совершающего колебания с частотой 18-20 кГц и ам-
плитудой около 30 мкм. По данным опытов, применение
устройства для ультразвукового распыливания вместо карбю-
ратора позволяет уменьшить расход топлива, повысить ста-
бильность работы двигателя и существенно уменьшить содер-
жание токсических компонентов в отработавших газах.
Заслуживают внимания топливные системы испарительного
типа, в которых образование топливовоздушной смеси осу-
ществляется без распылителя вследствие испарения топлива.
В основу пленочно-испарительной системы смесеобразова-
ния положен следующий принцип физической газификации мо-
торного топлива. Топливо движется под действием потока
воздуха в виде тонкой пленки по поверхности высокотеплопро-
водного испарителя, обогреваемого отработавшими газами.
Температура поверхности испарителя постепенно увеличивает-
ся в направлении движения пленки. Топливо нагревается, и по
достижении температур начала разгонки в нем начинают ки-
петь и испаряться его компоненты. По мере продвижения плен-
ки вдоль поверхности испарителя сначала испаряются легкие
фракции, а затем в зоне более высоких температур тяжелые, и,
наконец, пленка полностью'испаряется, не успев подвергнуться
химическому разложению при высоких температурах.
Пленочно-испарительное устройство может иметь различ-
ное конструктивное исполнение. Один из вариантов предста-
вляет собой обогреваемый снаружи отработавшими газами ис-
паритель, на внутреннюю цилиндрическую поверхность кото-
рого сверху электромагнитными форсунками подается топливо.
Крыльчатка, расположенная после воздухоочистителя у входа
в испаритель, закручивает поток воздуха, и пленка топлива,
увлекаемая этим потоком, движется (по спирали) по поверхно-
сти испарителя, прогревается и испаряется. Пары топлива сме-
шиваются с потоком воздуха и в виде гомогенной топливовоз-
душной смеси поступают в цилиндры двигателя. Количество
смеси регулируют дроссельной заслонкой, установленной после
испарителя. Состав смеси регулирует электронная система до-
зирования количества топлива, впрыскиваемого форсункой.
Возможно применение групповых и индивидуальных испарите-
лей.
Эксперименты показали, что пленочно-испарительная систе-
ма вследствие гомогенизации заряда позволяет расширить
предел эффективного обеднения смеси и повысить экономич-
ность на 10-15%, на 2-3% увеличить мощность двигателя при
том же расходе топлива и существенно уменьшить токсичность
отработавших газов. Кроме того, улучшается работа двигателя
на неустановившихся режимах. Однако, отмечая достоинства
I
•
В пленочно-испаритель-
ном процессе молекуляр-
ная структура топлива не
нарушается.
I
•
Пленочно-испаритель-
ная система позволяет
расширить границы во-
спламеняемости смеси до
а = 1,7 4-1,9; сместить
предел эффективного
обеднения смеси в сторону
бедных смесей до а =
— 1,35 -? 1,4; снизить во
всем диапазоне нагрузок
удельные эффективные
расходы топлива на
6-15%; уменьшить в отра-
ботавших газах содержа-
ние окиси углерода в 1,5-2
раза, окис лов азота-в 1,5
раза, углеводородов - в
2-2,5 раза.
120
пленочно-испарительной системы смесеобразования, следует
указать на более высокую стоимость аппаратуры этой си-
стемы, так как необходимо применять электронную систему
дозирования топлива, оснащенную блоками для обеспечения
пуска, прогрева, самостоятельного и принудительного холосто-
го хода, коррекции по температуре и давлению окружающей
среды, частоте вращения, нагрузке двигателя и его температур-
ному состоянию.
Разработаны устройства, в которых образование топливо-
воздушной смеси происходит в пористых элементах из воло-
кон, пропитанных топливом, поступающим из топливных ка-
мер через жиклеры холостого хода и жиклеры главной
дозирующей системы. Пористые элементы помещают в воз-
душный поток. Рабочую площадь пористого элемента регули-
руют при помощи заслонки.
§16 . Особенности смесеобразования
в двигателях с принудительным
зажиганием на неустановившихся
режимах
В условиях эксплуатации транспортные двигатели большую
часть времени работают на неустановившихся режимах, когда
изменяются нагрузка на двигатель, частота вращения коленча-
того вала, положение органа управления подачей топлива
и воздуха, угол опережения зажигания, состав смеси и тепловое
состояние двигателя.
Для карбюраторных двигателей наиболее характерными не-
установившимися режимами работы являются режимы пуска,
а также режимы, связанные с быстрым открыванием или за-
крыванием дроссельных заслонок. При таких режимах на ха-
рактер протекания сгорания смеси в цилиндре двигателя суще-
ственное влияние оказывают изменение условий смесеобразо-
вания, неравномерность распределения смеси по цилиндрам,
несоответствие теплового состояния двигателя режиму его ра-
боты, особенности конструкции карбюратора и впускной си-
стемы.
При открывании дроссельной заслонки увеличивается по-
ступление горючей смеси в цилиндры двигателя, повышается
его мощность и возрастает частота вращения вала. Однако
крутящий момент, развиваемый двигателем, оказывается обыч-
но меньшим, чем на сходственном установившемся режиме при
том же положении дроссельной заслонки и той же частоте вра-
щения вала двигателя. Основная причина такого изменения
крутящего момента-кратковременное обеднение смеси, посту-
пающей в цилиндры. Первой причиной обеднения смеси при
резком открывании дроссельной заслонки является отставание
подачи топлива карбюратором от расхода воздуха. Топливо из
распылителей дозирующих систем вытекает с запаздыванием,
так как предварительно оно должно заполнить каналы этих
систем.
Второй причиной обеднения смеси в цилиндрах при разгоне
(открытии дроссельной заслонки) является изменение процесса
смесеобразования во впускной системе. При работе с прикры-
121
той дроссельной заслонкой в щели, образованной кромкой
дроссельной заслонки и трубопроводом, происходит интенсив-
ное вторичное распыливание топлива, испарение топлива улуч-
шается, и пленка жидкого топлива на стенках трубопровода от-
сутствует либо имеет незначительную толщину. При резком
открывании дроссельной заслонки воздействие ее кромок на
распыливание ослабевает, качество распыливания ухудшается,
и капли топлива оседают на стенках трубопровода, увеличивая
толщину пленки. В первый период после открытия заслонки
происходит интенсивный рост толщины пленки и ее перемеще-
ние по впускному трубопроводу, что приводит к обеднению го-
рючей смеси.
Когда топливная пленка достигнет цилиндра, возможно
временное переобогащение смеси, и лишь после некоторого пе-
риода времени происходит стабилизация состава смеси, посту-
пающей в цилиндр. В современных двигателях обеднение смеси
кончается уже через 1,5-4 с после начала разгона. Этому спо-
собствуют дополнительные устройства современных карбюра-
торов (ускорительные насосы, пневмоприводы дроссельных за-
слонок и др.).
Кроме временного обеднения смеси при резком открытии
дроссельной заслонки, следует отметить изменение неравно-
мерности распределения смеси по цилиндрам многоцилин-
дровых двигателей. В первой фазе процесса, когда происходит
формирование топливной пленки, а в цилиндры поступают
только пары топлива и взвешенные в воздухе мелкие капли,
равномерность распределения смеси несколько улучшается. По-
сле начала поступления в цилиндры жидкой пленки неравно-
мерность распределения топлива по цилиндрам увеличивается.
Кроме того, при разгоне происходит фракционирование топ-
лива, в результате чего пленка содержит высококипящие угле-
водороды. Поэтому в процессе разгона происходит не только
обеднение смеси в начальной фазе и обогащение во второй, но
и изменение состава топлива. В начальной фазе в цилиндры по-
ступают преимущественно легкоиспаряющиеся фракции топ-
лива, что может вызвать нарушение процесса сгорания.
Прикрывание дроссельной заслонки сопровождается умень-
шением разрежения в диффузоре карбюратора и резким повы-
шением разрежения после дроссельной заслонки, вследствие че-
го уменьшается массовое наполнение цилиндров. С уменьше-
нием разрежения у распылителей главной дозирующей си-
стемы почти прекращается подача топлива через эту систему,
но начинает работать система холостого хода. Крутящий мо-
мент двигателя уменьшается, но за счет кинетической энергии
вращающихся масс двигателя, а при включенной передаче-и
кинетической энергии автомобиля частота вращения коленча-
того вала снижается постепенно.
В условиях возникшего таким образом режима принуди-
тельного холостого хода процесс смесеобразования отличается
рядом особенностей, к числу которых относятся увеличенное
содержание остаточных газов в цилиндре, уменьшение или пре-
кращение подачи топлива через главную дозирующую систему,
задержка на 0,4-1,3 с поступления топлива через систему холо-
стого хода. Вследствие этого происходит временное обеднение
смеси в цилиндре. Кроме того, при работе на нагрузках, близ-
122
!
Количество топлива, ак-
кумулированного на стен-
ках трубопровода, может
в 10 раз превышать цикло-
вую подачу топлива.
I
Длительность периода
роста пленки может соста-
влять 1-50 с.
I
•
В период разгона-тор-
можения вследствие ви-
брации и инерционных на-
грузок может повышаться
уровень топлива в поплав-
ковой камере, что вызы-
вает перерасход топлива
и повышение токсичности
отработавших газов.
I
•
При крутых поворотах
и вйсокой скорости дви-
жения автомобиля неко-
торые карбюраторы (на-
пример, К-126Н) обед-
няют смесь вследствие от-
лива топлива из канала,
питающего топливом эко-
ностат, что приводит
к снижению мощности,
а при длительной работе
в таком режиме-к прога-
ру поршней.
ких к полным, на стенках впускного трубопровода скапливает-
ся большое количество топлива в виде пленки, которая после
прикрытия заслонки продолжает двигаться по стенкам и испа-
ряться, обогащая смесь. В зависимости от конструкции карбю-
ратора и режима работы двигателя после прикрытия дроссель-
ной заслонки может наблюдаться как обеднение смеси, так и ее
переобогащение в зависимости от того, какой процесс преобла-
дает: обеднение смеси в результате прекращения работы глав-
ной дозирующей системы и задержки подачи топлива через си-
стему холостого хода, или обогащение смеси вследствие
расхода топлива, аккумулированного на стенках впускного тру-
бопровода. В результате возможны нарушения процесса сгора-
ния как по одной, так и по другой причине.
Кроме того, течение воздуха в щели у дроссельной заслонки
и эмульсии через отверстия системы холостого хода происхо-
дит со скоростями, равными местной скорости звука, поэтому
состав горючей смеси не зависит от частоты вращения вала
двигателя. В результате при повышении частоты вращения
уменьшается коэффициент наполнения, увеличивается коэффи-
циент остаточных газов и ухудшаются условия воспламенения
и сгорания, что способствует увеличению числа циклов с про-
пусками сгорания, вялому догоранию, растягивающемуся до
процесса выпуска, воспламенению в выпускном трубопроводе
несгоревшей смеси и к повышению содержания несгоревших
углеводородов в отработавших газах.
Для ослабления последствий указанных особенностей про-
текания смесеобразования и сгорания при резком прикрывании
дроссельных заслонок разработано большое число устройств,
замедляющих закрытие дроссельной заслонки, отключающих
подачу топлива, воздействующих на разрежение во впускном
трубопроводе, а также поддерживающих состав смеси в опти-
мальных пределах.
Существенное улучшение качества смесеобразования на не-
установившихся режимах может быть достигнуто применением
карбюраторов с постоянным разряжением у распылителей (ти-
па «SU» и «Зенит-Стромберг»).
В системах с впрыскиванием топлива рассмотренные выше
особенности смесеобразования при неустановившихся режимах
работы проявляются в меньшей степени или не наблюдаются
вообще. Кроме того, электронные системы регулирования по-
зволяют осуществить оптимальные программы регулирования
с учетом режима работы, температурного состояния двигателя,
частоты вращения, состава отработавших газов, температуры
и давления воздуха и др.
ГЛАВА
ТОПЛИВНЫЕ СИСТЕМЫ ДИЗЕЛЕЙ
§ 1. Влияние топливоподающей
аппаратуры на эффективные
и экономические показатели дизеля
В настоящее время показатели дизелей не являются пре-
дельными: лучшие модели имеют экономичность
175-200 гДкВт-ч), значительно отличающуюся от теоретически
возможной [150-160 г/(кВт ч)]. Литровая мощность дизелей
(8-20 кВт/л) вдвое ниже, чем двигателей с внешним смесеобра-
зованием, а среднее эффективное давление безнаддувных дизе-
лей ограничивается 0,6-0,75 МПа, что соответствует а =
= 1,64-1,4. Совершенствование дизелей возможно путем улуч-
шения организации смесеобразования и сгорания.
На рис. 108 представлены типичные кривые изменения зако-
на тепловыделения и закона топливоподачи. Первый имеет два
характерных максимума, соответствующих быстрому (объем-
ному) сгоранию паровой и мелкодисперсной фаз топлива и ос-
новному (диффузионному) горению капельной фазы. Закон те-
пловыделения определяет изменение давления и температуры
газов в цилиндре и, таким образом, мощность, экономичность,
надежность, жесткость и уровень шума при работе двигателя,
токсичность отработавших газов. Смесеобразование, оказы-
вающее непосредственное влияние на закон тепловыделения,
протекает под воздействием двух основных факторов - газо-
динамического состояния заряда и способа впрыскивания топ-
лива.
Параметры и конструкция топливной аппаратуры оказы-
вают существенное влияние на протекание рабочего процесса
дизеля. Жесткость процесса, определяемая объемным сгора-
нием, понижает надежность дизеля, увеличивает его массу, спо-
собствует интенсивному образованию наиболее токсических
компонентов отработавших газов-окислов азота, повышает
уровень шума при работе и в то же время не всегда термо-
динамически оправдана. Снижение жесткости работы достигают
уменьшением периода задержки воспламенения т/. Ускорение
подготовки горючей смеси к сгоранию при ограничении ее
объема обеспечивается тонким распыливанием топлива и упра-
влением законом его подачи. Решить эту задачу позволяет так-
же ступенчатое впрыскивание: воспламенение небольшой пор-
ции топлива повышает температурный уровень рабочего тела,
что позволяет ускорить подготовку к сгоранию основной пор-
ции топлива. Положительный эффект достигается и при подаче
124
Рис. 108. Законы те-
пловыделения dx/dty и то-
пливоподачи d#T/d<p:
1 - dx/dtp; 2 - dg /dtp;
/-объемное сгорание;
//-диффузионное горение
Рис. 109. Схема форсунки
системы пневматического
распиливания
I
Задача снижения рас-
хода топлива и выбро-
са углеродосодержащих
компонентов находится
в некотором противоре-
чии с задачей уменьшения
эмиссии окислов азота
и снижения жесткости сго-
рания.
топлива на нагретые поверхности камеры сгорания при пленоч-
ном и объемно-пленочном смесеобразовании. Все эти способы
топливоподачи реализуют на новом техническом уровне прин-
ципы катализаторного двигателя, в котором быстрое воспла-
менение обеспечивалось не мелкостью распыливания, а по-
дачей топлива на раскаленный катализатор.
Сокращение т, оправдано до некоторого предела, так как ес-
ли оно очень мало, сгорание происходит вблизи распылителя
форсунки, топливная струя не достигает периферийных зон ка-
меры сгорания, где сосредоточен основной объем воздуха, и не
смешивается с ним, что обусловливает неполный и затянутый
процесс сгорания.
Кроме достижения оптимального т», улучшение закона те-
пловыделения в дизелях путем совершенствования топливных
систем возможно при сокращении продолжительности сгора-
ния, в частности, периода диффузионного горения (см.
рис. 108). Интенсивность протекания реакций при диффузион-
ном горении определяется в основном не химическими, а физи-
ческими процессами, т. е. процессами переноса и смешения ком-
понентов. В этом отношении интересен опыт применения
пневматического распыливания. Этот способ смесеобразования
был основным на первых этапах развития дизелестроения, но
до сих пор привлекает внимание специалистов. При этом спо-
собе в форсунку (рис. 109) от насоса низкого давления подава-
лась отмеренная цикловая порция топлива, а от поршневого
компрессора-сжатый воздух давлением, на 1,5-3 МПа боль-
шим рс. С открытием приводного клапана 1 топливо, дробясь
и испаряясь, увлекалось воздухом через лабиринт 2, завихри-
тель 3 и сопло 4. Несомненным преимуществом этого способа
являлось хорошее перемешивание переобогащенных и бедных
зон в камере сгорания благодаря запасу кинетической энергии
впрыскиваемой суспензии. Последнее значительно ускоряло
диффузионное горение-основной этап сгорания-и делало его
управляемым.
Совершенствование технологии позволило перейти на на-
сосное впрыскивание топлива. При этом смесеобразование
и сгорание в значительной степени обеспечиваются энергией,
сообщаемой топливу, причем тем большей, чем меньше эти
процессы обеспечиваются газодинамическими способами. Так,
отношение кинетической энергии топлива к энергии движения
воздушного заряда для камер сгорания с пленочным смесео-
бразованием приближается к 0,33, а с объемным-к 1,5.
Если в период объемного сгорания образуются окислы азо-
та, то несовершенство диффузионного горения вызывает обра-
зование сажи, окиси углерода, соединений вида CnHm. С умень-
шением угла опережения впрыскивания 0 значительно улуч-
шаются такие показатели, как содержание NOX, dp/d(p, но
одновременно увеличиваются количество C„HW, де и темпера-
тура газов перед турбиной. Разрешают это противоречие со-
вершенствованием топливной аппаратуры. При этом умень-
шают угол опережения впрыскивания, увеличивают давление
впрыскивания и уменьшают его продолжительность фв. Тогда
большая мелкость распыливания обеспечивает скорейшее во-
спламенение, а одновременное увеличение объема топливо воз-
душной струи-более быстрое и полное сгорание.
125
Эффективные и экономические показатели двигателя зави-
сят от качества работы топливной системы. Затягивание конца
впрыскивания или повторные впрыскивания после завершения
основного (так называемые подвпрыскивания) значительно
ухудшают экономичность дизеля в результате переноса сгора-
ния на линию расширения. Повышается количество СО и
CnHm, уменьшается ресурс двигателя, включая и распылитель
форсунки. В результате исключения лишь небольшого подтека-
ния топлива на носике распылителя быстроходного дизеля
вследствие уменьшения объема предсоплового канала форсун-
ки с 3,5 мм3 до 0 эмиссия СКНОТ уменьшается более чем в 10
раз. Показатели двигателя могут быть существенно улучшены
при автоматическом согласовании угла опережения впрыскива-
ния и цикловой подачи в зависимости от скоростного и нагру-
зочного режимов, давления наддува и т.п. Совершенствование
смесеобразования улучшением показателей топливоподающей
аппаратуры позволяет более успешно решать задачи обеспече-
ния пуска двигателя, повышения его приспособляемости, улуч-
шения работы на неустановившихся режимах и т.д.
Одними из наиболее су-
щественных факторов,
влияющих на неидентич-
ность протекания рабоче-
го процесса в цилиндрах
ДВС, являются различия
в цикловой подаче и опере-
жении впрыскивания
топлива. Это вызывает
перегрузки отдельных ци-
линдров и увеличение рас-
хода топлива.
§ 2. Функции топливных систем
и требования, предъявляемые к ним
Укрупненно функции топливных систем можно охарактери-
зовать следующим образом:
хранение запаса топлива, его очистка от воды и механиче-
ских примесей;
дозирование топлива в соответствии с режимом работы
двигателя и подача цикловой порции топлива в цилиндры в со-
ответствии с порядком их работы;
подача топлива в цилиндр на определенном участке рабоче-
го цикла по заданному закону;
распределение топлива по камере сгорания в соответствии
с принятым способом смесеобразования.
Анализ конструкции топливных систем и двигателей, харак-
тера протекания рабочих процессов и общих требований,
предъявляемых к двигателям, позволяет сформулировать тре-
бования к современным топливным системам, конкретизирую-
щие и дополняющие перечисленные функции:
минимальные стоимость и масса, высокая технологичность.
В настоящее время стоимость автомобильного дизеля еще зна-
чительно выше стоимости соответствующего карбюраторного
двигателя, в том числе в результате наличия топливной
аппаратуры;
стабильность показателей подачи топлива в течение срока
эксплуатации, недопустимость подвпрыскиваний и подтекания;
удобство обслуживания, ремонта, регулирования;
обеспечение максимального ресурса в пределах ресурса дви-
гателя. Ресурс топливной аппаратуры быстроходных дизелей
достигает 5-10 тыс. ч, тихоходных 10-26 тыс. ч;
автоматическое изменение подачи насоса и угла опережения
впрыскивания 9 в зависимости от п, ре, рк, параметров окру-
жающей среды, теплового состояния двигателя. Точность вы-
держивания 0 составляет ±0,5°. На рис. НО показано измене-
Рис. НО. Изменение опти-
мального угла опережения
впрыскивания в зависимо-
сти от режима работы дизе-
ля:
-------без наддува;------
с наддувом
126
Рис. 111. Классификация
топливных систем дизелей
ние его оптимального значения на частичных относительно
номинального нагрузочного (Л/кр) и скоростного (и) режимов
работы двигателя;
минимальная неравномерность подачи топлива по цилин-
драм (на номинальном режиме менее 3-4%, в перспективе-до
2%) и по циклам (до 1%);
минимальный собственный уровень шума (менее 80 дБ на
расстоянии 1 м) и уменьшение уровня шума двигателя;
обеспечение устойчивой работы и распыливания топлива на
режимах малых нагрузок, холостого хода и при пуске
(б^ц.ном/ 0щшп Ю — 20);
возможность прокачки системы для удаления воздушно-па-
ровых пробок.
Дополнительные требования к топливным системам су-
довых дизелей:
обеспечение реверсирования двигателя;
возможность выключения отдельных секций насосов;
обеспечение работы на тяжелых и сернистых топливах.
Дополнительные требования к системам двигателей назем-
ного транспорта:
обеспечение необходимых динамических качеств двигателя
на переходных режимах-работы;
виброустойчивость и герметичность для предупреждения
потерь топлива и попадания пыли, воды и воздуха;
минимальная токсичность и дымность отработавших газов.
Существенность тех или иных требований, предъявляемых
127
к топливным системам, предопределила многообразие их кон-
струкций. На рис. 111 представлена их классификация, в основу
которой положены конструктивные отличия, обусловленные
способами подачи и распыливания топлива.
§ 3. Параметры топливоподачи
Рассмотрим основные параметры топливоподачи в дизелях.
Цикловая подача топлива-количество топлива, подаваемого
через форсунку за цикл рабочего процесса двигателя. Из урав-
нения баланса
9n = geNe^/(l20ni),
(18)
где #ц-в г; z-число цилиндров; т-тактность; n-частота вра-
щения коленчатого вала, об/мин.
Характеристика впрыскивания (закон подачи топлива). Ин-
тегральный закон подачи-зависимость от времени количества
топлива, поступившего в цилиндр через распылитель форсунки
в период от начала впрыскивания до данного момента. Диффе-
ренциальный закон подачи-зависимость от времени мгновен-
ного расхода топлива через распылитель. Типичный вид
кривых, характеризующих закон подачи топлива, представлен
на рис. 112. Могут рассматриваться как массовые, так
и объемные законы подачи, относящиеся и ко времени, и к углу
поворота кулачкового вала.
Интегральный закон подачи #т(ф) связан с дифферен-
циальным GT(cp):
t 1
Ат — Г G^dt~ Т Gyt/ф,
О <0 0
(дт) и дифференциальный
(GT) законы подачи топ-
лива
где ш-угловая скорость кулачкового вала.
Если фх отнесено к концу впрыскивания, то gT = gn. Упро-
щенно рассматривая процесс топливоподачи, полагаем равен-
ство объемных расходов через насос, и форсунку
ен^бф. , (19)
Для насоса с кулачковым приводом
Qh ^/пЛСПЛ =/пЛ^Пл/^ = /пЛ®^ПЛ/ ^Ф , (20)
1
тогда 0т = — J Ртбф^Ф = Рт/пл^пл’
со 0
где /пл, спл, /1ПЛ-соответственно площадь плунжера, его мгно-
венные скорость и перемещение от начала активного хода.
Таким образом, закон топливоподачи должен определяться
при данном режиме работы только профилем кулачка. Дей-
ствительная подача топлива зависит от большого числа кон-
структивных и режимных факторов и отличается (как будет по-
казано ниже) от вычисленной по приведенным соотношениям
так называемой геометрической подачи топлива.
Продолжительность впрыскивания-угол поворота кулачко-
вого вала фв или время тв, соответствующее впрыскиванию
128
Рис. ИЗ. Изменение фаз
топливоподачи судового
дизеля при работе на винт:
------ - геометрические
фазы; действительные
фазы
I
•
Действительная цикло-
вая подача топлива отли-
чается от геометрической.
Коэффициент подачи мо-
жет быть больше единицы
и изменяется в зависимо-
сти от и.
топлива. Различают геометрическую (фвг) и действительную
(фв.д) продолжительность. О первой судят по периоду от пол-
ного перекрытия плунжером впускного окна до начала от-
крытия им отсечного окна. Действительная продолжитель-
ность впрыскивания определяется по подъему и опусканию
иглы форсунки. Различие в них вызвано сжимаемостью и инер-
ционностью столба топлива, податливостью и инерционностЫо
механических элементов топливной аппаратуры и т.п. Геоме-
трическую продолжительность впрыскивания, как и угол опере-
жения, определяют статической проливкой насоса при провора-
чивании его вала, действительную - осциллографированием
подъема иглы. На рис. 113 показано изменение фаз топливопо-
дачи судового двухтактного дизеля при работе на винт. У раз-
личных дизелей фв.д/(рвг = l,3j4-1,6. На номинальном режиме
фв г = 8 -- 30° и с точки зрения}организации процесса сгорания
имеет оптимум. Существует тенденция к сокращению фв.г до
10-15° угла поворота кулачкового вала.
Угол опережения впрыскивания топлива (0)-угловое положе-
ние коленчатого (в гл. 3 для удобства-кулачкового) вала, при
котором начинается впрыскивание относительно в. м. т. со-
ответствующего цилиндра. Если начало впрыскивания происхо-
дит на ходе расширения, то значение угла опережения берется
со знаком «минус». Геометрический угол опережения (0Г) опре-
деляется по моменту закрытия клапана насоса или пересечения
верхней кромкой плунжера впускного окна, действительный
(Од) по моменту отрыва от седла иглы форсунки. Для насос-
форсунки ДО = 0Г — Од ~ 1 4- 2°, для систем с нормальными дли-
нами трубопроводов ДО ~ 2 — 7°, для систем с длинными тру-
бопроводами ДО — 10 -? 15°. Угол опережения впрыскивания
является регулировочным параметром топливной аппаратуры
и наряду с продолжительностью определяет момент окончания
впрыскивания. Отсечку производят обычно в точке достижения
pz или ранее из условия наилучшей экономичности.
Период разгрузки линии высокого давления -период подачи
топлива после начала отсечки. Недостатком затягивания конца
впрыскивания является истечение топлива из распыливающих
отверстий с малыми скоростями. В результате происходит пло-
хое распыливание, в то же время капли топлива попадают
в зоны камеры сгорания, обедненные кислородом. Топливо не
сгорает, а подвергается пиролизу. К этому же приводит вто-
ричное самопроизвольное открытие запирающей иглы форсун-
ки-подвпрыскивание, а также подтекание при закрытой игле.
Сокращение периода разгрузки рассматривают как важнейшее
мероприятие в совершенствовании топливной системы.
Коэффициент подачи системы -отношение объема цикло-
вой подачи топлива к объему вытеснения плунжера при его
геометрическом активном ходе /гПл.акт: Л = 0ц/(^лРт^пл.акт)-
Коэффициент т| характеризует эффективность использова-
ния рабочего объема насоса. Его значение зависит от утечек,
наполнения надплунжерной полости, сжимаемости топлива
и «мертвых» объемов и др. Эти факторы приводят к уменьше-
нию т|, однако дросселирование во впускных и отсечных окнах
может обусловить т] > 1. Величина т] находится в пределах
129
0,6-1,3. Коэффициент ц зависит от п и ре двигателя. Опреде-
ляют г] экспериментальным путем на испытательных стендах.
Давление впрыскивания. Максимальное давление впрыскива-
ния. В первую очередь рассматривают давление топлива в над-
плунжерной полости топливного насоса высокого давления (рн)
и в предсопловом канале распылителя форсунки (рв). Первое
характеризует нагрузки на элементы привода насоса, второе —
качество распыливания. Определить рв, однако, часто техниче-
ски трудно, поэтому наряду с ним используют давление в кар-
мане распылителя форсунки (давление у форсунки) рф. Мгно-
венные, средние и максимальные давления определяют при
осциллографировании процесса топливоподачи. Так как форма
кривой давления по времени обычно близка к треугольнику
или островерхой трапеции, уровень давления топлива принято
характеризовать средним или, чаще, максимальным давлением
впрыскивания рВтах-
При увеличении рвтах удается сократить продолжитель-
ность впрыскивания, одновременно достигнуть высокой мелко-
сти распыливания и длины Топливной струи. Так, для перспек-
тивных автотракторных двигателей рвтах = 70 4- 100 МПа,
среднеоборотных и малооборотных дизелей рвтах =
= 90—130 МПа. Максимальное давление впрыскивания зави-
сит от скоростного и нагрузочного режимов работы двигателя.
Для перспективных моделей топливных систем выдвигают тре-
бование обеспечения рвтах на режиме холостого хода не менее
половины от Рвтах на номинальном режиме. Расчеты показы-
вают, что увеличение рвтах выше 150-170 МПа для разде-
ленных систем с учетом мощности, затрачиваемой на привод
насоса высокого давления, нецелесообразно.
Различают также давление начала впрыскивания-давление
открытия запирающей иглы форсунки, начальное и остаточное
давление топлива-давления в линии высокого давления между
насосом и форсункой соответственно перед началом и после
окончания впрыскивания. При установившемся режиме работы
исправной аппаратуры обычного типа последние два давления
совпадают.
Нагрузочные и скоростные характеристики подачи-зависи-
мости цикловой подачи соответственно от положения органа
управления насоса и от частоты вращения приводного вала.
Эти характеристики определяются в основном конструкцией
насоса.
Зависимость подачи топлива от положения рейки насоса
с золотниковым регулированием близка к линейной, и ею
удобно пользоваться при согласовании системы впрыскивания
с регулятором. Значительно больший практический интерес
представляет изучение скоростной характеристики подачи и ре-
шение задачи обеспечения ее желательной формы. Из соотно-
шения необходимых для сгорания количеств воздуха и топлива
получаем дц = г)/рв14/(а/0).
Считая положение регулирующего органа неизменным, для
безнаддувного дизеля изменение дц должно соответствовать
изменению гц/А* (рис. 114). Однако требование устойчивой ра-
боты с потребителем приводит к необходимости обеспечейия
минимальной производной dg^/dn. С одной стороны, это выну-
9ц • Пу * Рв Пу
л
PbOv /
п
Рис. 114. Скоростные ха-
рактеристики подачи топ-
лива дизелей:
-----без наддува;
-----—----с газотурбин-
ным наддувом
130
ждает корректировать естественную характеристику топливно-
го насоса высокого давления (ТНВД), с другой-допускать ра-
боту дизеля на малых п с коэффициентом избытка воздуха,
меньшим, чем при номинальном режиме. При этом режим ра-
боты дизеля выходит на границу дымления, чему способствует
также уменьшение рв со снижением п. Если дизель с наддувом,
то £ц ~ т| урв /а, и задача получения такого же характера ско-
ростной характеристики подачи топлива существенно услож-
няется вследствие резкого снижения давления воздуха, подавае-
мого свободным турбокомпрессором, с уменьшением п двига-
теля.
Таким образом, для достижения высокой приспособляемо-
сти двигателя топливная аппаратура должна обеспечивать,
с одной стороны, заданную скоростную характеристику пода-
чи, с другой-высокое качество распыливания.
§ 4. Процесс топливоподачи
и сопровождающие его
физические явления
Среди возможных способов распыливания жидкостей-аэро-
гидродинамического, электростатического, ультразвукового
и т. п-в дизелях, как и в других тепловых машинах, исполь-
зуют только первый. Увеличение поверхностной энергии при
образовании множества капель размером 5-100 мкм из объема
цикловой подачи очень мало (< 1%) по сравнению с работой
привода ТНВД. При этом качество смесеобразования опреде-
ляется не только энергией впрыскиваемого топлива, но и энер-
гией воздушного заряда, поэтому скорость впрыскивания раз-
лична для разных способов смесеобразования (рис. 115). Мел-
кость распыливания, длина и угол рассеивания топливной
струи, распределение по ней капель зависят также от физиче-
ских параметров как воздуха, так и топлива.
Считая, что в системе непосредственного впрыскивания
подача топлива через распиливающие отверстия форсунки
йф = ис/с определяется лишь законом движения плунжера
и дросселирующим действием отверстия, используя выражения
(19) и (20), получим уравнение для скорости истечения топлива
из отверстия и перепада давлений на нем
Рис. 115. Статистические
данные по средним скоро-
стям ис впрыскивания в ав-
тотракторных двигателях:
1 - объемное смесеобразова-
ние; 2-пленочное
Uc — Сцл/пл/Ус — б}(б//|пл/^ф) (/пл//с)»
\рс X pT«j/(2ц2) = [рт<о2/(2р^)] [(d/inJ1/dq>) (fnn/fc)]2, (21)
где fc и рс-соответственно площадь сечения и коэффициент
расхода распиливающего отверстия.
Анализ этих уравнений выявляет важнейшие особенности и
недостатки систем непосредственного впрыскивания: геометри-
ческая продолжительность впрыскивания в углах поворота ку-
лачкового вала не зависит от его частоты вращения, скорость
истечения из сопла ис ~ со, а перепад давлений на распиливаю-
щем отверстии Арс ~ со2. Два последних обстоятельства нежела-
тельны : при низком скоростном режиме с уменьшением ис ухуд-
шается качество распыливания, а при увеличении п очень быстро
повышается давление нагнетания, т. е. нагрузки в деталях приво-
да ТНВД.
131
Если плунжер насоса имеет гидропривод или подача осущест-
вляется путем сообщения форсунки с аккумулятором топлива
высокого давления, то «с, рв, тв не зависят от ю. Однако про-
должительность впрыскивания, выраженная в углах поворота
коленчатого вала двигателя срв<дв, увеличивается пропорцио-
нально и, что может привести к переносу сгорания на линию
расширения. Это справедливо и для плунжеров с пружинным
приводом, однако в этом случае усилие пружины, а следова-
тельно, рв и ис, кроме того, уменьшаются в процессе подачи.
Для проведения более обоснованного анализа процессов то-
пливоподачи, правильного проектирования топливных систем
необходимо принимать во внимание ряд факторов, в том числе
связанных со свойствами применяемых топлив.
Сжимаемость топлива. Топлива дизелей-капельные жидко-
сти, однако при давлениях впрыскивания они не могут считать-
ся несжимаемыми жидкостями. Количественной характеристи-
кой свойства жидкости уменьшать свой объем при данном
давлении является истинный коэффициент сжимаемости (в
МПа-1) рт= ~(\/V){dV/dp\
В ряде случаев, в том числе при экспериментальном опреде-
лении показателей сжимаемости, удобнее пользоваться сред-
ним коэффициентом сжимаемости (в МПа-1), характеризую-
щим уменьшение объема при изменении давления от атмос-
ферного до заданного:
Рт = (- 1/FO)(V- ио)/(р - 0,1), (22)
Р,р-10‘,1/МПа
О 20 40 р,1№
а)
р-10е, 1/МПа
20 40 60 80 100 120 Т,°С
б)
Рис. 116. Зависимость
коэффициентов сжимаемо-
сти топлива от его параме-
тров:
a-давления (при Т-—60°С);
б-температуры (при. р =
= 10 МПа); 1 -бензин; 2-ке-
росин ; 3 - дизельное топливо;
4-тяжелое дизельное топли-
во; 5-мазут М-60;-----0;
--------0
где Pq-объем топлива при р = 0,1 МПа.
Коэффициенты сжимаемости изменяются в зависимости от
давления, температуры и плотности топлив (рис. 116). Как сле-
дует из графиков, сжимаемость топлива увеличивается с повы-
шением его испаряемости, температуры и уменьшением давле-
ния. В значительной степени такой характер изменения кривых
объясняется наличием в топливе растворенного воздуха. Лишь
при высоких давлениях влияние его исчерпывается. Часто при
расчетах процесса топливоподачи полагают справедливым за-
кон Гука, т.е. рт^ const, однако для легких топлив такое допу-
щение будет очень приближенным. Для практических расчетов
удобнее пользоваться имеющимися в литературе эмпирически-
ми зависимостями ₽т=/(а рт, Г).
Влияние сжимаемости топлива, податливости трубопровода
и привода ТНВД на подачу. Сжимаемость топлива про-
является тогда, когда его помещают в сосуд. Однако под дей-
ствием давления последний может деформироваться. Учиты-
вать изменение размеров элементов ТНВД и форсунки сложно,
кроме того, они имеют достаточную жесткость. Поэтому обыч-
но учитывают только деформацию нагнетательного трубопро-
вода. Тогда для эквивалентного коэффициента сжимаемости
топлива в трубопроводе, используя формулу Ламе для опреде-
ления деформации обечайки под действием распределенной на-
грузки, получаем выражение
Рэ = Рт + (l/KpXdVxp/dp) = Рт + (2/E)[(R2 + r2)/(R2 - г2) + Мп],
132
I
Сжимаемость топлива,
податливость нагнета-
тельного трубопровода
и привода ТНВД при-
водят к запаздыванию
впрыскивания, увеличе-
нию его продолжительно-
сти и уменьшению рвтах.
Рис. 117. Зависимость да-
вления и продолжительно-
сти впрыскивания от ча-
стоты вращения кулачко-
вого вала:
1-V„ =40 мм3; 2-Кц =
= 100 мм3; 3-УЦ= 160 мм3
где 7тр-объем трубопровода; R и г-соответственно внешний
и внутренний радиусы трубопровода; Е и цп-соответственно
модуль упругости и коэффициент Пуассона материала.
Поправка на деформацию трубопровода обычно составляет
2-10% от рэ. Податливость деталей привода ТНВД оценивает-
ся по сложным и конкретным для каждой конструкции соотно-
шениям.
Единство таких разнохарактерных свойств, как сжимае-
мость топлива, податливость трубопровода и упругость приво-
да, заключается в одинаковости их воздействия на процесс то-
пливоподачи-аккумулирование энергии при нагнетании.
В конце подачи при уменьшении рв работа, затраченная на сжа-
тие топлива (деформацию трубопровода), компенсирует умень-
шающуюся интенсивность нагнетания. Таким образом, наблю-
дается демпфирование процесса подачи. Поскольку после
окончания геометрического нагнетания впрыскивание происхо-
дит с использованием запасенной энергии под малым давле-
нием (подтекание), то не обеспечивается качественное распыли-
вание, и этот процесс стремятся прекратить резкой разгермети-
зацией трубопровода - отсечкой. Тем не менее продолжитель-
ность подтекания в ряде случаев в несколько раз превышает
время основного впрыскивания. Характерное изменение пара-
метров топливоподачи наблюдается в зависимости от частоты
вращения п и объемной цикловой подачи Уц (рис. 117). Соглас-
но представлениям о геометрической подаче тв~п-1, тв~ Ец,
а рф и Арс, как следует из (21), пропорциональны п2 и не должны
зависеть от Уц.
Действительные, представленные на рис. 117, кривые отли-
чаются от теоретических, особенно кривая рвтах. Росту рвтах
с увеличением ик препятствует все возрастающее значение сжи-
маемости и податливости. Менее очевидна зависимость рвтах
от Уц: при больших Уц меньшая доля подачи затрачивается на
сжатие топлива и большая-на дросселирование топлива при
впрыскивании. В результате анализа понятно, почему с умень-
шением Уц и увеличением объема всей линии высокого давле-
ния У% параметры впрыскивания все более отличаются от па-
раметров, определенных без учета сжимаемости топлива
и податливости трубопровода, т.е. теряется «управляемость»
подачей.
Предельным случаем потери управляемости подачи можно
считать, например, прекращение впрыскивания при очень боль-
шом У£ (длинный трубопровод). В этом случае хода плунжера
недостаточно для увеличения давления в трубопроводе выше
давления начала впрыскивания рф0. В реальных же условиях
необходимо учитывать уменьшение действительной Уц при
уменьшении Кд.г/К£ и увеличении рф0.
Есть у управляемости подачи и отрицательная сторона: зна-
чительное уменьшение давления впрыскивания со снижением
п в системах с непосредственным приводом. В этом случае по-
теря управляемости желательна, однако для обеспечения высо-
ких Рф max и малых тв на номинальном режиме необходимо уве-
личивать Сцл/пл- Напротив, в насос-форсунках минимален Еу.
высока управляемость подачей, но различия в рф тах на разных
скоростных режимах велики.
133
Плотность топлива. Это свойство топлива важно уже толь-
ко потому, что дозирование цикловой подачи в дизелях про-
изводится как более простым -объемным методом. Однако
коэффициент избытка воздуха определяется массовой подачей,
а плотность применяемых углеводородных топлив даже при
нормальных условиях колеблется в широких пределах:
700-740 кг/м3 для бензинов, 730-740 кг/м3 для керосинов,
740-870 кг/м3 для дизельных топлив, 920-970 кг/м3 для тя-
желых моторных топлив, до 990 кг/м3 для топочных мазутов.
Тепловое расширение топлив обусловливает в ряде случаев не-
обходимость установления на ТНВД специальных корректоров.
Изменение рт(Т) можно оценить по эмпирическому соотноше-
нию ртГ= рто - (1,8 - 0,0013рто)(Т- То).
Изменение плотности топлива происходит и при его сжа-
тии. Этим нельзя пренебрегать, если в топливе содержатся ва-
куумные каверны и эмульгированный воздух. Тогда плотность
смеси с объемной долей чистого топлива ST = VT /VCM
Рем = Рт&т + (1 — дт) рв рт5т.
Р’н
РФ
Рис. 118. Осциллограмма
топливоподачи:
Лклподъем клапана ТНВД;
Рн -давление клапана в каме-
ре; х -подъем иглы форсун-
ки; р, - давление в кармане
форс$ки
Скорость звука и волновые явления в нагнетательном тру-
бопроводе. С началом подъема нагнетательного клапана ТНВД
увеличивается давление в начале трубопровода. Через некото-
рое время оно повышается и у форсунки (рис. 118). Продолжи-
тельность впрыскивания и длина нагнетательного трубопрово-
да, как правило, таковы, что нельзя пренебрегать конечностью
значения скорости звука, с которой распространяется возмуще-
ние, и временем его распространения. Явно выраженные зату-
хающие волны сжатия и разрежения наблюдаются только по-
сле окончания впрыскивания, когда с двух сторон трубопровод
запирается клапаном и иглой форсунки. Однако любое возму-
щение, вносимое плунжером, может быть представлено после-
довательностью волн давления различной амплитуды. Волна
сжатия, подошедшая к форсунке от насоса, может отразиться
от нее в зависимости от пропускной способности распылителя
волной сжатия или разрежения. Интерференция прямых и отра-
женных волн обусловливает сложный закон изменения давле-
ния в каждой точке трубопровода. Этот процесс регистрируют
экспериментально и рассчитывают. В последнем случае необхо-
димо знать скорость звука в топливе. Согласно определению
Рт, имеем
а = ]/dp/dp = |/1/(РтРт). (23)
С учетом податливости трубопровода а =
= 1/]/рт {Рт + (2/£) [(Я2 + r2)/(R2 — г2) 4- цц]}. Таким образом,
величина а может быть определена через ранее рассмотренные
параметры, при этом она в наибольшей степени зависит от рт.
Так, а тем больше, чем больше плотность (топлива (тяжелее
фракции), давление и чем меньше температура. При нор-
мальных условиях для бензина а — 800 — 840 м/с, дизельного
топлива а = 10504-1250 м/с, тяжелого моторного топлива
а — 12504-1350 м/с. При повышении давления до 50 МПа а уве-
личивается приблизительно на 200 м/с.
I
Скорость звука в топли-
ве влияет на уменьшение
угла опережения впрыски-
вания и увеличение перио-
да разгрузки.
I
•
Отрицательное влияние
подвпрыскивания опреде-
ляется запоздалым впры-
скиванием топлива под
малым давлением, а сле-
довательно, введением
плохо распыленного
топлива в зоны, бедные
окислителем. Результа-
том подвпрыскивания
является снижение эконо-
мичности дизеля и закок-
совывание распылителя.
I
•
Значение волновых
явлений в нагнетательном
трубопроводе повышает-
ся с увеличением его
длины и частоты враще-
ния вала ТНВД.
Инерционность столба топлива, движущихся элементов
(игла форсунки, нагнетательный клапан) приводит к запаздыва-
нию действительной подачи относительно геометрической (см.
рис. 118). Время распространения возмущений т = 7-Тр/а при
различных п составляет разные доли продолжительности пода-
чи.
В конце процесса подачи в результате резких изменений да-
вления при отсечке, посадке клапана и иглы возникают интен-
сивные волновые процессы. Возможна ситуация, когда по-
дошедшая к форсунке волна давления окажется достаточной
для преодоления затяжки пружины и инерции иглы-произой-
дет кратковременное впрыскивание топлива -подвпрыскивание.
Подвпрыскивание характеризуется подачей топлива под не-
большим давлением, т. е. некачественным распыливанием,
а также несвоевременным введением топлива в цилиндр. Впры-
снутое топливо остается в виде крупных капель вблизи форсун-
ки в бедной кислородом области. При этом наблюдаются зна-
чительное снижение экономичности дизеля, увеличение дымно-
сти отработавших газов, закоксовывание распылителей форсу-
нок. Подвпрыскивание устраняют правильным выбором кон-
структивных режимных параметров топливной системы:
Спл/пл, Цс/с, dTp, давлений начала впрыскивания рф0
и остаточного давления рост-
С понижением остаточного давления в нагнетательном тру-
бопроводе уменьшается вероятность достижения после оконча-
ния подачи давления, большего рф0. Однако существуют со-
ображения, вынуждающие повышать рост до максимально
допустимого; при рОст»0 снижаются потери активного хода
плунжера на сжатие топлива, находящегося в трубопроводе,
в начале нового цикла подачи. При этом уменьшается АО =
= 0г — Од, увеличиваются стабильность 0Д, рвтах и среднее дав-
ление рв. Это важно при работе ТНВД с малыми частотами
вращения вала. Утечки и подпитка трубопровода между впры-
скиваниями изменяют давление в трубопроводе по времени
и давление перед началом следующего цикла подачи, называе-
мое в отличие от остаточного начальным; в общем случае
Рнач Рост • Повышение рНач относительно рост путем искус-
ственной подпитки позволяет избавиться от подвпрыскивания
и одновременно интенсифицировать впрыскивание.
Разрывы сплошности в нагнетательном трубопроводе. В ре-
зультате развития волнового процесса в трубопроводе возмож-
но резкое мгновенное уменьшение давления (вакуум). При от-
сечке подачи и посадке нагнетательного клапана топливо
перестает поступать из ТНВД в трубопровод и под действием
положительного мгновенного градиента давления dp/dx > О
двигается в обратном направлении. В то. же время ввиду инер-
ционности столба топлива и запаздывания прихода волны раз-
режения к другому концу трубопровода (у форсунки) топливо
продолжает вытекать из него. Истечение топлива из обоих кон-
цов трубопровода приводит к резкому уменьшению давления,
что может вызвать образование разрывдв сплошности-воз-
душно-паровых каверн. Каверны образуются, как правило,
в топливных системах с низким остаточным давлением, при
этом размеры их меньше диаметра трубопровода: воздушно-
135
паровая фаза рассредотачивается по линии высокого давления
в виде мелких пузырьков. Образование каверн начинается уже
при снижении давления до 0,04-0,05 МПа, что заметно выше
давления насыщенных паров топлива. Следовательно, доста-
точным условием образования двухфазной смеси является ус-
ловие начала выделения растворенных в топливе газов.
Рассматриваемый процесс аналогичен мгновенному вскипа-
нию жидкости-кавитации. Распределение воздушно-паровой
фазы по линии высокого давления почти равномерное. Объем
ее увеличивается с повышением разгрузки линии высокого дав-
ления и уменьшением давления начала (следовательно, и конца)
впрыскивания - рф0, т.е. при снижении абсолютного давления
в конце подачи. Образованию каверн способствует также
уменьшение диаметра и длины трубопровода; при этом умень-
шается демпфирующее действие сжимаемости топлива на вол-
ны разрежения. Образование каверн увеличивается и с повыше-
нием температуры топлива. Остаточные объемы обладают
следующей особенностью: однажды возникнув, они исчезают
полностью только при высоких давлениях-до 6 МПа.
Объем воздушно-паровой фазы часто называют оста-
точным объемом, подчеркивая тем самым, аналогично оста-
точному давлению, влияние предшествующего цикла впрыски-
вания на последующий. Отрицательное действие остаточных
объемов на топливоподачу заключается в увеличении доли ак-
тивного хода плунжера, затраченной не только на сжатие топ-
лива, но и на заполнение топливом этих объемов.
Наличие остаточных объемов Иост влияет на скорость рас-
пространения возмущений по трубопроводу. Это обстоятель-
ство оказывается существенным при расчете процесса топливо-
подачи. Если принять, что 8Т-объемная доля топлива
в двухфазной смеси, то коэффициент сжимаемости смеси
Рем = (- VFCM)(drCM/rfp) = 5трт + (1 - 8Т)рг, (24)
где рг-коэффициент сжимаемости газов (воздуха и паров),
Рг - 1/р.
Из выражений (23) и (24) следует, что наличие 70ст суще-
ственно влияет на сжимаемость и скорость звука в смеси: при
Foct/Fcm-0,01% и давлении 0,1 МПа скорость звука умень-
шается в 10 раз. При повышении давления это влияние ослабе-
вает. Кроме того, если топливо не насыщалось специально
воздухом, 8Т-> 1 при 5 — 7 МПа.
При отсечке возникают интенсивные волновые процессы
в линии низкого давления. Пульсации давления в ней достигают
10 МПа, происходит заметный разогрев топлива, особенно при
малых #ц, т.е. больших массах отсекаемого топлива. Кроме от-
сечки имеются и более слабые источники возмущений: дей-
ствие поршневого подкачивающего насоса; выталкивание топ-
лива через впускные окна в начале движения плунжера.
Волновые явления часто нарушают нормальное наполнение
надплунжерного пространства. Пары топлива и воздух, выде-
ляющийся при разрыве потока, способствуют кавитационному
изнашиванию деталей насоса. Для устранения этих явлений
разделяют впускную и отсечную полости, применяют порш-
136
I
*
Остаточные объемы
в линии высокого давле-
ния уменьшают давление
и опережение впрыскива-
ния, цикловую подачу, уве-
личивают межцикловую
нестабильность и неравно-
мерность подачи по ци-
линдрам.
I
» '
Впускную и отсечную
полости ТНВД разделяют
для исключения влияния
на подачу топлива вол-
новых явлений при отсеч-
ке.
Рис. 119. Зависимость ки-
нематической вязкости
топлива от температуры:
1-мазут; 2-тяжелое дизель-
ное топливо; 3 - дизельное то-
пливо; 4 -бензин
невые демпферы, дроссели и клапаны, увеличивают объем
и податливость стенок полостей и т.д.
Вязкость топлива. Это свойство топлива оказывает значи-
тельное влияние на процессы в топливных системах. Вязкость
зависит от фракционного состава: кинематическая вязкость vT
бензинов при 20°С близка к 0,8 10“6 м2/с (0,8 сСт); дизельных
топлив (2,5 — 6)-10 6 м2/с; тяжелого моторного топлива при
50°С-не более 36-10-6 м2/с; мазутов-до 180-10“6 м2/с. При-
ближенно эта зависимость может быть выражена соотноше-
нием 1g vT£;(l,306pT — 1000)/(1000 - рт) — 6.
Вязкость топлива существенно меняется при изменении тем-
пературы и давления в диапазонах, характерных для условий
работы топливных систем дизелей (рис. 119). Для расчета уте-
чек в прецизионных парах используют зависимость динамиче-
ской вязкости топлива pT = vTpT от давления (в МПа):
М-тр — Цтос^Р°> (25)
Рис. 120. Зависимость па-
раметров топливоподачи от
вязкости топлива:
—L
— —L = 17D
где цТр и цто - динамическая вязкость топлива при давлении со-
ответственно р и р0 —0,1 МПа; 1,0025.
Вязкость топлива повышает потери на преодоление гидра-
влических сопротивлений, и в первую очередь в нагнетатель-
ном трубопроводе, и ее влияние становится все более значи-
тельным при увеличении его длины 1^р. Как показывают
результаты специальных испытаний (рис. 120), увеличение вяз-
кости топлива приводит к резкому повышению давления у на-
соса рн в результате роста гидравлических потерь в линии вы-
сокого давления. Уменьшение давления р$ перед форсункой
обусловлено перераспределением относительной доли потерь
в трубопроводе и распылителе: при увеличении вязкости бы-
стрее растут потери на трение (трубопровод), чем потери на вих-
реобразование (распылитель). Вязкость топлива вызывает
демпфирование волн давления-задерживаются начало впры-
скивания и отсечка, быстро затухают свободные колебания по-
сле окончания подачи. Таким образом влияние вязкости топ-
лива сводится в основном к ухудшению впрыскивания, его
запаздыванию и затягиванию, к повышению нагрузок в приво-
де ТНВД. Положительное действие, оказываемое вязкостью -
уменьшение вероятности подвпрыскивания.
Утечки топлива через зазоры в прецизионных соединениях
также зависят от вязкости топлива. Выражение для расхода
утечек в кольцевом зазоре толщиной 5 с учетом течения Пуа-
зейля (под действием градиента давления) и течения Куэтта
(под действием относительного движения стенок со скоростью
и) и с использованием зависимости (25) имеет вид:
лВэр253^1псн лш/8
(ЭД
где d и /-соответственно диаметр и длина иглы форсунки или
плунжера; р- перепад давлений в уплотнении, Па;
рэ- поправочный коэффициент на эксцентричность сопряжения,
Рэ = 1,15 -4-1,4.
Выражение (26) можно использовать для вычисления утечек
в распылителе форсунки и через поршневую (нижнюю) часть
137
плунжера ТНВД. Основную долю утечек в плунжерной паре,
однако, составляют утечки в золотниковой части плунжера-из
нагнетательной полости в окна втулки. При этом течение в за-
зоре неосесимметричное, и для определения QyT используют
формулу
бут.зол = Л₽э8 V In Ср/ [6цтоРо (ср/р° - 1) In (2H/rBT + 1)], (27)
где Н-расстояние между кромкой плунжера и окном втулки;
Гвт-радиус окна втулки.
Если скорость и движения иглы (плунжера) направлена
в сторону полости с высоким давлением, то течение Куэтта ос-
лабляют перетечки (рис. 121), и второй член в выражении (26)
берется со знаком «минус». Обратная картина наблюдается
при изменении направления и. Влияние направления скорости
и увеличивается с уменьшением 6; в отдельные моменты воз-
можно QyT < 0. Наблюдается также другой неожиданный ре-
зультат, объясняемый физическими свойствами топлива: на-
чиная с некоторого р, увеличение его приводит не к росту, а
к уменьшению 2ут, что вызвано еще более быстрым увеличе-
нием при этом вязкости Топлива (25).
Утечки через прецизионные пары уменьшают цикловую
подачу и давление впрыскивания, а также несколько затяги-
вают начало и ускоряют завершение подачи топлива. При из-
нашивании плунжера можно восстановить дц перемещением
рейки ТНВД, однако полностью восстановить рв при этом не
удается.
Деформации прецизионных деталей топливной системы из-
меняют характеристики топливоподачи аналогично деформа-
циям трубопровода и сжимаемости топлива: микродеформа-
ции нагнетательного клапана могут вызвать запаздывание
впрыскивания ДО до 4°, деформации плунжерной пары-до 3°,
распылителя-до 4,5°. Кроме того, наблюдается увеличение
утечек вследствие повышения зазора в плунжерной паре и рас-
пылителе, достигающего 1,4-1,6 от технологического, и, напро-
тив, защемление плунжера в результате локального сужения за-
зора. Необходимо проектировать эти элементы таким образом,
чтобы деформации от давления топлива компенсировали мон-
тажные. Втулка плунжера расширяется в своей верхней части,
что вызывает ее сжатие в средней части в зоне впускных и от-
сечных окон. Увеличение зазора может быть оценено по фор-
муле Ламе Д8ВТ = Рнтах^пл + ^пл)/(В| — t/пл) + гДе ^пл
и Dx -соответственно диаметр плунжера и внешний диаметр
втулки.
Если плунжер имеет осевой канал, то его деформация мо-
жет компенсировать Д8ВТ. Изготовление корпуса ТНВД из
алюминиевого сплава, обладающего большей податливостью,
позволяет перераспределить деформации и добиться их умень-
шения в плунжерной паре и нагнетательном клапане. Мон-
тажные деформации распылителей увеличиваются при закре-
плении форсунки на двигателе, а также в результате теплового
нагружения.
Трение и изнашивание прецизионных сопряжений. Доля отка-
зов топливной аппаратуры от общего числа отказов дизелей
Рис. 121. Профили скоро-
сти в зазоре прецизионной
пары при смешанном тече-
нии Пуазейля и Куэтта
138
I
•
Диаметральный зазор
в плунжерной паре ТНВД
и зазор между иглой и рас-
пылителем форсунки со-
ставляют 1-7 мкм. Преци-
зионные сопряжения
в агрегатах топливопо-
дающей аппаратуры дизе-
лей определяют ее пара-
метры и стоимость.
достигает 20-50%. При этом наиболее частыми дефектами
ТНВД и форсунок являются соответственно заклинивание и из-
нос плунжера, зависание иглы и разгерметизация по запираю-
щему конусу.
Потеря подвижности прецизионных элементов обусловлена
структурными превращениями остаточного аустенита в мар-
тенсит с увеличением геометрических размеров, монтажными
и эксплуатационными деформациями; действием поперечных
сил и нарушением режима гидравлического трения-задиром,
выкрашиванием, свариванием; недостаточным качеством изго-
товления ; попаданием с топливом механических примесей и во-
ды-особенно при останове двигателя.
Основные виды изнашивания-абразивное и гидроабразив-
ное. Наиболее нежелательным явлением следует считать закли-
нивание абразивных частиц между окнами и кромками плунже-
ра в кольцевом зазоре, в том числе с учетом кратковременного
увеличения 5 при впрыскивании. Скорость изнашивания раз-
лична : если за первые 300 ч у плунжера начальный зазор
в 1-4 мкм может увеличиваться на 5-3 мкм, то у иглы-зазор
3-5 мкм лишь на 1-0,2 мкм. Однако на работу сопряжения
распылителя оказывают неблагоприятные воздействия темпе-
ратурные деформации, фреттинг-коррозия, несоосность с запи-
рающим конусом.
Потеря подвижности прецизионных элементов приводит
к выходу из строя топливной аппаратуры, износ-к уменьше-
нию давления впрыскивания и цикловой подачи. Наибольшие
изменения в процессе топливоподачи наблюдаются при увели-
чении зазора в плунжерной паре, минимальные-при повыше-
нии зазора в распылителе в системах с низким остаточным да-
влением или с гидрозапиранием иглы. Потерю уплотняющих
свойств иглы в распылителе могут в некоторой степени ком-
пенсировать лаковые отложения. Заметно деформирует процесс
подачи износ деталей привода ТНВД: износ кулачка на 0,5%
радиуса начальной окружности вызывает уменьшение рвтах на
15% и увеличение тв на 9%.
Среди прочих свойств топлива, оказывающих влияние на
работу топливной аппаратуры, можно отметить также следую-
щие. Способность к нагаро-, лако- и смолообразованию опре-
деляет время бесперебойной работы системы, особенно при от-
клонении режимов ее работы от расчетных. Нагар и лаковые
пленки образуются соответственно на внешних и внутренних
поверхностях при окислении топлива. Более склонны к отложе-
ниям сложные непредельные углеводороды с большой плот-
ностью. Склонность к нагарообразованию оценивают коксуе-
мостью 10%-ного остатка или 100%-ного топлива. Нагар
повышает тепловую нагруженность распылителя, лаковые
пленки сужают сечение распыливающих отверстий и ухудшают
подвижность иглы, смолы-высокомолекулярные продукты
окисления-засоряют всю систему, особенно фильтры.
Для тяжелых топлив характерны неуглеродные примеси
(сернистые, азотистые, кислородные и другие соединения), их
содержание (в %) оценивают зольностью. Как правило, отдель-
но регламентируют количество серосодержащих соединений —
они обладают наибольшей коррозионной активностью по от-
139
ношению к цветным металлам-свободная сера, сероводороды
и меркаптаны.
С точки зрения возможности нагнетания тяжелых и ди-
зельных топлив при низких температурах регламентируют тем-
пературу помутнения-кристаллизации, обнаруживаемой невоо-
руженным глазом, температуру застывания-потери подвижно-
сти в наклонной под углом 45° пробирке. Эти температуры
равны соответственно для летнего дизельного топлива-5 и —
— 10°С, для холодной климатической зоны зимнего — 35 и —
— 45°С, для арктического температура застывания — 55°С.
§ 5. Конструкция и расчет топливных
насосов высокого давления
Конструктивные особенности насоса обусловливаются ти-
пом топливной системы, способом привода плунжера, регули-
рования цикловой подачи, а также конструкцией дизеля, на ко-
тором устанавливается насос.
Рассмотрим ТНВД непосредственного впрыскивания, имею-
щие кулачковый привод. В настоящее время они получили на-
ибольшее распространение на дизелях различного назначения
благодаря следующим преимуществам. Системы с такими
ТНВД относительно просты конструктивно и в обслуживании,
надежны, сравнительно легко компонуются на двигателе, допу-
скают широкое изменение цикловых подач. Наряду с этим им
присущи недостатки: параметры впрыскивания, в первую оче-
редь давление впрыскивания, сильно меняются при изменении
скоростного и нагрузочного режимов системы. Результатом
этого, в частности, является плохое распыливание на режимах
холостого хода, малых и, при пуске. В деталях привода возни-
кают большие механические нагрузки. Имеются трудности
обеспечения идентичности характеристик топливоподачи по
секциям многоплунжерного насоса, устранения отрицательных
волновых явлений в широком диапазоне режимов работы.
Регулируют подачу ТНВД непосредственного впрыскивания
изменением полного хода плунжера, дросселированием при
перепуске топлива из линии высокого давления в линию низко-
го давления, а также дросселированием топлива на впуске-из-
менением наполнения надплунжерной полости; применением
золотникового и клапанного регулирования.
Для малооборотных двухтактных и среднеоборотных дизе-
лей, как правило, ТНВД выполняют индивидуальными на
каждый цилиндр. Часто ТНВД крупных дизелей, выпускаемых
небольшими сериями или даже единичными экземплярами,
имеют уникальную конструкцию и могут быть специально
спроектированы для данного дизеля. На рис. 122 представлен
насос малооборотного дизеля, имеющий клапанное регулиро-
вание подачи. Автономные эксцентриковые валы впускного 12
и отсечного 2 клапанов обеспечивает изменение угла опереже-
ния впрыскивания и цикловой подачи топлива. Симметричный
профиль кулачковой шайбы обеспечивает реверсирование насо-
са. Проста конструкция прецизионной детали-плунжера 10.
Несмотря на преимущества систем с клапанным регулиро-
ванием, сложность конструкции и большая масса движущихся
140
Рис. 122. ТНВД с кла-
панным регулированием
дизеля фирмы Зульцер
(ДКРН 90/155):
1 -предохранительный кла-
пан ; 2 - отсечной клапан;
3-прижимная гайка; 4-регу-
лировочный болт толкателя
клапана; 5-топливоотбойное
кольцо; 6-корпус насоса;
7 - корпус привода насоса;
8 -эксцентриковый вал;
9 - толкатель плунжера;
10 - плунжер; 11 - втулка
плунжера; 12- всасывающий
клапан; 13-головка насоса;
14-нагнетательный клапан
I
•
При конструировании
ТНВД мощных дизелей
учитывают их особенно-
сти, а при конструиро-
вании ТНВД автотрак-
торных дизелей учиты-
вают унификацию, уни-
версальность и простоту
конструкции насосов.
деталей определили тенденцию замены их на системы с золот-
никовым регулированием.
Получили распространение разветвленные топливные си-
стемы: один насос обслуживает две форсунки и, напротив, два
насоса подают топливо по индивидуальным топливопроводам
в одну форсунку. Первое связано со стремлением к лучшему
распределению топлива по камере сгорания, второе-путем по-
следовательного включения насосов-к обеспечению высокого
качества впрыскивания на режимах малых нагрузок или улуч-
шению протекания скоростной характеристики подачи топлива.
В ТНВД среднеоборотных дизелей используют в основном
золотниковое регулирование, хотя конструктивное исполнение
их весьма разнообразно. Такие насосы обеспечивают давления
впрыскивания до 130 МПа, питание дизелей с цилиндровой
мощностью до 700 кВт. В большинстве случаев в них приме-
няют толстостенные втулки подвесного типа. Через корпус на-
141
Ряс. 123. ТНВД с золот-
никовым регулированием
дизеля ЧН 26/26:
1 -цилиндрический нагнета-
тельный клапан; 2-корпус
клапана; 3-канал подвода
топлива; 4-отсечное отвер-
стие; 5-управляющая рейка
ТНВД; 6 - поворотная втулка;
7-корпус насоса; 8-ролик;
9 - толкатель; 10- регулиро-
вочный болт толкателя;
11 - п лунже&зо лотник; 12-
втулка плунжера; 13 -впуск-
ное отверстие; 14 -штуцер
гнетательного клапана их прижимает к корпусу насоса, воспри-
нимая усилия от давления топлива, развитый штуцер 14
(рис. 123) или дополнительный накидной фланец 1 (рис. 124),
который притягивается к нижней части корпуса насоса ан-
керными шпильками.
Для насосов с ЛПд > 20 4- 30 мм целесообразно фланцевое
крепление втулки и применение ввинчивающегося во втулку
штуцера клапана с уплотнением по узким кольцевым поверхно-
стям. Комплектование насосов совместно с толкателями сни-
жает их массогабаритные показатели, но одновременно умень-
шает и возможность их унификации.
В настоящее время отечественной промышленностью для
среднеоборотных дизелей разработаны типоразмерные ряды
ТНВД с учетом возможности получения максимальных давле-
ний впрыскивания до 120-130 МПа, цикловых подач от 1 до
35 см3 и использования тяжелых топлив. Условно их обозна-
чают ТН-22, ТН-26, ТН-30, ТН-36 и ТН-50 (цифра соответ-
ствует максимальному диаметру и ходу плунжера в мм). На-
е
Для современных высо-
кооборотных дизелей ха-
рактерны ТНВД распреде-
лительного типа, а также
многосекционные с глухи-
ми рядными и V-образны-
ми корпусами.
142
Рис. 124. ТНВД типораз-
мерного ряда ТН-36:
1 - накидной фланец; 2 - от-
сечная полость; 5-зубчатая
поворотная втулка; 4-раз-
грузочный стакан; 5-рейка;
6 - всасывающая полость;
7-нагнетательный клапан
сосы характеризуются идентичностью рациональных конструк-
тивных решений (см. рис. 124), возможностью обеспечения
каждым типоразмером ТНВД широкого диапазона дп для раз-
личных dnjI при сохранении высокой унификации, а также ши-
рокими компоновочными возможностями. В этих насосах ис-
пользуют рациональное уплотнение торца втулки, уменьшаю-
щее до минимума ее радиальные монтажные деформации;
конические приемники ослабляют волновые явления при отсеч-
ке, а увеличенная вверх полость низкого давления стабилизи-
рует наполнение.
До недавнего времени в ТНВД быстроходных дизелей до-
минировала рядная многоплунжерная конструкция с корпусом,
снабженным смотровыми люками. Люки позволяют регулиро-
вать угол опережения впрыскивания и цикловую подачу каж-
дой из секций, как и в индивидуальных насосах крупных дизе-
лей. Первое достигается изменением положения болта 10 (см.
143
Рис. 125. Насос дизеля
Ч 12/12:
1 -корпус насоса; 2-толка-
тель плунжера; 3-поворот-
ная втулка плунжера; 4 - плун-
жер-золотник ; 5 - установоч-
ный штифт; 6-втулка плун-
жера; 7-корпус секции на-
соса; 8- регулировочная про-
кладка ; 9 - нагнетательный
клапан; 10 -правая рейка;
11 - фиксирующий сухарь
рис. 123), второе-тангенциальным разворотом втулки плунже-
ра или поворотной втулки с плунжером в зубчатом секторе.
Однако повышение давления впрыскивания привело к со-
зданию ТНВД с более жесткими глухими корпусами (рис. 125,
126). Такие конструкции применяют на отечественных дизелях
грузовых автомобилей и на некоторых современных зару-
бежных двигателях. В этих насосах регулирование угла опере-
жения впрыскивания осуществляют подбором толщины про-
кладок или диаметра ролика толкателя, а регулирование
цикловой подачи-тангенциальным разворотом вставной сек-
ции насоса. Для исключения деформации втулки при сборке ис-
пользуют накидные фланцы. Масса рядного насоса фирмы
Бош (рис. 126), несмотря на увеличенные размеры деталей при-
вода, меньше, расстояние между секциями равно 35 мм, ЛПл =
= 7 4-13 мм, = 0,06 4- 0,25 см3. Рейка с зубчатым венцом за-
менена более простым поводком с шариком. Высокая компакт-
ность ТНВД дизеля Ч 12/12 обеспечена V-образным располо-
жением секций и установкой регулятора в развале между ними.
Плунжеры насосов с золотниковым регулированием услож-
нены как в верхней, так и в нижней части. Регулирование ци-
кловой подачи топлива, как известно, осуществляют разворо-
том плунжера вокруг его оси, т.е. изменением его активного
хода. Несимметричные выфрезеровки на плунжере (рис. 127, а)
приводят к возникновению боковой силы при нагнетании и не-
равномерному прилеганию его к втулке. Иногда в результате
более плотного перекрытия отверстий втулки может улучшать-
ся герметичность сопряжения, но в любом случае она умень-
шается в процессе эксплуатации вследствие повышенного изно-
са. Большими возможностями противостоять изнашиванию
обладают симметричные плунжеры (рис. 127,6), в которых вин-
товые выфрезеровки могут быть соединены с надплунжерным
пространством осевым и радиальным каналами. Последова-
Рис. 126. Насос типораз-
мера Р фирмы Бош:
1 - регулирующая прокладка;
2-поворотная втулка с при-
паянным шариком; 3-рейка;
4 - штуцер подвода масла;
5-кольцевая канавка отвода
топлива; 6 - стакан;
7-опорный фланец стакана;
8-фланец крепления стакана
144
Рис. 127. Различные фор*
мы плунжера и его раз-
вертка
I
•
Профилированные ре-
гулирующие кромки плун-
жера позволяют автома-
тически изменять фазы
впрыскивания в зависимо-
сти от нагрузки двигателя.
Di
Йпл
Рис. 128. Плунжерная па-
ра ТНВД фирмы Симмс
тельная по ходу плунжера работа выфрезеровок позволяет
уменьшить их наклон и длину.
Оптимальный угол опережения впрыскивания возрастает
с увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя.
Если двигатель работает на винт, то существует известная за-
висимость между ре и п или дц и 0. Таким образом, для су-
довых дизелей можно обеспечить оптимальное изменение угла
опережения впрыскивания введением дополнительной - верх-
ней - регулирующей кромки плунжера (рис. 127, в). Для двигате-
лей наземного транспорта нет однозначной зависимости ре~
=f(n). Учитывая меньшую зависимость оптимального угла
0 от ре, чем, например, от п, обычно применяют регулирование
только по концу подачи (рис. 127, а и б). В ряде случаев приме-
няют специальные плунжеры (рис. 127, г), обеспечивающие
двухразовое впрыскивание.
Профилирование управляющих кромок плунжера. Профили-
рование выполняют на развертках (рис. 127,6). Зная диаметр
плунжера размеры наполнительного и отсечного отвер-
стий, определяют активный ход /1пл.акт и расстояние между
верхней и нижней кромками. Момент перекрытия впускного
отверстия выбирают при заданном профиле кулачка так, чтобы
к этому времени скорость плунжера была достаточной для ин-
тенсивного впрыскивания. Выполнив построение для номиналь-
ной подачи и подачи топлива при режиме холостого хода,
определяют наклон винтовой кромки. В выполненных кон-
струкциях 0=15 — 53°. Малые 0 обеспечивают наибольшую
точность регулировки и равномерность подачи топлива по ци-
линдрам, но в этом случае требуется больший ход рейки, что
ухудшает показатели автоматического регулятора. Линию от-
сечной кромки продолжают в сторону больших Лпл.акт, так как
обычно максимальная ди превышает номинальную на 15-20%.
Окружная длина кромок, как правило, соответствует 60-170°.
угол наклона верхней кромки 0° или 8-20°.
Установка в один и тот же насос плунжеров различных диа-
метров не должна существенно влиять на условия работы регу-
лятора, т. е. винтовая кромка должна иметь одинаковый шаг на
плунжерах различных диаметров, предназначенных для насосов
определенного размерного ряда. Так как угол 0 наклона кром-
ки связан с диаметром и шагом h винтовой линии соотноше-
нием tg0 = А/(яб/пл), то при условии постоянства шага угол
0 увеличивается с уменьшением </пл. Увеличение Р ограничи-
вает минимальный </пл Для ТНВД данного размерного ряда,
поэтому наклон винтовой кромки плунжеров насосов массово-
го производства стремятся делать небольшим.
Многие зарубежные фирмы начали выпускать плунжеры
с наклонной отсечной кромкой вместо винтовой (рис. 128). Они
проще в изготовлении, зависимость hnjI,aKT от угла поворота
плунжера при этом несколько отличается от линейной. Выфре-
зеровка I у торца плунжера' служит для уменьшения на 5-8°
угла опережения впрыскивания при пуске двигателя (на этот
режим приходится в автотракторных двигателях двукратное
увеличение дц относительно номинального значения).
Необходимостью обеспечения тангенциального поворота
плунжера при наличии возвратно-поступательного движения
145
вызвано усложнение его нижней части. Зубчатое колесо, вра-
щаемое рейкой, может быть посажено на плунжер подвижно
с фиксирующей лыской или шлицевым соединением. На плун-
жере могут закрепляться хомуты с зубчатым сектором или на-
прессовываться втулки с пальцевидным поводком. В быстро-
ходных дизелях широко используют поворотную втулку
1 (рис. 129) с зубчатым сектором 2 и двумя прорезями 3, вдоль
которых перемещается хвостовик плунжера 4.
Тонкостенные запрессованные втулки плунжеров приме-
няют только в некоторых моделях судовых систем. Наиболее
распространена конструкция толстостенной втулки, имеющая,
кроме того, утолщение в верхней части. Ее также называют
подвесной конструкцией, так как она закреплена за верхнюю
часть между корпусом нагнетательного клапана и выступом
корпуса насоса (см. рис. 123, 128). Такие втулки мало подвер-
жены деформациям от давления топлива и затяжки корпуса
клапана, более технологичны в производстве и ремонте. При
этом = (1,3 4-1,85)DO (см. рис. 128) или = (1,85 Ч-3,8)ЛПл-
Размер Dx определяет расстояние At между соседними секция-
ми блочного ТНВД. Отношение DA /Ах = 0,525 4-0,83. Длина
втулки /вт = (1,8 4-3,1)2^; = (0,28 Ч-0,47)/вт. По наружным
размерам втулки унифицированы для каждого типоразмера на-
соса. Это позволяет в один корпус устанавливать плунжерные
пары различной подачи в зависимости от dnjI.
Во втулках плунжеров имеются впускные и отсечные отвер-
стия. Часто их выполняют коническими с вершиной, обращен-
ной к плунжеру; при этом увеличивается их коэффициент рас-
хода и торможение топлива при отсечке. Для исключения
разрушения поверхностей корпуса насоса вытекающим из втул-
ки топливом напротив отсечных окон устанавливают защитные
пластины из высокопрочных сталей. В средней части втулки
в некоторых конструкциях делают канавку, соединяющуюся че-
рез ряд каналов со сливным трубопроводом для исключения
попадания топлива в масло картера ТНВД. Ниже этой канавки
может быть расположена канавка для подвода специально от-
фильтрованного масла от центральной смазочной системы.
Материалы, используемые для плунжерных пар. Эти мате-
риалы должны обладать высокой износостойкостью и твер-
достью, сохранять размеры и геометрическую форму, иметь
малый коэффициент линейного расширения, хорошо обрабаты-
ваться. Для втулки и плунжера используют легированные ста-
ли ШХ15 и ХВГ, а также допускается применение хромомолиб-
деновых сталей (ЗОХЗВА и др.).
Высокие технические требования предъявляют к качеству
механической обработки этих деталей. Кроме указанных на
рис. 130 регламентируют следующие требования: соответствие
материала условиям поставки, отсутствие огранок и рисок на
поверхности диаметром 8,5 мм; корсетность, бочкообразность
и овальность должны быть не более 0,0005 мм; правка не допу-
скается. Нешлифуемые после термообработки поверхности сле-
дует тщательно очистить от окалины. После термообработки
твердость HRC 61-63. Острые кромки, кроме указанных, необ-
ходимо сгладить. Свободные размеры выполняют с допусками
по ± JT14/2, Н14, шероховатость неуказанных поверхностей
Ra = 1,6 мкм. Деталь проверяют на магнитном дефектоскопе.
Рис. 129. Механизм пово-
рота плунжера-золотника
с разрезной втулкой
146
Рис. 130. Рабочий чертеж
плунжерной пары топлив-
ного насоса УТН-5
Дефекты не допускаются; после проверки детали размагничи-
вают.
Требования, предъявляемые к качеству обработки плунже-
ра: кромка спирали В у поверхности Б должна быть острой,
без зазубрин и заусенцев. Отклонение рабочей кромки спирали
В от заданной геометрической формы-не более ±0,01 мм по
образующей спирали. Конусность поверхности Б с вершиной
у хвостовика-не более 0,002 мм.
У втулки кромки отверстий диаметром 3 мм с внутренней
стороны втулки должны быть острыми, без заусенцев. Откло-
нение отсечной кромки диаметром 3 мм от окружности-менее
0,02 мм. Конусность отверстия А составляет 0,001-0,003 мм на
длине 50 мм с вершиной со стороны диаметром 21 мм.
Цикл термической обработки деталей плунжерной пары на-
чинают с закалки. Нагрев осуществляют в расплаве солей
NaCl, КС1, ВаС12 при температуре 850-1250°С в течение
12-18 мин и охлаждают в масле 5-10 мин. Детали подвергают
одному-двум циклам отпуска. При высоком отпуске детали на-
гревают в печи до 55О-56О°С, а охлаждают на воздухе. Низкий
отпуск длится в течение часа в масляной ванне при температу-
ре 170-190°С. При использовании малоуглеродистых сталей за-
калке предшествует цементация при температуре 900-910°С
в течение 4-5 ч в твердом карбюризаторе.
Для стабилизации размеров и исключения деформаций
в процессе сборки и эксплуатации применяют обработку холо-
дом и искусственное старение. Обработку холодом проводят
при температуре - 65--- 100°С в течение 30 мин в атмосфере
жидкого азота или смеси этилового спирта с сухим льдом. По-
сле этого детали подвергают новому отпуску в масле при тем-
147
Рис. 131. Определение
плотности плунжерных пар
на гиревом стенде
пературе 100°С в течение 3 ч. Старение, часто двукратное, про-
водят также в масляной ванне при температуре 15О-18ОС
в течение 3-25 ч. После окончательного шлифования цилин-
дрических поверхностей и кромок производят притирку и окон-
чательную доводку, а также антикоррозионную обработку.
Сборка плунжерной пары. После промывки бензином и сма-
чивания в топливе проверяют легкость перемещения плунжера
во втулке: плунжер должен свободно опускаться под действием
силы тяжести. В настоящее время применяемую технологию
промывки прецизионных деталей бензином заменяют ультра-
звуковой промывкой в дизельном топливе или специальных ан-
тикоррозионных растворах. Контроль диаметрального зазора
5, несмотря на наличие приборов чувствительностью до де-
сятых долей микрона, осуществляют проверкой на гидроплот-
ность. Этот метод более простой и более точный, так как плот-
ность является прямым и комплексным показателем. Плунжер
1 (рис. 131), создавая с помощью груза 3 давление 20 МПа,
должен опускаться в заглушенной втулке 2 не быстрее заданно-
го времени т. Метод эффективен при зазорах 1-6 мкм. Для
опрессовки используют смесь дизельного топлива с маслом
вязкостью (9,9-10,9)-10“6 м2/с. Применяют и другие способы,
например измерение максимального давления, развиваемого
ТНВД при пуске двигателя, однако они не нашли широкого
распространения. Отобранные плунжерные пары сортируют на
группы по гидроплотности. В насос устанавливают пары одной
группы. После притирки и проверки плунжерную пару не
разукомплектовывают. С помощью селективной сборки удает-
ся обеспечить диаметральный зазор в них 1-3 мкм.
Сочленение плунжера с толкателем в насосах с золотни-
ковым регулированием осуществляют с помощью специально-
148
t
Рис. 132. Узел сочленения
толкателя с плунжером
Рис. 133. Роликовый тол-
катель ТНВД
го разгрузочного элемента (рис. 132). Введение его в конструк-
цию связано со стремлением к максимальному уменьшению
сопротивления повороту плунжера, что улучшает условия ра-
боты автоматического регулятора. Благодаря зазору С, обра-
зующемуся в период между впрыскиваниями, усилие пружины
2 передается на толкатель 3, минуя плунжер 1. В результате
этого даже у шестисекционного насоса 75% времени все плун-
жеры могут свободно поворачиваться. Для снижения усилия
разворота под нагрузкой также уменьшают диаметр поверхно-
стей соприкосновения. Разгрузочные элементы позволяют в ря-
де случаев проводить регулирование фаз топливоподачи, заме-
ну износостойких элементов, улучшают условия смазывания
сопряжения.
Передачу осевого усилия от кулачка плунжеру осущест-
вляют с помощью плоских, рычажных или роликовых толкате-
лей. Роликовые толкатели (рис. 133) наиболее распространены
ввиду оптимального сочетания быстродействия и надежности.
В ТНВД 1 устанавливают корпус 6 толкателя. На оси 9 нахо-
дится ролик 7 с втулкой 8. Для предотвращения осевого пово-
рота толкателя, вследствие которого может произойти авария,
на оси выполняют лыски 10, заходящие в пазы 2. Смазывается
ролик и его подшипник маслом, поступающим через каналы 3,
или разбрызгиванием. С помощью болта 4 с контргайкой 5 ре-
гулируют угол опережения впрыскивания.
При конструировании толкателя стремятся получить макси-
мальную площадь опорной боковой поверхности при его ми-
нимальной массе. Плавающие оси меньше изнашиваются, но
требуют увеличения площади опорной поверхности за счет
сокращения ширины ролика. Плавающая втулка также умень-
шает износ. Вместо втулки 8 применяют иногда игольчатые
подшипники.
Для толкателей характерны следующие соотношения:
HT/DT = 0,954-1,3; DT/AY — 0,754-0,92 - расстояние между
центрами соседних секций ТНВД); ЛПл / (2г0) - 0,4 4- 0,55;
/?р/(2г0) — 0,464-0,65; 2г0/^Нач = 0,54-0,75 (^нач-диаметр началь-
ной окружности кулачка).
В блочных ТНВД используют, как правило, цельные кулач-
ковые валы. Для индивидуальных насосов применяют со-
ставные валы с закрепленными на них кулачковыми шайбами,
около каждой из которых находятся два подшипника. Цельные
кулачковые валы имеют две крайние опоры либо одну или две
промежуточные. Подшипники скольжения выполняют в виде
стальных втулок с актифрикционной заливкой, бронзовых или
латунных вкладышей, втулок из легких сплавов. Подшипники
качения применяют главным образом в ТНВД быстроходных
дизелей при небольших нагрузках на кулачки. Все кулачковые
валы снабжают упорными или радиально-упорными подшип-
никами.
В дизелях средней и большой мощности съемные кулач-
ковые шайбы устанавливают на распределительном валу.
В этом случае они состоят из двух половин, которые при необ-
ходимости можно заменить без разборки вала. Кулачковые
шайбы выполняют аналогичными кулачкам механизма газо-
распределения. Зубчатое колесо привода устанавливают на вал
с натягом и дополнительно фиксируют от проворачивания. От
149
кулачкового вала приводятся в движение топливоподкачиваю-
щий насос и регулятор частоты* вращения двигателя.
Варьирование закона подачи топлива в цилиндр осущест-
вляют применением кулачков различного профиля. Выбирают
профиль кулачка и рассчитывают перемещения и скорости де-
талей при заданном его профиле, используя известные методы
теории машин и механизмов, аналогичные методам, приме-
няемым для расчета динамики приводов органов газораспреде-
ления. Скорость плунжера на рабочем участке определяют из
условия обеспечения необходимой интенсивности впрыс-
кивания.
При проектировании ТНВД работоспособность толкателя
оценивают на основе расчета давления на опоры пальца: оно
составляет 24-60 МПа и не должно превышать 90 МПа. Давле-
ние на втулку находится в пределах 20-70 МПа при допусти-
мом 80 МПа. Напряжение среза пальца допускается до
45-80 МПа. Наибольшие напряжения возникают при изгибе
пальца и не должны превышать 250 МПа. Давление толкателя
на поверхность направляющей корпуса ТНВД допускается до
10-18,5 МПа. Обязательно выполняют расчет контактных на-
пряжений в кулачке и толкателе. Эти напряжения имеют ци-
клический характер, а поверхностное выкрашивание деталей
указывает на то, что расчет допустимых напряжений следует
вести по пределу выносливости. Возникающие при контакте на-
пряжения сжатия (в Па) определяют по формуле Герца
стк = 4,1 • 104]/Z£/(pbp),
где Z-сила сжатия, Н, Z — (Рншах^пл/4 4* ms;)/cosy; Е-модуль
упру ости стали; р-приведенный радиус кривизны, м, р =
= гкг0/(гк + г0); гк и г0- текущие радиусы кривизны кулачка
и ролика, м; рНтах - максимальное давление топлива, Па;
гие-масса деталей привода, кг; ускорение деталей привода,
м/с2; у-угол между линией центров и радиусом ролика в точке
касания.
В выполненных конструкциях ок не превышают
1500-1800 МПа для цементованных и закаленных сталей. По-
скольку усилие максимально в конце нагнетания вследствие
увеличения плеча R кулачка и давления топлива рнтах, момент
отсечки выбирают так, чтобы он был не позднее выхода роли-
ка на вершину кулачка с малым гк.
Кулачковые валы, кроме того, рассчитывают на крутиль-
ную жесткость и изгиб. Допустимую крутильную деформацию
Дф принимают равной 0,5°. Также контролируют момент стра-
гивания сменных кулачковых шайб. Для цельных кулачковых
валов характерны следующие соотношения (рис. 134):
d0 /dHa4 = 0,84 4- 0,96; d0 М i = °,68 4- 0,88; bK /dHa4 = 0,34 4- 0,5;
don/^0 = 0,64-41,1.
Цилиндрическую пружину плунжера выбирают из условия
неразрывности кинематической связи плунжер-кулачок. Запас
по усилию разрыва составляет 1,16-2,6. Для пружины харак-
терны следующие конструктивные соотношения: dnp/Bcp =
= 0,15 4-0,18; Dcp/Ai =0,63 4-0,75. Напряжение среза для пру-
жинных сталей не должно превышать 600 МПа. Производят
150
В соответствии с прин-
ципом работы ТНВД для
нагнетания топлива ис-
пользуется лишь участок
кулачка с крутым подъе-
мом; полный подъем ку-
лачка значительно больше
активного хода плунжера.
«1
Рис. 134. Схема для опре-
деления размеров кулачко-
вого вала ТНВД
Рис. 135. Корпус ТНВД
также проверку на резонанс. Для одноузловой формы частота
колебаний
v0 — ]/ G/ (2pCT)dnp/(2nDep
!
Условия работы ТНВД
обусловливают следую-
щие требования к деталям
привода: малая податли-
вость, высокие точность
геометрических форм, со-
противление усталости,
износостойкость, про-
чность.
где рст-плотность стали; 1р-число рабочих витков; G-модуль
упругости второго рода; Jnp и РСр-соответственно диаметр
проволоки и средний диаметр пружины.
Корпус ТНВД (рис. 135) воспринимает монтажные нагруз-
ки, усилия от нагнетания и сил инерции. Наличие люка для ре-
гулировки снижает жесткость корпуса. Если </Пл 9 мм, целе-
сообразно применять цельнолитой корпус закрытого типа. Для
повышения жесткости корпус насоса отливают вместе с корпу-
сом регулятора, вводят промежуточные опоры кулачкового ва-
ла и ребра жесткости между секциями. Для обеспечения уплот-
нения между втулкой и корпусом клапана необходимо давле-
ние около 200 МПа. Обеспечить такое давление удается при со-
здании напряжения среза в корпусе ТНВД до 80 МПа.
Давление кольцевой опоры втулки не должно превышать
350 МПа. Суммарные напряжения в наружных волокнах стенок
близ кулачкового вала 40 МПа. Для блочных насосов рацио-
нальны следующие соотношения (см. рис. 135): D1/A1 =
= 0,53—0,83; Нв/Нк = 0,23 4-0,4; /„/^=1,0 4-2,8; Вк/Нк =
= 0,354-0,48; Яр/Як = 0,684-0,84; отношение площади попереч-
ного сечения несущих стенок к площади по внешнему контуру
составляет 0,25-0,27 у насосов с люками и 0,38-0,42 у насосов
с глухими корпусами.
Условия работы предъявляют высокие требования к приме-
няемым материалам и технологии изготовления деталей при-
вода ТНВД. Материал для кулачковых валов должен обладать
151
достаточной прочностью и высокой износостойкостью. Приме-
няют стали 15-35, легированные цементуемые стали, например,
15Х, 20Х, 18ХГТ, углеродистые стали 40, 45, 45Х. Малоуглеро-
дистые стали подвергают цементации на глубину 0,6-1,5 мм и
закалке до твердости ИКС 55-65. Для кулачковых валов быстро-
ходных дизелей используют также отбеливающиеся чугуны.
Корпус толкателя изготовляют из сталей 15, 20, 15Х, 20Х,
40, 45, улучшенных легированных сталей и отбеливающихся чу-
гунов; ось ролика с подшипником скольжения-из стали 45,
с подшипником качения-из стали 15Х. Все детали подвергают
поверхностной закалке (HRC 50-60), а детали, выполненные из
малоуглеродистых сталей,-цементации на глубину 0,8-1,5 мм.
Ролик воспринимает большие усилия, что обусловливает его
изнашивание. Лучшими материалами для него являются стали
12ХНЗА и 15Х. Цилиндрическую поверхность его цементуют
и закаливают до HRC > 58. Пружины толкателей должны
обладать значительной силой упругости, поэтому их изгото-
вляют из сталей 50ХФА, 50ХГ, 60С2А и подвергают обработке
дробью или песком, заневоливанию, оксидируют, покрывают
лаками, эмалями, цинком или кадмием. Корпусы ТНВД
крупных дизелей отливают из чугуна, а корпусы ТНВД авто-
тракторных двигателей изготовляют из алюминиевых сплавов
литьем в кокиль и под давлением, при этом обеспечивается
ств = 210 4- 240 МПа.
Требования к механической обработке аналогичны требова-
ниям, предъявляемым к деталям привода механизма газорас-
пределения. Кулачковые валы штампуют. При их изготовлении
обращают внимание на точность чистовой обработки и довод-
ки, так как от этого зависит не только их работоспособность,
но и закон топливоподачи. Допускается неперпендикулярность
оси толкателя к оси отверстия и оси кулачкового вала не более
0,05-0,2 мм на 100 мм длины; смещение осей толкателя-не бо-
лее 0,1 мм; конусность кулачковых шайб < 0,015 мм на их ши-
рине; допуск на диаметр игол подшипников в группе
<0,005 мм; отклонение профиля кулачков от заданной
формы ± (0,035-0,1) мм.
К прецизионным деталям ТНВД относят всасывающие, от-
сечные и нагнетательные клапаны. Отсечные клапаны выпол-
няют приводными, нагнетательные-автоматическими, всасы-
вающие-теми или другими. Всасывающие и отсечные клапаны
(см. рис. 122) обеспечивают управление процессом подачи
топлива путем соединения надплунжерного пространства с со-
ответствующими топливопроводами. Их, как правило, выпол-
няют грибковыми. Для уменьшения усилий в приводе отсечно-
го клапана и улучшения условий работы автоматического регу-
лятора клапан делают двойным: толкатель сначала действует
на внутренний клапан с малым диаметром тарелки, а после
снижения давления в надплунжерной полости он соприкасается
с торцом основного клапана и открывает его.
Нагнетательные клапаны разъединяют линию высокого да-
вления и надплунжерную полость. Этим обеспечивается: улуч-
шение наполнения надплунжерной полости; создание в нагне-
тательном трубопроводе в период между впрыскиваниями
заданного остаточного давления; корректирование скоростной
характеристики топлива.
I
&
Потеря герметичности
нагнетательного клапана
по конической поверхно-
сти и разгружающему по-
яску вызывает изменение
угла опережения впрыски-
вания, закона и цикловой
подачи топлива.
152
Рис. 136. Нагнетательные
клапаны ТНВД:
а - грибковый; б - двусторон-
ний пластинчатый; в-цилин-
дрический с разгружающим
пояском; г и д - клапаны-кор-
ректоры
Встречаются конструкции и без нагнетательных клапанов.
Они проще, в них исключена возможность возникновения под-
впрыскивания, однако повышаются требования к надежности
запирающего элемента форсунки.
На рис. 136 представлены варианты конструкций автомати-
ческих нагнетательных клапанов. Наиболее распространены
грибковые клапаны (рис. 136, а, <?~б). Под действием давления
топлива клапан, сжимая пружину, перемещается в осевом на-
правлении. При закрытии клапана в некоторый момент его
разгружающий поясок 2 (рис. 136, а) входит в канал корпуса
3 клапана 4. С этого момента надплунжерная полость и нагне-
тательный трубопровод разобщаются, так как разгружающий
поясок образует с каналом зазор 10-15 мкм, и дальнейшее опу-
скание клапана приводит к увеличению объема полостей, обра-
зующих линию высокого давления. Увеличение объема сопро-
вождается уменьшением давления в нагнетательном трубопро-
воде, так называемой разгрузкой. Таким образом, выбором
размеров нагнетательного клапана обеспечивают оптимальное
значение остаточного давления.
Для исключения радиального биения разгружающего по-
яска при входе в канал и конической поверхности клапана при
посадке на седло эти поверхности, так же как и перья клапана
4, изготовляют с высокой точностью. Прецизионной является
также нижняя торцовая поверхность корпуса клапана. Как пра-
вило, она образует с верхним торцом втулки плунжера беспро-
кладочное герметичное соединение, при этом корпус клапана
притягивают к втулке штуцером 1.
Для устранения волновых явлений в нагнетательном трубо-
проводе, вызывающих подвпрыскивание, могут использоваться
двусторонние клапаны. На рис. 136, б показан такой клапан, вы-
полненный на пластинчатых подпружиненных элементах 5 и 6.
Кратковременное пропускание топлива из трубопровода при
открывании элемента 6 гасит волну сжатия. Несмотря на
малые размеры и массу движущихся частей, шариковые и пла-
стинчатые клапаны применяют редко из-за более низкой на-
дежности уплотнения. Значительно шире используют цилин-
дрические клапаны, которые также меньше и легче грибковых.
Цилиндрические клапаны могут выполнять все функции нагне-
тательных клапанов, например, осуществлять разгрузку трубо-
провода с помощью пояска 2 (рис. 136, в), иметь корректирую-
щие свойства.
Нагнетательные клапаны-корректоры позволяют обеспечить
более желательное протекание скоростной характеристики по-
дачи топлива путем уменьшения dgn/dn (см. рис. 114). Кон-
струкции их многообразны, но все они имеют разгружающий
поясок 2 и дроссельные каналы 8 для перетечек топлива,
препятствующих разгружающему эффекту (рис. 136, г и б).
Работу клапана-корректора рассмотрим на примере кон-
струкции, показанной на рис. 136, г. Каналы 7 и 8 ослабляют
разгружающее действие пояска 2 путем организации перетечек
топлива из надплунжерной полости в нагнетательный трубо-
провод. Ввиду сильного дросселирования топлива в отверстиях
величина перетечек зависит от времени опускания клапана. Та-
ким образом, с уменьшением частоты вращения вала двигателя
разгрузка трубопровода становится все меньшей, т.е. повы-
153
шается остаточное давление, а следовательно, и цикловая пода-
ча дц. Клапаны должны иметь достаточную площадь проход-
ного сечения, чтобы сопротивление движению топлива было
минимальным: /кл = (1,5 4- 2,5) /тр.
Ниже приведены соотношения диаметров (в м) нагнета-
тельных клапанов и плунжеров имеющихся конструкций
ТНВД.
Грибковые клапаны ди-
зелей:
высоко- и среднеоборот-
ных .................
малооборотных........
Цилиндрические клапаны
4КЛ = 0,004 + 0,52 Упл - 0,005)
апл - 0,005 4- 0,025
Лм = 0,01 4- 0,17(апл - 0,025);
4^ = 0,02 4-0,06
4^ = 0,005 4- 0,12 (dnJI - 0,012):
4^ = 0,01-0,35
При этом подъем клапана Акл = 4- h$ определяют из со-
отношения /кл = я/1кл sin (v|z/2) [d - йкл sin (\|//2) cos (ф/2)] (где
ф - угол при вершине запирающего конуса; d - наименьший
диаметр запирающего конуса; йр-разгружающий ход клапана,
при отсутствии разгружающего пояска Яр = 0).
С учетом приведенных выражений ход клапана обычно
ограничивают, так как его излишнее увеличение вызывает по-
вышение динамических напряжений в пружине и изнашивание
посадочных поверхностей. К нагнетательным клапанам предъя-
вляют^ такие же высокие технические требования, как и к плун-
жерным парам. Как правило, их выполняют из сталей ХВГ
и ШХ15, пружины -50ХФА, 60С2А. Клапаны и корпусы подвер-
гают закалке, обработке холодом, старению. Твердость клапа-
нов HRC 56-62, корпусов HRC 60-64. После притирки соедине-
ние проверяют на герметичность сжатым воздухом под
давлением 0,4-0,6 МПа при погружении в жидкость в течение
10 с, свободное перемещение клапана под действием силы тя-
жести, а также величину зазора по разгружающему пояску-по
расходу воздуха при продувке. После испытаний разукомплек-
тование соединения не допускается.
Конструкция ТНВД непосредственного впрыскивания опре-
деляет скоростную характеристику подачи топливной системы.
Действительная объемная цикловая подача при постоянном ак-
тивном ходе плунжера
Рц =Упл^пл.акт ” А 1сЖ — АРдап — АРуТ — AVp 4- АР^П 4" APqtc j
где А И-изменение объемной подачи топлива относительно
геометрической /пл^пл.акт соответственно в результате сжатия
топлива в линии высокого давления; несовершенного наполне-
ния, утечек; разгрузки при посадке клапана с разгружающим
пояском; дросселирования во впускном и отсечном окнах при
их частичном перекрытии.
Характер влияния на Уц входящих в это выражение сла-
гаемых определяется их знаком, а величина воздействия изме-
няется с частотой вращения. Это объясняет сложность протека-
ния зависимостей Рц (и) или т|(и) и их несхожесть для различных
выполненных конструкций топливных систем.
154
Рис. 137. Скоростные ха-
рактеристики топливного
насоса быстроходного ди-
зеля для различных нагру-
зочных режимов:
1 - 100%-ной нагрузки;
2-50%-ной нагрузки; 3-ре-
жим холостого хода;
-------с клапаном, имею-
щим разгружающий поясок;
-------с клапаном-коррек-
тором
Скоростную характери-
стику изменяют посред-
ством механических кор-
ректоров, смещая рейку
ТНВД, предельных клапа-
нов, перепуская топливо
из линии высокого давле-
ния, а также клапанов-
корректоров, регулируя
остаточное давление.
Корректирование ско-
ростной характеристики
с помощью нагнета-
тельных клапанов позво-
ляет также повысить да-
вление впрыскивания при
малых п, т. е. улучшить
распыливание топлива на
частичных режимах, режи-
мах холостого хода и при
пуске.
Типичные скоростные характеристики топливного насоса
представлены на рис. 137. С точки зрения требований к при-
способляемости дизеля некорректированная характеристика су-
щественно отличается от желаемой, причем ее протекание все
более ухудшается с уменьшением дц. Последнее объясняется
увеличением утечек при уменьшении длины герметизирующего
участка плунжера между верхней и нижней регулирующими
кромками на режимах малых цикловых подач.
Для исправления скоростных характеристик используют
специальные конструктивные мероприятия. Простейшее из
них-введение механических корректоров-заключается в созда-
нии упругого или профилированного упора для рейки ТНВД.
При снижении частоты вращения коленчатого вала уменьшает-
ся усилие от центробежных элементов регулятора, а его пружи-
на смещает рейку насоса в сторону больших подач. Пружина-
корректор создает дополнительное усилие, приводящее
к увеличению дц с уменьшением п. Для оптимизации дц(п) ис-
пользуют несколько пружин различной жесткости, варьируют
дипазоном их включения в работу, вводят сложные кинемати-
ческие связи и т.д.
Известны два способа гидрокоррекции скоростных характе-
ристик. При одном из них в нагнетательном трубопроводе
устанавливают предельный клапан, который перепускает часть
топлива, направляемого к форсунке. Работа клапана основана
на увеличении рВшах с повышением п. Таким образом, осущест-
вляется подача уменьшенного количества топлива, начиная
с некоторого п. Недостатком этого способа является трудность
обеспечения с его помощью заданной характеристики. Другой
способ коррекции-с помощью нагнетательных клапанов (см.
рис. 136, г и д)-был рассмотрен выше.
В двигателях с наддувом ввиду резкого снижения
с уменьшением и возникает необходимость ограничения во
избежание дымления. Таким образом, ставится обратная зада-
ча изменения-отрицательное корректирование. Его реализуют
введением корректора по наддуву.
Насосы распределительного типа. Если для дизелей средней
и малой мощности 2,5-8% их стоимости приходится на то-
пливные системы, то 25 -30% стоимости последних составляют
прецизионные элементы. Поэтому понятно стремление к созда-
нию топливных систем с минимумом прецизионных деталей.
В ТНВД распределительного типа используют одну плунжер-
ную пару для обслуживания от двух до восьми цилиндров. При
этом часто функцию распределительного элемента выполняет
тот же плунжер.
Конструкции распределительных насосов очень разноо-
бразны и определяются в основном схемами привода плунже-
ра, распределения и регулирования. Рассмотрим работу такого
насоса на примере широко распространенного отечественного
ТНВД типа НД21 для тракторных дизелей (рис. 138). Привод?
ной вал с кулачковой шайбой 4 установлен в подшипниках ка-
чения. Шайба обеспечивает четырехкратный подъем плунжера
за один оборот вала. На валу установлено коническое зубчатое
колесо 3 привода вертикального вала 75, а также закреплен вал 2
привода топливоподкачивающего насоса 7. Привод плунжера
155
Рис. 138. Насос НД21/4
распределительного типа
такой же, как и в многосекционных насосах. С помощью зубча-
той втулки 5, промежуточной шестерни 6 и вала 15 плунжер не-
прерывно вращается с частотой, равной частоте вращения при-
водного вала. Втулка 14 имеет канал 7 для смазывания
плунжера маслом, два впускных окна 11 и четыре канала для
нагнетаемого топлива, соответствующих каналам 12 головки,
в которой размещены четыре нагнетательных клапана 13.
При движении плунжера вверх перекрываются впускные ок-
на И, и топливо по центральному каналу 10 плунжера и ра-
диальному 9 нагнетается в канал 12 линии высокого давления
одного из цилиндров. Регулирование насоса осуществляют
осевым перемещением прецизионной втулки 8, определяющей
момент отсечки. Втулка смещается регулятором с центро-
бежными чувствительными элементами 17, имеющим пусковой
обогатитель и корректор 16. В насосах типа НД21 могут быть
использованы плунжеры диаметром 8, 9 и 10 мм. Они выпу-
скаются в модификациях на 2, 3, 4 и 6 цилиндров и обеспечи-
вают долговечность до 5000 ч.
Описанная схема привода распределительного насоса отли-
чается высокой работоспособностью пары кулачок-ролик, но
повышенным износом сочленения плунжер - толкатель. Послед-
нее объясняется непрерывным вращением плунжера, в том чис-
ле и под нагрузкой.
Рис. 140. Схема работы
распределительного насоса
с радиально движущимися
плунжерами:
а - наполнение; б - нагнета-
ние; 1 -фигурная шайба;
2 - ротор; 3 - ролики; 4 - плун-
жер; 5-каналы всасывания;
6-нагнетательный канал-рас-
пределитель ; 7 - нагнета-
тельный трубопровод
156
Распределительный насос, изображенный на рис. 139, имеет
соосный с приводным валом плунжер и торцовую фигурную
шайбу, сообщающую ему осевое движение. Надплунжерная по-
лость заполняется от трубопровода 7 при действии на плунжер
пружины 1. При качении фигурной шайбы 3 по обойме 2 с ро-
ликами и перемещении плунжера 4 вправо топливо поступает
через единственный нагнетательный клапан 8 и систему кана-
лов в полость 6 и далее по продольному пазу в теле плунже-
ра-в один из штуцеров. Регулирование насоса также осущест-
вляют перемещением муфты 5. Использование одного нагнета-
тельного клапана способствует идентификации параметров
впрыскивания по цилиндрам. ТНВД такого типа имеют диа-
метр плунжера dnjl = 8 — 12 мм, его полный ход обычно не пре-
вышает (0.1-0,3) dnjI, /тпл.акт Для номинального режима может
составлять 0,04tZnJI. Частота ходов-до 12 000 об/мин, макси-
мальное давление впрыскивания-до 75 МПа, масса-до 5-7 кг
для дизелей мощностью до 100-120 кВт. По такой конструк-
тивной схеме построены ТНВД фирм Бош и Кугель-Фишер
(ФРГ).
В насосах фирм Лукас (Великобритания), Сигма (Франция),
Стэнэдин (США) имеется соосный с приводным валом ротор
с заключенной в нем парой плунжеров, радиально движущихся
при набегании их роликов на радиальные выступы окружаю-
щей ротор фигурной шайбы (рис. 140). ТНВД фирмы Стэнэдин
157
Рис. 141. Распределитель-
ный насос DV-2 фирмы
Стэнэдин
(рис. 141) предназначен для работы с дизелями, у которых чис-
ло цилиндров i = 2 — 8 и цилиндровая мощность 18,5 кВт. На-
сос имеет массу 4,5 кг, размеры 178 х 221 х 76 мм, обеспечи-
вает максимальное давление впрыскивания 48 МПа при ресур-
се 3000 ч. В корпусе насоса 2 размещены вал 1 привода,
регулятор с грузами 11, ротор 7 с двумя или тремя плунжера-
ми 10, фигурная шайба 8 с механизмом 9 изменения угла опе-
режения впрыскивания, топливоподкачивающий роторно-вра-
щательный насос 5, головка насоса 4 со штуцерами. Клапан-ре-
гулятор 6 обеспечивает линейное возрастание давления подкач-
ки с увеличением частоты вращения независимо от вязкости
топлива. Это необходимо для точного автоматического выдер-
живания закона gn=f(n), Q~f(n, дц). Изменение дц осущест-
вляется дросселированием топлива на впуске клапаном, поме-
щенным в канале 3, связанным с регулятором. Для уменьшения
износа ротора и кромок и снижения влияния утечек топлива на
работу насоса впускное окно закрывается не менее чем за 2° до
начала нагнетания. Подача топлива происходит через нагнета-
тельный клапан 12, внутри ротора 7 и далее через канал 13
к одному из штуцеров. Величина hp при перемещении клапана
под действием пружины-его разгрузочный ход до посадки на
седло. В штуцерах устанавливают пластинчатые обратные кла-
паны с дросселирующими отверстиями. Они демпфируют вол-
ны давления в трубопроводе и этим препятствуют появлению
подвпрыскиваний. Для улучшения равномерности подачи по ци-
158
линдрам остаточное давление в штуцерах выравнивают перио-
дическим их соединением между впрыскиваниями диамет-
ральными каналами в роторе. Угол опережения впрыскивания
изменяется поворотом кулачковой шайбы через шарнир под-
пружиненным сервопоршнем. Перемещение его определяется
изменением давления подкачки, т.е. частотой вращения вала /,
а также площадью сечения перепускного дросселя, изменяю-
щейся в зависимости от нагрузки двигателя и его теплового
состояния.
Как правило, современные распределительные насосы для
автомобильных дизелей имеют двухрежимный регулятор, улуч-
шающий управляемость автомобилем. Изменение подачи насо-
сов фирмы Лукас осуществляют также при помощи подвижно-
го поршня (объемным методом), что позволяет увеличить
точность дозирования. Насосы оборудуют электрическим стоп-
устройством, срабатывающим от «ключа зажигания» на режи-
ме принудительного холостого хода и при нарушениях в рабо-
те двигателя. Применяют автоматическое отключение поло-
вины цилиндров на режиме активного холостого хода. Для
упрощения конструкции механический регулятор в ряде случаев
заменяют на гидравлический, чувствительный к давлению под-
качки, а смазывание узлов большинства современных ТНВД
осуществляют топливом. Вместе с этим они могут быть осна-
щены корректорами подачи по частоте вращения, давлению
наддува или атмосферного воздуха, температуре, а также пу-
сковыми обогатителями. Ресурс распределительных насосов
достигает 10 000 ч, они обеспечивают работу дизеля с агрегат-
ной мощностью 1000 кВт и более. Эти насосы могут устана-
вливаться на двигателе в любом пространственном положении.
Их размеры вдвое меньше, чем размеры многоплунжерных на-
сосов, и на 30% меньше масса. Они более технологичны, имеют
меньшую стоимость и просты в эксплуатации, обеспечивают
большую равномерность подачи топлива по цилиндрам.
Вместе с тем им присущи недостатки: меньший ресурс, ин-
тенсивные волновые процессы в линии низкого давления, уве-
личенные гидравлические потери в линиях нагнетания и распре-
деления. Совокупность отмеченных свойств распределительных
насосов определяет устойчивую тенденцию замены ими много-
секционных ТНВД на автотракторных дизелях.
Проектируют ТНВД применительно к конкретному дизелю,
часто находящемуся в это время также в стадии разработки,
или применительно к типоразмерному ряду дизелей. В любом
случае принимают во внимание тип и назначение двигателя,
его ресурс, номинальные значения Ne и п, nmin, число и порядок
работы цилиндров, S и D, тип камеры сгорания и способ сме-
сеобразования, удельный расход топлива. В соответствии
с этим формируют технические условия на проектируемую то-
пливную систему, основные размеры элементов ТНВД.
Согласно выражению (18) определяют цикловую подачу на-
соса на номинальном режиме. Необходимая цикловая подача
может быть обеспечена при различных соотношениях между
^пл И /1пл.акт- Определяя подачу насоса как 2н.ср = 0ц/(РтТв) =
= п^плакт^пл/(4тв), получим
^ПЛ — |/40ц/(лртг)й
пл.акт) •
(28)
159
Увеличение 4л/АПл.акт приводит к повышению механических
нагрузок в приводе ТНВД при нагнетании, утечек через зазор
в плунжерной паре, однако уменьшает износ последней и инер-
ционные силы, действующие на детали привода.
В выполненных конструкциях 4л/Апл.акт составляет 2-6 для
быстроходных и среднеоборотных дизелей с цилиндровой
мощностью до 150 кВт; 1,2-4-для дизелей с цилиндровой
мощностью свыше 150 кВт; 4-12-в насосах распределительно-
го типа. Выбрать диаметр плунжера можно на основании ста-
тистических данных (так, для автотракторных дизелей dnn /D —
= 0,065 -4- 0,08 независимо от способа смесеобразования и бы-
строходности) или используя следующие соотношения:
0,1320ц’303 при < 0,01 кг;
0,035 + 0,4 (#ц — 0,01) при 0ц = 0,01 0,06 кг.
I
е
Для обеспечения ра-
боты с перегрузкой,
с целью компенсации воз-
растающих при эксплуата-
ции утечек, для гидрокор-
рекции скоростных харак-
теристик и для разгрузки
трубопровода, о бо гаще-
ния смеси при пуске двига-
теля, учитывая возможно-
сти форсирования двига-
теля, выбирают макси-
мальный активный ход
плунжера в 1,3-2,2 раза
больше номинального.
Полученное значение 4л округляют до ближайшего стан-
дартного диаметра плунжера. С учетом выражения (28) при из-
вестном 4л определяют А”™ кт * При этом для оценки г| можно
воспользоваться эмпирическим соотношением
П = 1,754л17,
1 max у г ном _
^пл /ппл.акт “
где 4л-в м.
При работе на режиме холостого хода Апл. акт =
= (0,1^0,2)Ацл^кт. Максимальный активный ход плунжера
ъпзах _/ч 7.— ?
"пл.акт — • А^/"пл.акт-
Выбранные таким образом значения активных ходов плун-
жера используют, например, и при профилировании его от-
сечных кромок. С учетом потерь хода плунжера на пересечение
окон втулки конечных размеров, а также вследствие стремле-
ния не использовать для нагнетания начальный и конечный
участки кривой Апл(ф), характеризующиеся, малыми скоростями
его движения, полный ход плунжера выбирают в 1,4-5 раз
больше активного хода при номинальном режиме. В выпол-
ненных конструкциях
0,3644л0,56 при 4л <0,03 м;
2,6-12(4л “ 0,03) при 4л = 0,03 ~ 0,055 м
1,7 для клапанных насосов.
Если рекомендуемые значения этого отношения для безнад-
дувных двигателей составляют 3,5-4, то при рк = 0,15 МПа они
равны 2,5-3 и при рк = 0,2 МПа составляют 2-2,25.
Продолжительность впрыскивания фв.г определяет эффек-
тивные показатели двигателя и, в первую очередь, его эконо-
мичность не только через время подачи топлива, но и через из-
менение давления впрыскивания, т.е. качество распыливания.
Кроме того, фв. г определяет усилия в деталях привода ТНВД.
Для безнаддувных дизелей при пленочном смесеобразовании
и для разделенных камер сгорания фв г = 144-24°, при объемном
смесеобразовании фв г уменьшается до 8-14°. Объемное
смесеобразование характеризуется более высокой интенсив-
ностью нагнетания (рис. 142). В форсированных по частоте вра-
Рис. 142. Зависимости ин-
тенсивности нагнетания от
рабочего объема цилиндра
(рекомендуемые фирмой
CAV):
1 - объемное смесеобразова-
ние; 2 - разделенные камеры
сгорания
160
Фад/Фы
1,75
1,5(Т
1,25
10 30 50 р8П)ах ,МПа
Рис. 143. Зависимость от-
ношения действительной
и геометрической продол-
жительности впрыскивания
от давления впрыскивания
I
•
Завершающим этапом
проектирования топлив-
ной системы, предше-
ствующим доводке опыт-
ного образца, является
расчёт процесса топливо-
подачи, включающий рас-
чет процессов во впускной
и отсечной полостях. По-
сле этого уточняют раз-
меры, особенности кон-
струкции элементов си-
стемы, выполняют уточ-
ненные расчеты на про-
чность.
щения и наддуву дизелях <рв г может достигать 24-30°. В выпол-
ненных конструкциях средняя скорость плунжера ёпл =
= (6икЛпл max) / фв. г — 0,7 4- 3,0 м / с. Действительная продолжи-
тельность впрыскивания в 1,2-1,8 раза превышает геометриче-
скую (рис. 143).
С точки зрения уменьшения контактных напряжений в ку-
лачковом приводе параметры плунжерного насоса могут быть
оптимизированы:
^ПЛ.ОПТ = 60,73 0ц/[рт фв.Г (е0 опт R + Го)] >
где е0Опт = 1,37)/1 -0,48(г0/ К )2; г0-радиус ролика; ^-сред-
ний радиус поверхности кулачка, соответствующей нагнетанию.
Впускные окна втулки открываются периодически; их спо-
собность обеспечить стабильное, а для большинства систем
еще и полное наполнение оценивают время-сечением окон.
Объем топлива, поступившего в надплунжерную полость,
Фв.кон
И = ]/2/рт/ (6ик) | ]/рвп ~~ Рн Р-вп/вп^Ф > Ki,
Фв.нач
где рвп - давление топлива во впускной полости;
Рвп/вп” эффективное сечение впускных окон.
Для оценки необходимого время-сечения процесс наполне-
ния считают обычно квазистационарным и сомножитель, в ко-
торый входит давление, выносят за знак интеграла. Трудности
обеспечения этого время-сечения, как правило, возникают в на-
сосах распределительного типа: в этих насосах его величина
в 4-7 раз меньше, чем в многоплунжерных ТНВД. Решение
этой задачи облегчается при использовании дросселирующих
и аккумулирующих демпферов, применении питающих трубо-
проводов из эластичных материалов, увеличении питающих
и отсечных полостей и при их разделении и т.п. Эти меры по-
зволяют ослабить отрицательное влияние на наполнение во-
лновых явлений в линии низкого давления. Наиболее эффек-
тивным способом улучшения наполнения является увеличение
давления на впуске: в многоплунжерных насосах рвп =
= 0,24-0,6 МПа, в распределительных рвп = 0,254-0,9 МПа.
В выполненных конструкциях диаметр dBn (в м) впускных окон
близок к величине
^вп = 0,0025 ехр (43,2 dnjl) / ,
где 1вп-число впускных окон.
Для обеспечения наибольшего соответствия закона подачи
топлива закону движения плунжера, т.е. для достижения на-
ибольшей управляемости впрыскивания, стремятся минимизи-
ровать отношение объема линии высокого давления к цикло-
вой подаче, а также обеспечить наибольшую жесткость всех
механических элементов топливной системы.
После выбора основных геометрических параметров ТНВД
рассчитывают и проектируют его элементы согласно рекомен-
дациям, приведенным выше. При проектировании ТНВД и дви-
гателя возникает необходимость определения потребляемой
насосом мощности. Считая, что вся работа расходуется на на-
гнетание со средним за время впрыскивания давлением Рн,
мощность можно определить по формуле
161
А^теор— Рн //60,
где NTeop~B кВт; ик-в об/мин; i-число секций ТНВД.
Испытания показали, что действительная мощность на при-
вод насоса ЛГД при Уц = 0 отличается от нуля и равна некото-
рой величине внутренних потерь No. Если принять, что No не
зависит от Уц, то возникает необходимость введения еще одно-
го поправочного коэффициента т|н. Тогда окончательно
~ ^теор/Лн + No = ^цРник *7(604 н) ± ^Аьчшах^пл^к/4?
где А можно принять равным 150 кВт • мин/м3; коэффициент
цн зависит от (рис. 144).
Испытания ТНВД проводят в процессе их сборки и после ее
окончания. Как правило, они завершаются на безмоторных
стендах (блочные насосы) или непосредственно на дизеле (инди-
видуальные насосы). Геометрический угол начала впрыскива-
ния для каждой секции контролируют по началу движения ме-
ниска топлива в капилляре, подсоединенном к штуцеру вместо
нагнетательного трубопровода, при медленном проворачива-
нии вала насоса. Этот метод не обладает высокой точностью.
Используют также оптический метод, если имеется доступ для
наблюдения за исчезновением подсветки при перекрытии окна
плунжером. В ТНВД с клапанным регулированием измерения
выполняют с помощью индикатора. На универсальных стендах
возможно измерение действительного угла опережения впры-
скивания с помощью контактных датчиков с использованием
эталонных форсунок. Высокой точностью характеризуется спо-
соб, применяемый в процессе сборки насоса-статическая про-
ливка системы. По моментам начала и конца перетечек топлива
судят о фазах работы каждой секции. Допускается отклонение
угла начала впрыскивания, равное +3(У.
Вторым параметром, подлежащим контролю, является не-
равномерность 5Н цикловой подачи по секциям (насосам). Ее
определяют через отклонение (в %) объемной подачи секций:
Зн = [2(Иц max ^urnin )/(Vu max ± ^цпйп )]100.
Ниже приведены значения допускаемой неравномерности
подачи при регулировке (в скобках при проверке) многоплунжер-
ного насоса.
Рис. 144. Зависимость ко-
эффициента Т]н топливно-
го насоса 4ТН от цикловой
подачи
Число секций ТНВД..........2 3
Допускаемая неравномерность
на режимах:
номинальном............3(6) 3(6)
минимальной частоты хо-
лостого хода........... 20 25
(25) (30)
4 6 8 10 12
3(6) 3(6) 3(6) 3(6) 4(8)
30 35 40 45 55
(35) (40) (50) (60) (75)
Наиболее точно и просто контролируют блочные насосы на
универсальном безмоторном стенде при заданном числе ци-
клов впрыскивания. Тут же производят необходимую регули-
ровку. При испытаниях индивидуальных ТНВД крупных дизе-
лей обеспечивают идентичность показателей рабочего процесса
по цилиндрам. Допускаемые отклонения: ±2,5% для pL;
± 5%-для + 6%-для температуры отработавших
газов.
162
§ 6. Конструкция и расчет форсунок
Рис. 145. Расчетная схема
течения топлива через
дросселирующие сечения
обобщенной форсунки
I
Гидравлическая харак-
теристика форсунки рф =
=/(Йф) является показате-
лем преобразования энер-
гии при впрыскивании
топлива и зависит от раз-
меров, конструкции и ги-
дравлического совершен-
ства форсунки.
Форсунки предназначены для введения топлива в камеру
сгорания, при этом они должны обеспечивать оптимальные
с точки зрения выбранных условий смесеобразования длину то-
пливной струи, мелкость распыливания, равномерность распре-
деления топлива по камере сгорания, а также высокие давления
впрыскивания, включая начало и конец процесса. Кроме того,
форсунки должны быть просты, иметь минимальные размеры
и массу движущихся частей, низкую стоимость и высокую на-
дежность. Требование к габаритам связано с ограниченностью
свободного пространства в головке цилиндра, стремлением
увеличить размеры газовых и водяных полостей. С увеличе-
нием массы движущихся деталей уменьшаются быстродействие
и надежность форсунки. Трудность обеспечения всех требова-
ний обусловила появление большого числа форсунок, отличаю-
щихся по конструкции и принципу действия.
Рассматривать различные типы форсунок целесообразно
вместе с анализом их гидравлических характеристик. Гидравли-
ческая характеристика форсунки - зависимость Рф=Д2ф) опре-
деляет пропускную способность форсунки и зависит от потерь
давления при дросселировании, конструкции, режимов и усло-
вий ее работы. Из всех типов форсунок штифтовая наиболее
сложна для расчета, так как имеет наибольшее число завися-
щих от подъема иглы дросселирующих сечений. Определим
выражения для построения гидравлической характеристики
обобщенной (штифтовой) форсунки. Характеристики остальных
форсунок могут быть получены из нее как частный случай.
Расчетная схема представлена на рис. 145. Допускаем, что
скоростью топлива в полости можно пренебречь, что процесс
подачи стационарен, а игла при подъеме на величину хи нахо-
дится в статическом равновесии. Из условия последнего имеем
i = k
А + схя= Е - d?)/4 + РцЛ^к/4, (29)
i = 1
где А и с-соответственно сила предварительной затяжки
и жесткость пружины; и рц-давления соответственно топлива
в 1-й полости и газа в цилиндре.
То же уравнение, но для момента отрыва иглы от седла,
имеет вид /
i = k
Л = Рфоя(</о-^1)/4+ £ pnTi(dl_l-dl)l^ + pnTidllA, (30)
1=2
гДе Рфо~Давление начала впрыскивания (в полости i=l).
Вычитая (30) из (29), получаем
i — k
cXn=(Pb-p$Q}n(do-d2l)IA+ Е л(^_!-«/,?)(л-Рц)/4. (31)
1=2
К уравнению (31) следует присоединить уравнения, выра-
жающие зависимость расхода топлива от перепада давлений.
163
С учетом несовершенства течения через дросселирующее сече-
ние fi CO скоростью Щ расход Qi = HiUifi.
Используя уравнение Бернулли и с учетом = Qi-i, полу-
чаем для к сечений систему уравнений
РФ - Pi = б^Рт/[2(И1/1)2];
Р.— Р. + 1 = бфРт/[2Ш)2];
(32)
Рк “ Рц - б^Рт/ [2(Мк/к)2],
где бф-объемный расход топлива через форсунку.
Прямое решение уравнений (31), (32) алгебраическими мето-
дами приводит к уравнениям высших степеней. Поскольку гео-
метрические характеристики di и зависят от подъема иглы хи,
значительно удобнее решать уравнения в параметрическом ви-
де, используя параметр хи. Давление в i-й полости можно по-
лучить сложением (к + 1 - 0-последних уравнений системы
(32). Тогда, сложив порознь (к + 1 — 0 и к уравнений, получаем
выражения
i = k
Pi- Рц = (б|>Рт/2) Е 1/Ш)2; (33)
i-i
i=k
Рф-Рц = (бЫ2)Е VW/)2- (34)
i = 1
Разделив (33) на (34) и вводя обозначение
i=k i-k
Е 1/(ц./()7 Е l/(Hi/i)2,
i=i i=l
получаем
Р1”Рц = ^(Рф”Рц)- (35)
Разделив выражение (31) на Ti(do-di)/4, вводя в первую
скобку-рц и + рц и заменив последнюю с учетом (35), имеем
i = k
4схи/[л(^-^)] = рц-рф0 + рф-рц+ Е (рф-рц)СТ(Х
1 = 2
xtdh^dD/tdl-dl).
Вводя обозначения V/ = (df_ t — d?) /(d% — d±) и b =
= 4с/[л (d^ — dj)], а также учитывая, что 0^ = 1 и vt = 1, вво-
дим (рф — рц )<Т1 под знак суммы и получаем параметриче-
скую зависимость (рф - рц) = /(хи):
i=k
Ьхя - рц + рф0 = (Рф - Рц) Е VjGi. (36)
i=l
Для получения зависимости £)ф =/(хи) подставляем (35)
в первое уравнение системы (32):
6ф = R1/11/2(1 -н2)(рф-рц)/рт, (37)
164
или с использованием (36)
i = к
2(1 - ст2)(Ьхи - рц + Рф0)/(рт £ VjCTf).
Коэффициенты v,, а/ могут быть рассчитаны при любом хи.
Если форсунка имеет запирающий орган с конической поверх-
ностью с углом при вершине 2а, то минимальная площадь
проходного сечения может быть вычислена как площадь боко-
вой поверхности усеченного конуса
f = rcxHsina (— xHsinacosa). (38)
I
Основные недостатки
открытой форсунки - не-
качественное впрыскива-
ние в начале и конце пода-
чи и интенсивное подтека-
ние топлива.
Рис. 146. Открытая фор-
сунка:
a - конструкция; б-гидравли-
ческая характеристика;
1 - корпус; 2-завихривающие
каналы
Задавая значения хи, можно с использованием уравнений
(36) и (37) построить гидравлическую характеристику форсунки.
Рассмотрим особенности различных типов форсунок.
Открытая форсунка представляет собой конструктивно
оформленный конечный элемент линии высокого давления, не
имеющий каких-либо управляющих органов, а только одно
или несколько распыливающих отверстий, ускоряющих струю
топлива (рис. 146, а). Такие форсунки не имеют движущихся ча-
стей, наиболее просты и имеют наименьшие размеры. Гидра-
влическая характеристика открытой форсунки представляет со-
бой одно уравнение системы (32) рф — Рц = рт<2|> / [2 (pcfc )2 ].
Подача топлива через такую форсунку начинается при
малейшем перепаде давления на распыливающих отверстиях
(рис. 146,6). Она происходит и после окончания нагнетания
в результате расширения топлива в трубопроводе вследствие
нагрева и уменьшения давления в цилиндре.
Попытка улучшить распыливание топлива при малых
(т.е. ик) приводит к резкому повышению рф и нагрузок на
ТНВД при высоких ик. Улучшают распыливание с помощью
встречных струй топлива, тангенциальных завихрителей и т.п.
В настоящее время открытые форсунки в дизелях не приме-
няют.
В клапанных форсунках на пути движения топлива устано-
влен запирающий орган, причем он, регулируя размеры дроссе-
лирующего сечения, участвует в распределении топлива по
объему камеры сгорания (рис. 147, а). Клапанная форсунка так-
же имеет одно дросселирующее сечение, к — 1, Eva = 1. Исполь-
зуя выражения (36) и (37) имеем
6ф = (Рф - Рфо)И1Я5та{</к - [(рф - рф0)8тасо8а]//>} х
х 1/2(Рф - Р^/Рт/Ь а с* (рф - рф0)(/рф - рц, (39)
где с*-константа.
Гидравлическая характеристика клапанной форсунки пред-
ставлена на рис. 147,6. Как и у всех форсунок с запирающим
органом, у нее нет недостатков, связанных с впрыскиванием
при малых давлениях: впрыскивание возможно только при
Рф > Рф о • Важнейшим преимуществом форсунок этого типа
является слабая зависимость давления впрыскивания от ско-
ростного режима насоса. Это объясняется зависимостью от-
крытия клапана от давления нагнетания. Однако абсолютный
уровень скоростей истечения и качества распыливания в срав-
165
нении с истечением через сопла невысок. Для улучшения сме-
сеобразования также используют тангенциальную закрутку то-
пливной струи (рис. 147 а).
Клапанные форсунки не засоряются, не имеют преци-
зионных деталей, просты, имеют низкую стоимость и техноло-
гичны. Но вследствие неблагоприятных условий работы клапа-
на и ограниченности обеспечиваемых условий смесе-
образования, включая и формы топливной струи, не нашли
широкого применения.
Клапанно-сопловые форсунки включают конструктивные эле-
менты и свойства открытых и клапанных форсунок. В случае
двух дросселирующих сечений к = 2; ^1=^ = 1; v2^—1;
= Ц1/1/(Н1/1 + Нс/с); Л ~ 7tdKxHsin а и р2 = рв.
Тогда 2ф = щхи ^4 sin а]/Ьхи - рц + Рф0, Pi - Рц =
= (Ьхи - рц + Рфо) [1 + Н1Хи*2фй12а/(Нс/с)]-
Используя выражения (37), получаем удобную для анализа
протекания характеристики формулу
6ф = 1/2(рф - рц)/ {рт [l/^/c2) + 1/M/f)]}. (40)
Полученные соотношения позволяют построить гидравли-
ческую характеристику форсунки (рис. 148). При наличии двух
дросселирующих сечений характеристика в значительной сте-
пени определяется наименьшим из них [см. выражение (40)].
Поэтому при малом открытии клапана характеристика рф =
=//(бф) имеет асимптоту 1 (характеристику клапанной фор-
сунки), а при большом открытии-асимптоту 2 (характеристику
открытой форсунки).
Таким образом, гидравлическая характеристика клапанно-
сопловой форсунки изменяется более круто и, следовательно,
менее благоприятно, чем характеристика клапанной, но лучше
характеристики открытой форсунки. К преимуществам клапан-
но-сопловых форсунок относят хорошее распыливание топлива,
малую массу движущихся деталей, некоторое превышение да-
вления конца впрыскивания над давлением начала и их рост
с увеличением давления в цилиндре, простоту и отсутствие пре-
цизионных деталей, высокую надежность и отсутствие линии
для отвода просочившегося топлива. Широкому распростране-
нию их препятствуют два важнейших недостатка: большой
объем полости между клапаном и седлами, а также потери при
дросселировании в клапане. Это, с одной стороны, требует до-
полнительного повышения давления топлива в системе, с дру-
гой стороны, допускает затяжку пружины клапана на давление
открытия обычно не более 8-11 МПа. Последнее приближает
их к открытым форсункам. Для повышения надежности разоб-
щения полостей клапаны дублируют.
Нормальные закрытые форсунки (форсунки с запирающей
иглой) нашли в настоящее время наиболее широкое примене-
ние в дизелях. На рис. 149 представлена нормальная закрытая
форсунка с механическим (пружинным) запиранием иглы. Игла
3 не только является запирающим элементом по конусу а, но
и в сопряжении с распылителем по прецизионной поверхности
Рис. 147. Клапанная фор-
сунка:
а конструкция; б-гидравли-
ческая характеристика;
1 - клапан; 2 - завихривающая
вставка
Рис. 148. Гидравлическая
характеристика клапанно-
сопловой форсунки
166
Рис. 157. Гидравлическая
характеристика штифто-
вой форсунки (хи =
= *и max “УПОР ИГЛЫ)
Рис. 158. Схема течения
топлива в распиливающем
отверстии распылителя
Рис. 159. Зависимость
коэффициента расхода рас-
пиливающего отверстия от
числа кавитации:
l-ljd = 0,3; 2-^с = 1,3;
3-/c/S=2,3; 4-/c/Jc = 4,7
Рис. 156. Изменение Цщ/щ
сечения штифта при подъе-
ме иглы
реобразование, на трение при течении через конечный участок
отверстия. Вследствие невозможности достоверного теоретиче-
ского описания этого процесса для определения Це используют
экспериментальные методы. По мере увеличения скоростного
режима течения, определяемого критерием Re = MeJc/vT, проис-
ходит рост Цс, и при ReKp = (2 — 3) 103 он достигает значения,
не изменяющегося при дальнейшем увеличении Re. При этом
завершается переход от отрыва пограничного слоя при лами-
нарном течении к отрыву при турбулентном. Характер течения
заметно меняется при изменении числа кавитации К = (рв —
” Рц)/рц*
На рис. 159 представлены типичные кривые, иллюстрирую-
щие влияние К на коэффициент расхода Цс. Эти результаты по-
лучены при (рв — Рц) > 4 Ч- 5 МПа, т. е. влияние Re было исклю-
чено. С увеличением К (уменьшением рц) наблюдается умень-
шение давления рвх в вихревой области (см. рис. 158), которое
171
всегда меньше рц. Начиная с некоторого рц, давление рВх ста-
новится ниже давления кавитации (давления насыщенных па-
ров), и вихревая область начинает расти в результате выделе-
ния из топлива паров и воздуха. В результате увеличивающего-
ся «загромождения» сечения отверстий вихревой зоной
уменьшается. При истечении через отверстие с /с /dc = 0,3 (кри-
вая 1 на рис. 159) вихревая зона не замыкается внутри его,
и кавитация не вызывает изменения расходных характеристик
распылителя. Напротив, в отверстиях с /с /dc 4 (кривая 4) су-
щественную долю в суммарных потерях составляют потери
трения.
Размеры вихревой зоны в отверстии распылителя значи-
тельно уменьшаются вследствие сглаживания входных кромок
в случае, если распылитель проработал на двигателе несколько
сотен часов или подвергся при изготовлении гидроабризивно-
му полированию. В последнем случае Це может быть увеличен
на 20-25%.
Для устоявшихся геометрических характеристик распыли-
вающих отверстий зависимости коэффициента расхода от чис-
ла кавитации следующие:
Мс = Цс.атм + 0,15 для К ^1,5;
Цс = Цс.атм + 4,6/(к + 6)1’7 для К > 1,5,
где Рс.атм” коэффициент расхода, полученный при стендовых
испытаниях распылителя с впрыскиванием в атмосферу.
Аналогичные зависимости и их интерпретация могут быть
приведены и для коэффициента расхода щ в сечении запираю-
щих конусов. В результате меньших скоростей и чисел кавита-
ции в этом сечении большее значение приобретает зависимость
Pi ^/(ReJ (рис. 160) и меньшее-щ =/(Кг).
Конструкции распылителей многообразны и в наибольшей
степени определяются условиями смесеобразования и работы
вблизи камеры сгорания. Некоторые из них представлены на
рис. 161.
При использовании плоского седла 2 распылителя (рис.
161, а и б) получают наибольшие проходные сечения при том
же подъеме иглы 1, хотя коэффициент расхода при этом не-
сколько уменьшается. Таблеточные сопловые вставки 3 различ-
ной формы позволяют влиять на характеристики распыленной
струи топлива: вставка на рис. 161, а обеспечивает больший
угол рассеивания и меньшую длину. Противоположный эффект
наблюдается при использовании вставки, показанной на
рис. 161,6. Форсунки с одноструйным распылителем приме-
няют в основном в дизелях с разделенными камерами, в ко-
торых смесеобразование обеспечивается интенсивными вих-
ревыми потоками воздуха. Для улучшения распыливания
может использоваться закручивание топливной струи.
Наибольшее распространение получили многоструйные рас-
пылители-они в наилучшей степени соответствуют смесеобра-
зованию в неразделенных камерах сгорания (рис. 161, в-б).
Число отверстий 4 может изменяться от 2 до 16. При цен-
тральном положении форсунки отверстия расположены симме-
трично по окружности и их размеры одинаковы. Если форсунка
Рис. 160. Зависимость
коэффициента расхода се-
чения в запирающих кону-
сах распылителя от Re:
1 -хи = 0,1 мм; ^~хи =
— 0,2 мм; 3-хи = 0,3 мм;
4-хи = 0»4 мм; 5 - хи = 0,5 мм
Коэффициент расхода
распиливающих отвер-
стий вследствие малости
или отсутствия кавитации
в рабочих условиях на
12-15% выше, чем при
стендовых испытаниях.
Рис. 161. Конструкции рас-
пылителей форсунок
172
I
•
Распиливающие отвер-
стия распылителя име-
ют диаметр 0,127 0,86 мм.
Отверстия меньшего диа-
метра менее технологич-
ны, подвержены засоре-
нию, не обеспечивают до-
статочную длину струи
топлива, большие - не
обеспечивают качествен-
ного распыливания и рав-
номерного распределения
топлива по камере сгора-
ния.
смещена, отверстия расположены несимметрично и имеют раз-
ные диаметры. Минимальное подтекание топлива наблюдается
при просверливании распыливающих отверстий в предсопло-
вой канал 5 наименьшего объема (рис. 161, г).
Если сопловый наконечник выполнен вместе с корпусом
распылителя (рис. 161, г, 0), то, как правило, его крепят к кор-
пусу форсунки за бурт с помощью накидной гайки. Обычно по-
верхность соприкосновения плоская, реже - сферическая. По-
следняя имеет преимущества с точки зрения самоцентрирова-
ния обеих деталей при их креплении и устраняет возможность
перекосов направляющей иглы. При креплении за бурт разгру-
жается от усилий затяжки корпус распылителя, в лучших усло-
виях находится прецизионная пара.
Цельный распылитель имеет наименьшие размеры, мини-
мальный объем предсоплового канала. Недостатком его
является то, что при засорении или разрушении распыливаю-
щих отверстий необходимо заменять весь распылитель, изгото-
вляемый из высококачественных сталей и имеющий высокую
стоимость. При этом необходимость использования этих ста-
лей определяется в основном условиями работы концевой ча-
сти. В топливных системах судовых дизелей нашли применение
отдельные сопловые наконечники 6 (рис. 161, в). Их изгото-
вляют из высоколегированных сталей, вместе с тем они легко
заменяются в эксплуатации. В этом случае также упрощается
изготовление прецизионной пары, она меньше подвержена теп-
ловым нагрузкам. Недостатком такой конструкции является
нагружение корпуса значительными усилиями при сборке фор-
сунки и деформации прецизионного узла. Реже прецизионную
пару располагают в теле форсунки, а запирающий конус-в
распылителе. Хотя такая форсунка технологичнее с точки зре-
ния производства, однако возникают трудности в качественной
сборке ее с самоцентрированием особенно в условиях эксплуа-
тации.
Широко распространены длиннокорпусные распылители
(рис. 161, Э). Их использование позволяет удалить прецизион-
ную пару от наиболее нагретой нижней части и облегчить кон-
струирование форсунки с укороченной штангой, уменьшить
диаметр ее нижней части и таким образом облегчить компо-
новку головки цилиндра и уменьшить площадь тепловосприни-
мающей поверхности, а также обеспечить эффективное и рав-
номерное охлаждение топливом иглы и корпуса распылителя
в кольцевом зазоре 7. Если этой меры оказывается недостаточ-
но, в крупных дизелях используют принудительное охлаждение
с помощью одной из рабочих жидкостей (рис. 161, в и г). Введе-
ние искусственного охлаждения заметно усложняет форсунку,
головку цилиндра, поэтому оно нашло ограниченное примене-
ние.
Ограничение тепловой нагруженности распылителей являет-
ся одной из актуальных задач проектирования топливоподаю-
щей аппаратуры дизелей. При перегреве распылителя снижает-
ся твердость запирающих поверхностей по посадочному
конусу, увеличивается их износ, изменяется величина зазоров
в прецизионном соединении, уменьшается его герметичность.
В результате тепловых деформаций возможно зависание иглы,
закоксовывание распыливающих отверстий. Эти факторы про-
173
Рис. 162. Зависимость ра-
бочей температуры распы-
лителя от торцового экра-
нирования и радиального
установочного зазора (dY и
- диаметр и площадь от-
верстия экрана, 51поли =
= 152 мм2 )
грессируют через ухудшение протекания рабочего процесса
двигателя. Установлено, что для распылителей, изготовленных
из обычных рекомендованных для них сталей, максимально до-
пустимая температура составляет 220-240°С, превышение кото-
рой обусловливает быстрое снижение их работоспособности.
Рабочую температуру распылителя уменьшают интенсифика-
цией не только принудительного охлаждения, но и охлаждения
нагнетаемым топливом, а также охлаждения форсуночного ста-
кана головки цилиндра.
Эффективным путем улучшения тепловых условий распыли-
теля является уменьшение теплоподвода. Для этого умень-
шают площадь тепловоспринимающей поверхности: мини-
мальный диаметр dr (рис. 162, а) распылителей сейчас доведен
до 9,5 мм. Используют запрессованные в тело головки за-
щитные колпачки-экраны. Они снижают температуру распы-
лителя на 25-40°С, а их эффективность возрастает при установ-
ке вблизи его носика теплоизолирующей прокладки, препят-
ствующей циркуляции горячих газов в зазоре между цилиндри-
ческими поверхностями. Уменьшение зазора 5 при установке
форсунки в своем гнезде существенно снижает теплоотдачу
в распылитель и его температуру (рис. 162,6). Из технологиче-
ских соображений радиальный зазор ограничивают 0,3-0,4 мм,
однако очень важно, чтобы он был одинаков по периметру.
При плохом центрировании распылителя, особенно при одно-
стороннем касании со стенкой гнезда, в результате тепловых
деформаций резко увеличивается вероятность зависания иглы
и разгерметизации форсунки.
Одним из основных дефектов форсунок является закоксовы-
вание внутренних поверхностей распылителей. Закоксовывание
внешних поверхностей и связанный с этим перегрев распылите-
ля обусловлены истечением топлива из распыливающих отвер-
стий с малыми скоростями и подтеканием. В результате непол-
ного сгорания, пиролиза углеводородов на носике распылителя
образуются отложения, близкие по физико-химическим свой-
ствам к нагару. Закоксовывание внутренних поверхностей рас-
пылителя происходит вследствие окисления и полимеризации
остающегося на поверхности металла топлива с образованием
твердой и прочной лаковой пленки. При этом уменьшается се-
чение распыливающих отверстий, изменяются режимы подачи.
Необходимыми условиями протекания процесса закоксовыва-
ния является высокая температура и контакт топливной пленки
с газами при их забросе из цилиндра в распылитель. Для ис-
ключения первого фактора температуру распылителя целесо-
образно ограничивать 180-190°С, для исключения второго-
Рис. 163. Изменение эф-
фективного сечения экспе-
риментального распылите-
ля относительно серийного
в результате закоксовыва-
ния при изменении:
а - затяжки пружины;
б-массы движущихся дета-
лей; в-подъема иглы
I
е
Скорость закоксовыва-
ния внутренних поверхно-
стей распылителя зависит
от их шероховатости, тем-
пературы, материала,
а также от сорта топлива,
качества завершения
впрыскивания и интенсив-
но увеличивается при тем-
пературе распылителя бо-
лее 140-170°С.
174
Рис. 164. Распылители
форсунок для ступенчатого
впрыскивания топлива
обеспечивают выполнение условия рф > Рц для всех моментов
подачи, в частности принимают меры для ускорения закрытия
иглы форсунки (рис. 163, б и в). Лакообразование также замет-
но снижается при уменьшении шероховатости поверхности (ис-
пользование гидрополирования), замене стали ШХ15 на ХВГ.
Степень закоксовывания наружных и внутренних поверхностей
распылителя минимальна при некоторой скорости разгрузки
линии высокого давления, являющейся оптимальной между
скоростями, обеспечивающими впрыскивание с малыми скоро-
стями, подтекание и прорыв газов в форсунку при очень резкой
отсечке.
Ступенчатое впрыскивание, улучшающее процесс сгорания,
может быть организовано не только с помощью ТНВД, но и
с использованием специальных форсунок. На рис. 164, а и
б представлены распылители таких форсунок. Распыливающие
отверстия 1 имеют меньший диаметр, чем основные отверстия
2, и «работают» в начале (конце) процесса впрыскивания, а так-
же на режиме холостого хода и близких к нему режимах, когда
игла не поднимается до своего упора. Таким образом, эти фор-
сунки в результате изменения цс/с позволяют, так же как
и штифтовые форсунки, осуществлять ступенчатую подачу,
улучшать распыливание топлива в конце впрыскивания и на ча-
стичных режимах двигателей. Широкого применения, однако,
описанные конструкции не нашли вследствие сложности, а так-
же в результате того, что с увеличением скоростного и нагру-
зочного режимов работы дизеля скорость подъема иглы возра-
стает и влияние ступенчатости подачи исчезает.
На рис. 164, в показан распылитель судового дизеля, имею-
щий более сложную конструкцию, однако обеспечивающий
устойчивое двухразовое впрыскивание на всех режимах двига-
теля. Игла имеет две прецизионные поверхности 4 и 6, две диф-
ференциальные площадки, на которые действует давление
топлива полостей 5 и 7, а также обратный клапан 3. При подъ-
еме толкателя насоса участком кулачка О А топливо поступает
в обе полости 5 и 7 и открывает иглу при давлении 6-11 МПа.
После кратковременного впрыскивания в результате падения
давления в нагнетательной линии игла садится на седло, но вы-
сокое давление в полости 7 сохраняется. В результате этого
при подъеме толкателя по участку АВ игла быстро открывает-
ся, и происходит основное впрыскивание.
Важным преимуществом конструкции является быстрая по-
садка иглы при давлении топлива, в 2-3 раза превышающем
давление начала подачи. Это положительно влияет на качество
впрыскивания и ресурс распылителя и достигается тем, что при
посадке иглы пружина преодолевает высокое давление только
в полости 7. Форсунка может применяться с ТНВД других кон-
струкций, например, с плунжером, показанным на рис. 127, г.
Пружинное запирание игл форсунок имеет ряд недостатков:
перекос и заклинивание игл, повышенный износ посадочных
конусов, поломка и усадка пружин и т. д. Этих недостатков ли-
шены форсунки с гидрозапиранием, в которых опускающее иглу
усилие создается давлением жидкости из специальной линии
(рис. 165). В этом случае конструкция форсунки значительно
упрощается: отсутствуют штанга, пружина, трубопровод для
слива топлива. Вследствие наличия противодавления жидкости
175
уменьшаются утечки через прецизионную пару, а зазор в ней
и допуск на его величину могут быть увеличены. С учетом на-
личия утечек и для улучшения обслуживания удобным оказа-
лось использование в качестве гидрозапирающей жидкости
топлива с добавками ингибиторов или масла. К основным пре-
имуществам рассматриваемой форсунки относится уменьшение
массы подвижных деталей: даже игла в этом случае значитель-
но легче, так как выполняется полой или укороченной. Важно
также, что в зависимости от режима работы двигателя можно
изменять давление гидрозапирающей жидкости, т.е. давление
начала впрыскивания, причем обеспечивается его идентичность
по цилиндрам дизеля. Таким образом, применение гидрозапи-
рания обеспечивает значительно больший ресурс распылителей
и прецизионных пар и улучшает показатели топливной си-
стемы на частичных режимах работы дизеля.
К недостаткам этих форсунок относится необходимость
установки дополнительной гидросистемы и ее обслуживание.
Некоторое упрощение вносит использование в качестве гидро-
запирающей жидкости чистого топлива, однако в любом случае
предъявляют высокие требования к ее фильтрации. Нарушение
герметичности в системе гидрозапирания исключает нормаль-
ную работу дизеля. Перед пуском двигателя необходима про-
качка системы.
Система работает более надежно, если гидрозапирание
скомбинировано с пружинным запиранием. К форсункам с ги-
дромеханическим запиранием относится форсунка с замкнутым
надыголочным объемом. В простейшем случае она предста-
вляет обычную форсунку с заглушкой вместо штуцера слива
просочившегося топлива. Надыголочное пространство обеспе-
чивается давлением топлива при перетечках его из кармана
распылителя. Затяжку пружины в этом случае уменьшают.
Форсунка обладает преимуществами форсунок с гидрозапира-
нием, а вследствие отсутствия линии слива даже несколько
проще форсунок с пружинным запиранием. В отличие от обеих
форсунок она имеет еще одно преимущество: давление конца
впрыскивания превышает давление начала в результате увели-
чения давления в надплунжерной полости во время подачи
топлива. В более совершенных конструкциях надыголочная по-
лость соединяется через дроссель или клапан с линией низкого
или высокого давления.
На рис. 166 представлена гидромеханическая форсунка. Ее
гидрозапирающая система также работает от линии высокого
давления, но имеется магистраль слива. Форсунка имеет пру-
жинное запирание при пуске двигателя. При его работе топли-
во, минуя щелевой фильтр 7, через обратный клапан 2 попа-
дает в корпус 3 золотника и золотник 4, далее в надыголочное
пространство 8. С этого момента штанга 7 с золотником сжи-
мает пружину 6, и форсунка начинает работать в режиме ги-
дрозапирания. Давление запирания определяется положением
золотника и регулируется затяжкой пружины с помощью винта
5. Конструкция такой форсунки может рассматриваться как
компромиссное решение с учетом надежности и простоты топ-
ливной системы.
Неразделенные топливные системы (насос-фо рсунки) позво-
ляют устранить отрицательное влияние на топливоподачу
176
Рис. 165. Схема гидра-
влического запирания фор-
сунки:
1 - бак; 2 - редукционный кла-
пан ; 3 - обратный клапан;
4-насос; 5-игла
t
Рис. 166. Форсунка с ги-
дромеханическим запира-
нием
Рис. 167. Насос-форсунки
быстроходных дизелей:
а-АР-21; б-фирмы GMC
инерционности и сжимаемости столба топлива, заключенного
в линии высокого давления, и сделать впрыскивание более
управляемым. В связи с повышением быстроходности дизелей,
растущими требованиями к экономическим и экологическим
показателям ДВС, широким использованием в автомобильных
двигателях верхнего распределительного вала наметилась перс-
пектива более широкого использования насос-форсунок.
На рис. 167, а представлена насос-форсунка АР-21 быстро-
ходного дизеля. Форсуночная часть выполнена по
клапанно-сопловой схеме с подпружиненным 1 и свободным
пластинчатым 2 клапанами. Насосная часть обеспечивает на
номинальном режиме при частоте 2000 впрысков в минуту да-
вление топлива, превышающее 120 МПа. Удовлетворительное
качество впрыскивания достигается также в результате приме-
нения семи распыливающих отверстий диаметром 0,152 мм.
В современных насос-форсунках часто реализуют принцип
гидрозапирания иглы (рис. 167,6). Для этого плунжер 3 осна-
щен несколькими регулирующими кромками 4, которые через
канал 5 подают в надыголочную полость 6 топливо под высо-
ким давлением, обеспечивая гидро запирание в начале и конце
нагнетательного хода плунжера. Четкое управление фазами
впрыскивания обеспечивается отсутствием нагнетательной ли-
нии.
На рис. 168 представлена насос-форсунка фирмы Камминс.
Система имеет несколько необычных технических решений:
плунжер соединяет в себе также функции запирающей иглы.
Его рабочий ход завершается посадкой распылителя на кониче-
скую поверхность с большой скоростью, что обеспечивает вы-
сокое качество впрыскивания. Продолжающийся подъем толка-
теля поглащается в результате податливости привода. Заполне-
ние подыголочного пространства топливом происходит на
такте сжатия из подводящей линии через жиклер 1 и горячим
воздухом через распыливающие отверстия. Часть топлива сли-
вается через жиклер в колпачке 2 в линию низкого давления.
Давление впрыскивания равно 125 МПа, распылитель имеет
семь отверстий диаметром 0,17 мм. Насос-форсунка произво-
дит впрыскивание нагретой воздушно-топливной эмульсии. От-
меченные особенности организации топливоподачи, несмотря
на большую ее продолжительность (фв — 35°), обеспечивают хо-
рошую полноту сгорания и низкую дымность отработавших
газов.
К недостаткам насос-форсунок следует отнести усложнение
внешних регулирующих устройств, большую неидентичность
подачи по цилиндрам и больший диаметральный размер, не-
возможность использования стандартных испытательных стен-
дов.
Расчет форсунок дизелей. Число распыливающих отверстий,
их диаметр и скорость истечения топлива могут быть оценены
исходя из условий смесеобразования. Например, для неразде-
ленной камеры сгорания при отсутствии тангенциального вих-
ря могут быть использованы критериальные соотношения
4 = 6,02Jc°’6M’19V?’146/(Pb’266P?’073^’532);
(x/dc)0-525 = 0,494 (iVi/x)°’5(PT/PB)0’5 х
х (йс2хрт/ат)0’105 [ц2/(ртатх)10'08;
177
У = 1,26(14^сРт/<7т)°’32(Рв/Рт)0’5 x
x [Цт/(рт^снт)] “ 0,07 {1 + 0,004/ [т?От/(рт^с)]1’8}>
где dK, х и у-соответственно средний диаметр капель, длина
и угол рассеивания струи топлива; йс-средняя скорость истече-
ния из отверстий; т$-время задержки воспламенения; рт, цт,
стт-соответственно плотность, динамическая вязкость и коэф-
фициент поверхностного натяжения топлива.
Число распиливающих отверстий определяют из условия
неналожения распыленных струй топлива. При этом должно
соблюдаться соотношение ic = 4дц / (лрт^с твйс).
В дизелях малой мощности ic = 1 4- 6, в крупных двигателях
с неразделенными камерами сгорания ic — 6 4- 16. В выпол-
ненных конструкциях, по данным статистической обработки,
диаметры (в мм) распыливающих отверстий составляют: dc =
= 0,25 при D^lOO; dc = 0,3 при £>=105^200; dc = 0,35 при
D = 2054-250; dc = 0,4 + 0,00136 (D - 250) при D > 250 мм для
среднеоборотных дизелей и dc = 0,4 4- 0,0012(D - 450)-для ма-
лооборотных дизелей с одной форсункой. Приближенно соблю-
дается также соотношение fc — 0,00267d^л.
Качественное смесеобразование в неразделенных камерах
обеспечивается при средних скоростях истечения йс =
= 150 4- 250 м/с. При этом из условия ограничения нагрузок
В приводе ТНВД контролируют Рфтах. Прлагая Хи = Хцтах,
имеем
Рф-Рц + РтПс/(2Цс)-
Длина распыливающих отверстий 1С увеличивает размеры
носика распылителя, поэтому ее надо выбирать минимальной
с учетом требований технологии, а также уменьшения длины
и увеличения угла рассеивания топливной струи и мелкости
распыливания при уменьшении /с. В выполненных распылите-
лях 1С/ dc— 1,8 — 8,0.
В штифтовых форсунках диаметр штифта равен 1-2,5 мм,
диаметральный зазор 0,006-0,024 мм, xumax = ОД 4- 0,8 мм.
Площадь проходного сечения в запирающих конусах при
Хитах и пред соплового канала выбирают из условия превыше-
ния /сх в 1,5-3 раза. В этом случае упор иглы располагают
в зоне III гидравлической характеристики (см. рис. 152), а ве-
личина xumax может быть уменьшена в результате увеличения
угла конуса 2ос. Однако из соображений наилучшей герметич-
ности из трех встречающихся значений 2а:60, 90 и 180°-наибо-
лее часто используют первое. Для увеличения площади сечения
применяют конические пояски в предсопловом канале или,
напротив, дополнительные конусы на игле (рис. 169). Уточне-
ние xumax производят после построения гидравлической харак-
теристики форсунки. Обычно подъем иглы составляет
0,2-1,2 мм.
Диаметр иглы db (см. рис. 145) определяется диаметром
предсоплового канала, а также площадью посадочного конуса,
которая, с одной стороны, должна быть достаточной для обес-
печения допустимой скорости изнашивания, с другой-должна
обеспечивать минимальное закоксовывание распылителя путем
Рис. 168. Насос-форсунка
фирмы Камминс
Рассчитывают форсун-
ки исходя из условий обес-
печения характеристик
распыленной струи топ-
лива для осуществления
выбранного способа сме-
сеобразования и закона
подачи топлива ТНВД.
б)
Рис. 169. Дополнительные
конусы у посадочных по-
верхностей:
а-распылителя; б-иглы
178
Рис. 170. Форсунка
DV-101D6 фирмы Бош
увеличения удельного давления. Диаметр иглы dG согласно ста-
тистическим данным: J0 = 6mm при ^Пл<13мм и d0 = 6 +
+ 0,25 (</Пл - 13) мм при dnjI > 13 мм.
При этом dQ и dt связаны через размер дифференциальной
площадки /диф [(см. выражение (44)]. Если относительный раз-
мер дифференциальной площадки 5диф = fwtylfn = 1 - (di/d0)2
мал, то уменьшаются нагрузки на пружину, однако растет, что
очень нежелательно, разность давлений конца и начала впры-
скивания (первое меньше второго). В выполненных конструк-
циях. 8дИф = 0,3 4- 0,85, однако рекомендуется 6диф~0,65 4- 0,75.
Внешний диаметр корпуса распылителя Вр = (2 4- 3) d0
(рис. 170). Длина направляющей иглы /и = (3 4- 6) Jo, длина кор-
пуса распылителя Lp = (5 4- 6) d0, диаметр бурта крепления рас-
пылителя Рб.р = (2,8 4- 3,5) d0. Эти и остальные размеры уточ-
няют в соответствии с ГОСТами. Широкая унификация
форсунок в нашей стране и за рубежом обусловлена специали-
зацией их производства и частичной или полной взаимозаме-
няемостью. В частности, для двигателей с различными сте-
пенью форсирования, способом смесеобразования и т.п.
корпусы форсунок могут быть одинаковыми, а распылители
подбирают для конкретного двигателя. Поэтому стремятся
сделать так, чтобы в пределах одного размерного ряда любой
распылитель можно было установить в любом корпусе.
Исполнение форсунок, обозначаемое в СССР буквами рус-
ского алфавита от. А до И, определяет диаметр форсунки. Ее
установочная длина LyCT, определяемая длиной утопленной ча-
сти форсунки, может быть различной для нескольких моделей
одной форсунки в зависимости от условий компоновки в двига-
теле. В автотракторных двигателях обычно используют фор-
сунки исполнения А (5-по классификации фирмы Бош) с 1>р =
= 17 мм, 1цтах 1Д см3, DycT = 24; 25 мм. На рис. 170 пред-
ставлена малогабаритная бесштанговая форсунка DV-101D6
фирмы Бош, выполненная по нормам наименьшего класса. Она
имеет массу подвижных деталей, в 4 раза меньшую, чем у ана-
логичных бесштанговых форсунок типа A (S), размеры: d0 =
= 3,5 мм, Dp = 13 мм, DyCT = 16 мм.
Средний диаметр пружины Dnp зависит от размеров корпу-
са форсунки (распылителя) и диаметра проволоки dnp, который
равен 3,5^1 мм при dQ = 6 мм, 4-6 мм при d0 ~ 6 4- 10 мм,
6-8 мм при Jo = 1O4-14mm; Z>np = (2,5 -- 3,5) dnp. Жесткость
пружины с = 100 4- 400 Н/мм. Поверочный расчет пружины
проводят на максимальное напряжение и сопротивление уста-
лости по известным соотношениям. Для пружинных сталей
340 МПа, т0^ 530 МПа, запас прочности пх= 1,2 4-1,8.
Максимальное усилие нагружения пружины
^шах — Рфо^(4 ^1)/4 + РцЯ^1/4 + Смитах "Ь А^дин),
где Дхдин-дополнительное динамическое перемещение нижне-
го торца пружины, определяемое из баланса энергии при ударе.
Исходя из заданной жесткости пружины, определяют число
рабочих витков
ip = GJnp/(8cDnp),
179
где G- модуль сдвига материала пружины, 6^(8 —8,3)104
МПа.
Расчет пружины завершают проверкой на резонанс. Соб-
ственная круговая частота колебаний пружины
о>р = л ]/с/тПр = [//np/Up^2np)] |/ С/(2р),
где тпр-масса пружины.
Значение сор должно не менее чем в 10 раз превышать со.
Кроме того, производят поверочные расчеты на смятие поса-
дочного конуса распылителя. Удельное давление на поверхно-
сти контакта ^кон = Рфо (^о ~ — <й) составляет обычно
100-150 МПа.
Штангу проверяют на напряжение сжатия осж и запас
устойчивости пэ по формуле Эйлера от нагрузки ZmTmax:
^шт max = Рфо (<*о ~ я/4 + схи тах;
ПСж ” 4ZmT щах/ (^шт) »
иэ = Л3£б/шт / (64ZmT тах4пт) *
Как правило, п3 = 2,5 4- 6.
На смятие проверяют хвостовик иглы, соприкасающийся
с торцом штанги. Если сопряжение выполнено радиусами т\ и
г2, то напряжение смятия стсм = 0,388 |/zUITmaxE2(l/r1 — lAz)2-
Для топливных систем быстроходных дизелей сгсм <
< 2000 МПа, тихоходных псм < 1000 МПа.
Сведения о материалах и технологии производства форсу-
нок. Для изготовления деталей форсунок требуются мате-
риалы, обладающие сопротивлением удару, износостойкостью,
прочностью и жаропрочностью, высокой твердостью и анти-
коррозионной стойкостью, хорошей обрабатываемостью.
Целые распылители изготовляют из стали 18Х2Н4МА или
инструментальной стали ХВГ. Для отдельных сопловых нако-
нечников применяют шарикоподшипниковую сталь ШХ15 или
быстрорежущую Р18. Гайку распылителя выполняют из стали
45 или легированных сталей, иглу-из ШХ15, ХВГ и Р18./Твер-
дость деталей из трех последних сталей доводится до HRC
60-65/Корпус форсунки выполняют литьем по выплавляемым
моделям или штамповкой. Материалом служат стали 45,
12ХНЗА и др. Вторая сталь требует цементации на глубину
1,1-1,6 мм по торцу.
Пружину форсунки, воспринимающую большие динамиче-
ские нагрузки, изготовляют из шлифованной полированной
проволоки (сталь 50ХФА или 60С2А), [закаливают до твердости
HRC 42-47, для повышения сопростивления усталости подвер-
гают дробеструйной обработке и азотированию на глубину
0,15-0,3 мм. Для уменьшения усадки пружин применяют пере-
распределение напряжений по сечению витков-заневоливание.
При этом пружину обжимают в рабочем направлении до по-
явления пластических деформаций в поверхностном слое.
Торцы пружин сошлифовываются до прилегания к плоскости
на участке 0,75 длины окружности/Неравномерность витков
допускается не более 0,2 мм, непараллельность двух торцов —
менее 0,1 mmjC учетом высоких нагрузок на штангу ее изгото-
180
Распылители контроли-
руют на герметичность за-
пирающих конусов, гидро-
плотность и подвижность
цилиндрического сопря-
жения, состояние распы-
ливающих отверстий, ка-
чество распиливания, на-
правление топливных
струй.
Рис. 171. Рабочие чертежи
деталей форсунки форсиро-
ванного среднеоборотного
дизеля:
а-распылитель; б-игла фор-
сунки
выход отверстия диаметром ЗН12 в карман распылителя; пере-
понки и заусенцы не допускаются.
Широко используют селективную сборку распылителя
и иглы. При этом детали топливных систем крупных дизелей
обычно подвергают притирке по цилиндрической поверхности
с использованием полировальной пасты в каждой размерной
группе. В любом случае добиваются такой подвижности иглы,
чтобы она, будучи вынутой на 1/3 длины при наклоне под
углом 45° к горизонтали, опускалась в распылителе под дей-
ствием веса. Между операциями соединения сопряженных дета-
лей обязательны тщательная промывка, продувка сжатым воз-
духом, смазывание дизельным топливом.
Испытание распылителей на герметичность ведут на стенде
с аккумулятором топлива. При повышении давления, меньшего
на 1-2 МПа давления начала впрыскивания, в течение 10-15 с
не допускается появление на носике распылителя капли или его
потения. В противном случае применяют последовательно про-
мывку, притирку по конусам, замену иглы, повторное шлифо-
вание распылителя по конусу.
Для оценки гидроплотности пружины затягивают в 1,5-2
раза больше нормы, создавая давление в аккумуляторе ручным
плунжерным насосом, отключаемым после этого от аккумуля-
тора краном. Для многоструйных распылителей давление в си-
стеме с 35 до 30 МПа должно уменьшиться не быстрее чем за
15 с; для одноструйных-с 20 до 18 МПа не быстрее чем за 5 с.
Для контроля состояния стенда производят его опрессовку - па-
дение давления с 30 до 25 МПа должно происходить не бы-
стрее чем за 3 мин. Испытания ведут, используя смесь вяз-
костью 10-11 мПа-с; перед опрессовкой распылителя произво-
дят одно контрольное впрыскивание.
Расходные характеристики распыливающих отверстий
в первую очередь определяют гидравлическое единообразие
форсунок. Для контроля этого показателя форсунки подвер-
гают статической проливке заданным количеством топлива
и определяют необходимое для этого время. Используют так-
же измерение мгновенного расхода воздуха, обеспечиваемого
форсункой при статической продувке. Допускаемое отклонение
от номинального значения ограничивают ± 10%. Применяют
также сортировку по группам, каждую топливную систему
укомплектовывают в этом случае из одной группы. Охла-
ждаемые форсунки проверяют, кроме того, на герметичность
полости охлаждения. В ряде случаев распылители могут под-
вергаться выборочному контролю на точность соблюдения на-
правления топливных струй и равномерность или заданное со-
отношение топлива, подаваемого через отверстия. Для этого
впрыскивание осуществляют соответственно в секциониро-
ванный сборник и прозрачную градуированную полусферу.
Далее производят регулировку давления начала впрыскива-
ния (± 4%), одновременно контролируя качество впрыскивания.
Оно должно быть с четким началом и концом и сопровождать-
ся характерным резким дробящим звуком-«скрипом». Не до-
пускается появление отдельных капель или струек, заметных
сгущений, а также подтекание. В заключение форсунку обкаты-
вают, осматривают, клеймят, заполняют защитной смесью, от-
верстия закрывают заглушками.
183
§ 7. Топливные системы
специальных схем и конструкций
Топливные системы непосредственного впрыскивания
с жестким приводом обладают рядом характерных недостат-
ков: сильная зависимость давления впрыскивания от частоты
вращения вала; трудности управления законом подачи, углом
опережения впрыскивания и т.д. Поэтому, несмотря на их до-
минирующее положение в структуре топливных систем дизе-
лей, они не могут рассматриваться как единственно возможные
и перспективные. Рассмотрим некоторые топливные системы
других типов (см. рис. 111). Характерно, что они обеспечивают
стабильность давления впрыскивания независимо от скорост-
ного режима двигателя.
Системы непосредственного впрыскивания с газовым приво-
дом. Они применялись фирмами Зульцер, Доксфорд, Крупп,
Бурмайстер и Вайн для судовых дизелей. Использование для
нагнетания топлива давления газов в конце сжатия позволяет
избавиться от высоконагруженного механического привода
и таким образом увеличить рвтах и снизить тв. Малая надеж-
Рис. 172. ТНВД с пру-
жинным приводом фирмы
Ганс Эндрессик
184
2
Рис. 173. Схема топлив-
ной системы «Марк-1»
фирмы Брайс
ность элементов пневмоцилиндра, а также потеря индикатор-
ной мощности и нестабильность по циклам фаз топливоподачи
обусловили замену этих систем другими.
Системы непосредственного впрыскивания с пружинным
приводом. Эти системы применяют в отечественных СПДК
и на судовых дизелях фирмы Ганс Эндрессик. При вращении
приводного вала 7 (рис. 172) происходит сжатие рабочей пру-
жины 1 и заполнение надплунжерного пространства через
обратный впускной клапан 5 в плунжере 6. В положении, пока-
занном на рис. 172, рычаг освобождается, и начинается нагне-
тание топлива. Регулирование цикловой подачи осуществляется
изменением полного хода плунжера путем изменения положе-
ния толкателя 2 при осевом перемещении валика 4 с клином 3.
Системы обладают достаточной надежностью. ТНВД этого ти-
па обеспечивают постоянство давлений впрыскивания на раз-
личных скоростных режимах и нечувствительны к закону (в
других конструкциях-и к направлению) вращения приводного
вала. К недостаткам систем относят ограничения по частоте
циклов, запаздывание впрыскивания при ее увеличении, шум-
ность работы, отсутствие отсечки. Кроме того, наблюдается
уменьшение усилия на плунжер по мере его движения при на-
гнетании (в системах с газовым приводом-наоборот). Это при-
водит к увеличению жесткости процесса сгорания.
Системы непосредственного впрыскивания с пневмогидравли-
ческим приводом. Эти системы реализованы в топливной аппа-
ратуре с насос-форсунками «Марк-1» фирмы Брайс (рис. 173).
185
Гидропривод характеризуется высоким быстродействием, удоб-
ством дистанционного управления, компонуемостью, большим
силовым воздействием. Система с насос-форсунками «Марк-1»
обеспечила на дизеле с п = 1500 об/мин, ре = 2,1 МПа, £ = 8,2
хорошую экономичность на всех режимах работы при
pz 9 МПа. Работает система следующим образом. Топливо по-
сле сервонасоса 5 и редукционного клапана 4 под давлением
7 МПа поступает во впускную полость 10 насос-форсунки и
в распределитель 3. Перед впрыскиванием в линии управления
6 давление близко к атмосферному, поэтому сервоплунжер 7
и золотник 9 находятся в левом положении. При этом топливо
из полости 10 через впускной клапан 11 заполняет полость на-
гнетания под плунжером 13. Вытесняемое сервопоршнем 14
топливо через полость 8 направляется на слив. Впрыскивание
начинается при подаче распределителем 3 к сервоплунжеру
7 топлива под давлением 7 МПа: он сдвигает вправо золотник
9, и полость под сервопоршнем 14 соединяется с полостью 10.
Происходят нагнетание и впрыскивание. Игла распылителя
имеет систему гидрозапирания с помощью сервопоршня иглы
12, полость которого соединена с полостью 10. Пневмогидра-
влический аккумулятор 2 вблизи форсунки обеспечивает ста-
бильность рабочего давления во время впрыскивания. Регули-
рование цикловой подачи осуществляется изменением давления
слива дросселем 1. При этом меняется соотношение сил, дей-
ствующих на золотник 9. Следует учитывать, что управляющее
давление к сервоплунжеру 7 подается не мгновенно, а постепен-
Рис. 174. Аккумулирую-
щая форсунка
186
Рис. 175. ТНВД с аккуму-
лирующим плунжером
но благодаря жиклеру 15. Регулирование опережения впрыски-
вания осуществляется в приводе распределителя 3.
В системе отсутствуют высоконагруженные и интенсивно
изнашивающиеся элементы. Технологические требования ко
всем сопрягаемым поверхностям значительно ниже, чем у пре-
цизионных пар традиционных систем. Система обеспечивает
высокие стабильность и давление впрыскивания и их малую за-
висимость от режимов работы. Важнейшими недостатками си-
стемы являются ее сложность и относительно высокая стои-
мость.
Топливные системы с аккумуляторами малого объема.
В этих системах впрыскивание поизводится с использованием
энергии, запасенной для одного рабочего цикла. Обычно акку-
мулирование топлива производится в форсунке или ТНВД.
В первом случае нагнетаемое топливо подается в штуцер
3 (рис. 174) и поступает к верхнему торцу иглы, обеспечивая ее
надежное запирание, а также в карман распылителя и через
обратный клапан 2 в аккумулятор 1. После отсечки насоса игла
поднимается, преодолевая лишь усилие пружины, происходит
впрыскивание. Форсунка может работать от ТНВД с кулачком,
обеспечивающим меньшие механические нагрузки, и без нагне-
тательного клапана. Устраняется опасность подвпрыскивания.
К недостаткам аккумулирующей форсунки относят вялое окон-
чание впрыскивания и его плохое качество при малых цик-
ловых подачах.
В СПГГ фирмы Сигма используют топливную систему
фирмы Брайс с аккумулированием топлива в насосе (рис. 175).
При опускании нижнего плунжера 6 топливо от штуцера 8 че-
рез впускной клапан подается в межплунжерную полость 4.
При его подъеме поднимается также впрыскивающий плунжер
5, сжимая воздух в аккумуляторе с обратным воздушным кла-
паном 2. Впрыскивание производится при соединении полости
4 с каналом 1, соединенным с нагнетательным клапаном с по-
мощью проточки 5 на плунжере 6. Регулирование подачи
ТНВД осуществляют рычагом 7, ограничивающим ход нижне-
го плунжера.
По оценкам фирмы, насос имеет ресурс 10- 20 тыс. ч. По-
дача не зависит от закона движения взводящего плунжера, что
и позволило применить систему для СПГГ. Созданы модерни-
зированные конструкции подобного рода, обеспечивающие
двухразовое впрыскивание, получение отсечки при использова-
нии золотникового регулирования впрыскивающим плунжером
и т.д. Однако наличие в таких ТНВД деталей, не имеющих ме-
ханического привода, приводит к ограничению по быстродей-
ствию, возникновению ударов и шума и необходимости их
демпфирования. Наличие большого числа точных и прецизион-
ных деталей увеличивает стоимость их производства, а введе-
ние усовершенствований усложняет конструкцию.
Системы с аккумуляторами малого объема конструктивно
наиболее просты и надежны, но им присущ ряд недостатков,
ограничивающих их применение.
Системы с аккумуляторами большого объема. Эти системы
в настоящее время считают основной альтернативой системы
с жестким приводом. Они состоят из ТНВД, нагнетающего
топливо под давлением 40-80 МПа в аккумулятор большого
187
Рис. 176. Схема дозирую-
щего устройства аккумуля-
торной системы
Системы с электронным
управлением позволяют
оптимальным для режима
двигателя образом упра-
влять давлением, продол-
жительностью, фазами
и законом подачи топлива.
объема, устройств управления и форсунок. Большинство совре-
менных серийно выпускаемых систем этого типа имеют один
агрегат управления (распределитель) и форсунки обычного ти-
па. При этом ТНВД, аккумулятор и распределитель могут
быть скомпонованы вместе или раздельно. В судовой топлив-
ной системе фирмы Купер-Бессемер две секции насоса снаб-
жают аккумулятор топливом под давлением 53 МПа, поддер-
живаемым дросселированием на всасывании. Регулирование
цикловой подачи осуществляют изменением времени открытия
пластинчатых клапанов 3 путем поворота эксцентрикового ва-
ла 1 (рис. 176). Четкая отсечка обеспечивается через канавку
2 при посадке штока. Продолжительность впрыскивания <рв <
15°. Система допускает отключение подачи в каждый из
цилиндров.
Аналогичные системы обеспечивают качественное впрыски-
вание топлива в дизелях различной быстроходности и назначе-
ния мощностью от 50 до 6800 кВт. Особенно широко они при-
менялись для судовых дизелей. Действительно, вследствие
высокой сложности, металлоемкости и громоздкости их ис-
пользование наиболее оправдано для судовых установок.
В ранних конструкциях аккумуляторных систем дозирова-
ние топлива осуществлялось механически управляемой от
кулачкового вала иглой форсунки. В этом случае есть воз-
можность управления законом подачи, нет необходимости
в установке распределителя, устраняются подвпрыскивания
и т.п. Сложная связь с регулятором, большая металлоемкость
и инерционность привода иглы определили прекращение про-
изводства этих систем. Однако та же идея управления подачей
топлива интенсивно развивается сейчас на новом техническом
уровне-в аккумуляторных системах с электроуправляемыми
форсунками.
Аккумуляторные системы с электроуправляемыми форсун-
ками. Решающим фактором, определившим создание таких си-
стем, является возможность управления параметрами топливо-
подачи в широких пределах и обеспечения вследствие этого
наилучших показателей дизеля. Современные электронные
схемы позволяют обеспечивать оптимальные для данного дви-
гателя давление, продолжительность, фазы и закон подачи
топлива. При этом анализируются частота вращения, нагрузка,
тепловое состояние двигателя, параметры наддува или атмос-
ферного воздуха, характер переходного процесса, ограничения
по дымности, максимальному давлению сгорания и т.д. Ана-
лиз и управление ведутся специализированным микропроцессо-
ром. Создание подобных управляющих блоков на современной
элементной базе не сопряжено с преодолением больших техни-
ческих трудностей, а их стоимость невелика по сравнению с по-
лучаемым экономическим эффектом. Появление систем с элек-
троуправлением, имеющих широкие возможности, обусловило
пересмотр требований, предъявляемых к перспективной топли-
воподающей аппаратуре.
Основная трудность широкого внедрения таких систем за-
ключается в создании исполнительных органов с высокими
энергетическими и частотными показателями. Эти показатели
значительно выше, чем в системах для впрыскивания бензина
автомобильных двигателей, вследствие высокого давления
топлива и быстроты процесса. Магнитные материалы имеют
188
Рис. 177. Электрогидра-
влическая насос-форсунка
ограничения по насыщению, а форсунки-по габаритам. По
этим причинам возможности схем прямого электромагнитного
управления иглой форсунки очень ограничены. Среди них на-
илучшие результаты достигнуты в системах с двумя взаимо-
действующими электромагнитами: неподвижным и под-
вижным, находящимся на игле форсунки. Однако и в этом
случае необходимо уменьшать площадь запирающего конуса.
Существуют также трудности обеспечения надежного подвиж-
ного электрического соединения и т.д.
При уменьшении усилия электромагнита обеспечивается
снижение электрической и механической инерции, величины
и разброса времени срабатывания. Это обусловило создание
форсунок с электромагнитом управления и гидроусилительным
приводом.
На рис. 177 представлена электрогидравлическая насос-фор-
сунка. Три ее размерных варианта могут обеспечивать цикло-
вую подачу от 300 до 2400 мм3 на двигателях с
< 300 кВт, п 3000 об/мин. Продолжительность впрыскивания
на номинальном режиме составляет 1,38 мс (срв = 12,5°), давле-
ние (в зависимости от режима) 60-120 МПа.
К насос-форсунке присоединены две напорные магистрали
и одна сливная. В канал 7 подается топливо для привода плун-
жера, его давление изменяется от 10 до 20 МПа. Поскольку
площадь плунжера 12 сервоклапана несколько больше площа-
ди самого сервоклапана 10, то под действием давления топ-
лива, поступающего по каналу Ис дросселирующим сечением
8, элементы 10 и 12 к началу впрыскивания приходят в верхнее
положение. При этом канал 11 разобщается с каналом 7. Топ-
ливо для подачи в цилиндры проходит через дозирующий кла-
пан, распределитель и под давлением 1,4 МПа поступает в по-
лость 1, Под его действием плунжер 3 и сервопоршень
4 поднимаются, а топливо из полости 6 перепускается через
выточку сервоклапана 10 в сливную магистраль 9. На рис. 177
насос-форсунка показана в момент «ожидания» впрыскивания.
При срабатывании электромагнита давление в осевом канале
падает. Сервоклапан 10 опускается, топливо из канала 7 посту-
пает через паз 5 к торцу сервопоршня 4, происходит впрыски-
вание. Форма и размеры паза 5 определяют закон и продолжи-
тельность подачи. Ее резкое окончание обеспечивает опускание
плунжера 3, при этом прекращается поступление топлива
в карман распылителя, но оно вновь поступает в надыголоч-
ную полость через осевой и радиальный каналы в плунжере 3
и канал 2.
По сравнению с аналогичными схемами рассмотренная схе-
ма сложна, имеет две напорные магистрали с соответствующи-
ми агрегатами. Электроуправление подачей заключается толь-
ко в изменении начала впрыскивания.
На рис. 178 представлена форсунка с электрогидроуправле-
нием, в которой для управления и впрыскивания используется
одна напорная топливная магистраль. Работает форсунка сле-
дующим образом. Топливо под давлением 50 МПа из канала
3 поступает в карман распылителя через канал 1, а также через
проточки в стержне 8 и зазор 0,04 мм у его торца в полость 6.
далее мимо штанги 2 к верхнему торцу иглы, в результате чего
обеспечивается ее запирание. При поступлении на электромаг-
189
нит 12 управляющего импульса поднимаются якорь 11с клапа-
ном 9. При этом полость 6 и надыголочное пространство от-
соединяются от напорной магистрали и соединяются
с дренажным каналом 10, происходит впрыскивание. После
прохождения управляющего импульса тока клапан 9 быстро
опускается под действием давления топлива на площадку 7.
Под действием гидравлического и пружинного запирания игла
также быстро опускается, происходит резкое окончание впрыс-
кивания. Клапан 5 в полости 4 препятствует подпрыгиванию
иглы после посадки и демпфирует удар при подъеме.
Системы с форсунками, близкими по принципу работы
к рассмотренной, получают широкое распространение: они на-
иболее просты и эффективны. В настоящее время масса клапа-
на в них доведена до 4 г (и менее), время срабатывания упра-
вляющей гидросистемы-менее 0,1 мс. Ускорение срабатывания
достигается в результате формы управляющего импульса: его
фронт имеет повышенное напряжение, а основное время им-
пульса, соответствующее лишь поддержанию клапана в опреде-
ленном положении,-пониженное.
Такие топливные системы используются для двигателей
с частотой вращения коленчатого вала до 2900 об/мин как ав-
тотракторных, так и судовых двухтактных с крейцкопфом. По-
чти все системы обеспечивают параметры топливоподачи на
номинальном режиме не хуже, чем исходные системы с жест-
ким приводом, причем на частичных режимах параметры зна-
чительно лучше (меньше продолжительность и выше давления
впрыскивания, более резкое начало и конец подачи и т.д.). Си-
стемы с электроуправляемыми форсунками обеспечивают вы-
сокие технико-экономические показатели дизеля путем оптими-
зации процесса топливоподачи на каждом из его режимов. Они
являются также эффективным средством доводки новых двига-
телей и могут быть с успехом использованы в научных иссле-
дованиях. Широкому внедрению этих систем препятствуют
имеющиеся конструктивные и технологические трудности, не-
достаточная надежность, а также отсутствие опыта производ-
ства. Между тем все они могут рассматриваться как вре-
менные.
Системам с электрическим управлением присущи и общие
недостатки аккумуляторных систем большого объема: слож-
ность, высокая стоимость, большое число полостей и арма-
туры, находящихся под высоким давлением, и др.
Ступенчатая и двухразовая подачи могут быть осущест-
влены системами непосредственного впрыскивания. При сту-
пенчатой подаче лучше организуется сгорание: вследствие
ограничения впрыскивания топлива за период индукции при
ступенчатом законе подачи уменьшаются жесткость и макси-
мальное давление сгорания, а следовательно, снижаются эмис-
сия NOX, уровень шума, повышается надежность дизеля. При
подаче небольшой порции топлива при сжатии или на впуске
(двухразовая подача) в результате предпламенных окисли-
тельных процессов создаются активные центры цепной реак-
ции, являющиеся инициаторами воспламенения основной дозы
топлива. При этом достигается тот же положительный эффект
и снижается расход топлива. Оптимальная доза предваритель7
ной подачи-около 12-20%.
Рис. 178. Форсунка с элек-
трогидроуправлением
190
Отработавшие газы
Рис. 179. Система для
двухразового впрыскива-
ния топлива:
1-ТНВД; 2-впускной тру-
бопровод; 3 выпускной тру-
бопровод ; 4 - испаритель;
5-форсунка
Реализуют ступенчатое и двухразовое впрыскивание с по-
мощью специальных кулачков, плунжерных пар, нагнета-
тельных клапанов, форсунок. Для двухразового впрыскивания
используют также введение топлива во впускной трубопровод
с помощью форсунок, карбюратора, испарителя (рис. 179). Для
этого можно применять не только легкое дизельное топливо.
Тем не менее широкого распространения двухразовое впрыски-
вание не получило вследствие усложнения топливной системы,
потерь топлива при продувке и др.
§ 8. Расчет процесса топливоподачи
В этом параграфе рассмотрены методы расчета рабочего
процесса топливных систем на примере наиболее распростра-
ненных систем непосредственного впрыскивания. Применение
описанных методов для расчета процессов в других системах
связано с изменением формы или числа используемых уравне-
ний и обычно не вызывает принципиальных трудностей.
Процесс подачи топлива определяется характеристиками
трех укрупненных элементов топливной системы: ТНВД, тру-
бопровода и форсунки. В процессе работы системы изменяются
скорость движения плунжера, площадь дросселирующих сече-
ний, рабочие объемы, физические свойства топлива, а также
возникают различные явления (см. § 4) и т.п. Очевидно, что
в таких условиях расчет подачи топлива по соотношениям (19),
(20) не может обеспечить получение удовлетворительных ре-
зультатов.
Статический метод расчета
Наиболее удобно изменение параметров впрыскивания
можно представить, если проанализировать установившееся
движение топлива, вследствие чего нашел применение так на-
зываемый статический метод расчета. Важнейшими допущения-
ми, положенными в основу этого метода, являются мгновенное
распространение волны давления по объему системы, безынер-
ционность столба топлива и движущихся деталей. Таким обра-
зом, нестационарный процесс топливоподачи моделируют как
191
квазистационарный. Это существенно упрощает исходные урав-
нения и процедуру их решения. Процесс условно разбивают на
несколько характерных этапов, для каждого из них последова-
тельно решают уравнение баланса массы топлива. Вследствие
малого изменения плотности топлива это уравнение обычно
заменяют уравнением баланса объема топлива.
Представим уравнение баланса в обобщенной для всех эта-
пов подачи форме. При этом для конкретного случая оно тем
или иным образом упрощается, некоторые входящие в него
члены не могут одновременно входить в частное уравнение. Из
баланса объема следует, что количество топлива, поступившее
за цикл, может расходоваться во впускную и отсечную поло-
сти, на сжатие топлива, утечки, увеличение объема кармана
форсунки при подъеме иглы и впрыскивание в цилиндр. От-
сасывающий поясок клапана обеспечивает недостаток топлива
в системе трубопровод - форсунка (см. расчетную схему на
рис. 180):
Уплспл^ “/р.П^КЛ = Цвп/вП ]/2 (Рн ” Рвп)/Рт dt +
+ Цост/ост ]/2 (Рн ” Рост)/Рт + £ Pi^i^P +
i= 1
2
4- Qyjdt +fndxn 4- Qfydt. (46)
Интегрируют уравнения (46) в конечных разностях с за-
данным шагом по времени Дг. Для различных этапов процесса
в уравнении могут отсутствовать те или иные члены. Их нали-
чие определяется текущим положением плунжера, перекрываю-
щего впускные и отсечные окна, достижением давлений, со-
ответствующих открытию клапана и иглы, их подъемом и т.д.
Скорость плунжера сПл определяют . по известной частоте
вращения ик и профилю кулачка dh^/dy.
Спл = (<^Пл /^ф) |>ик /30 - d (Дф) /dt],
где йпл-ход плунжера; Дф-крутильная деформация деталей
привода ТНВД.
Для вала
Дф = MKp//(GJ),
где G и J- модуль упругости второго рода и полярный момент
инерции.
Величина подъема клапана /1кл может быть определена из
соотношения
Аркл.от/р.п + Скл (^кл ^р) = Дркл/р.п)
где Дркл и Дркл.от- перепады давления на нагнетательном кла-
пане соответственно действительный и соответствующий его
открытию; скл-жесткость пружины клапана; /р,п и
йр-соответственно площадь разгружающего пояска и разгру-
жающий ход клапана.
Для определения ДркЛ необходимо воспользоваться его ги-
дравлической характеристикой, которая аналогична характери-
I
Статический расчет то-
пливоподачи проводят по
уравнению объемного ба-
ланса, записанного в той
или иной форме. Для ка-
ждого момента времени
в итерационном процессе
определяют давление
топлива, для чего исполь-
зуют гидравлические ха-
рактеристики клапана
и форсунки.
192
стике клапанной форсунки (39) и отличается от нее лишь тем,
что истечение начинается при йкл — йр. Для этого определим
расход топлива через клапан. Из уравнения (46) имеем
2кл =/пЛСПЛ “ М-Вп/вП ]/2 (Рн — Рвп)/Рт ~
Ротс/отс (Рн ~ Ротс)/Рт ~~ бут.пл dp/dt.
При вычислении третьего и четвертого членов уравнения
(46) полагают известными рвп, Ротс, а под цвп и Цотс для уточне-
ния гидродинамики процесса понимают не коэффициент расхо-
да окон, а коэффициент расхода системы соединительный ка-
нал плунжера-окно. В этом случае суммарное эффективное
сечение р,f должно определяться по формуле, аналогичной вы-
ражению (45).
Для вычисления пятого члена уравнения (46) следует разде-
лить всю линию высокого давления на участки с приблизитель-
но равными давлениями. Если же считать при имеющемся раз-
личии в р коэффициент сжимаемости const, то можно
п
упростить один из членов выражения (46): £ Р/И^р^рИ^р.
i = i
Утечки в прецизионных соединениях могут быть опреде-
лены по соотношениям (26), (27). Следует иметь в виду, что для
распылителя бут~0, если игла находится на упоре. Это объяс-
няется герметизацией торца иглы об упор. Напротив, утечки
через плунжерную пару возникают только при ходе нагнетания
и обусловлены перетечками как вдоль тела плунжера, так
и вдоль золотниковой части.
Значения последних двух членов уравнения (46) вычисляют,
используя гидравлическую характеристику форсунки, и уточ-
няют в итерационном процессе по мере уточнения давления
впрыскивания. При этом, если нагнетательные трубопроводы
имеют большую длину, можно учесть неравенство давлений
в насосе и форсунке вследствие гидравлических потерь на тре-
ние в трубопроводе:
Рн — Рф = ^Ьтрртйтр/ (2dTp),
где ^-коэффициент гидравлического сопротивления трения;
йтр-средняя скорость топлива в трубопроводе.
Для ламинарного течения в трубопроводе (Re = мТр^тр/¥т
*£ 2300)
X = 64/Re. (47)
Для турбулентного течения (Re < 105) используют формулу
Блазиуса
X = O,316/Re0’25. (48)
Можно учесть также расширение топлива от нагревания
в период между впрыскиваниями. В этом случае для нагнета-
тельной магистрали и объема под запирающим конусом рас-
пылителя можно записать соответственно
i=i
193
aVcdT= &Vcdp 4- Qcdt,
где 2уТ.ф- утечки в распылителе форсунки.
to
При этом f Qcdt за период между впрыскиваниями t0 отра-
о
жает объем подтекающего топлива, способствующего закок-
совыванию наружных поверхностей распылителя.
При решении уравнения (46) его часто упрощают, принимая,
что гидравлически управляемые органы (клапан, игла форсун-
ки) не дросселируют поток и открываются и закрываются
мгновенно. Это значительно ускоряет процедуру расчета. Кро-
ме того, не учитывают гидравлические потери трения, утечки,
температурное расширение топлива.
Применение статического метода расчета топливоподачи
ограничено существенностью неучитываемых в нем динамиче-
ских эффектов. Степень искажения процесса волновыми явле-
ниями можно характеризовать безразмерным критерием к:
k = Lj-p / (дтв),
где а-скорость звука в топливе.
При к = 1 время пробегания волны давления по трубопро-
воду равно продолжительности подачи. Удовлетворительные
результаты при использовании этого метода получаются, если
к < 0,1. Следовательно, он применим для систем малообо-
ротных и среднеоборотных двигателей с короткими трубопро-
водами, особенно-для насос-форсунок.
Критериальный метод расчета
Необходимыми и достаточными условиями подобия про-
цессов течения жидкости является тождественность дифферен-
циальных уравнений, описывающих их, и краевых условий,
а также наличие геометрического подобия проточных частей.
Используя эти уравнения или методом экспертных оценок
можно получить функциональную зависимость для скорости
впрыскивания топлива
ис =/[/пЛ> спл> Рс/с? Рт? ^р? Р? Рф — Рц?***]?
(49)
где ти—масса иглы.
Аналогичные зависимости можно записать для давления
впрыскивания, подъема иглы и т.д. Зависимость (49) можно
представить в безразмерной форме, используя метод анализа
размерностей. Размерности величин, входящих в уравнение,
имеют три первичные величины: [м], [кг], [с]. Введем для них
новые единицы измерения, в t, I и т раз отличающиеся от пре-
жних. Новую систему единиц выбирают так, чтобы три незави-
симых переменных имели значения, равные единице, т. е.
fnjJ2 = Ij t ]//пЛ Ат1Л = 1 > тирт/пл5 = 1- Тогда I = 1/]//пл 5
^м/|//пЛ’ tn = 1/(РТ/пл)? МсАт1Л “/[1? Рс/с/Упл> Ши/(Рт/пЛ )’
^р/|//плJ Ррт^пл; (Рф — Рц)/(Ртспл)---]-
194
I
•
Статический метод рас-
чета топливоподачи по-
зволяет учитывать сжи-
маемость топлива, подат-
ливость трубопровода
и привода, утечки, гидра-
влические потери, измене-
ние объемов полостей
и площадей дросселирую-
щих сечений.
Системы подобны при равенстве полученных критериев:
= Нс/с f пл = idem; Л
I
Значение критериально-
го метода заключается
в возможности проведе-
ния быстрых оценок пара-
метров топливоподающей
аппаратуры.
Кр = (РФ - Рц)/(ртспл) = idem. J
Не учитывая влияние ряда факторов на процесс топливопо-
дачи, можно получить конечное число критериев подобия.
Установлено, что наибольшее влияние на подобие процесса,то-
пливо подачи отзывает критерий N = 1/(Кс\/кр) —
Е/пл^пл/(Ис/с)1 Рт/(Рф Рц)*
Этот критерий отражает относительную интенсивность по-
дачи. Оптимальные значения его находятся в пределах 1,5-2,1.
В этом случае обеспечивается качественное впрыскивание, от-
сутствуют дробное впрыскивание и подвпрыскивание.
Динамический метод расчета
В настоящее время в конструкторской и исследовательской
практике гидродинамический или динамический метод расчета
широко используют для расчета рабочих процессов в то-
пливных системах.
Критериальный метод не позволяет учитывать физическую
сторону протекающих процессов, а лишь дает возможность
определить некоторые интегральные оценки параметров топли-
воподачи. Статический метод расчета в результате принятых
допущений не позволяет воспроизводить сложные волновые
процессы, точно определять остаточное давление, появление
разрывов сплошности, подвпрыскиваний и т. д. Кроме того, ре-
ализация статического расчета с описанными уточнениями уже
не отличается существенной простотой по сравнению с дина-
мическим расчетом.
Динамический метод расчета позволяет учесть конечную
скорость распространения возмущения в объеме топлива, т.е.
его инерционность, а также инерционность движущихся дета-
лей.
Уравнения, описывающие движение топлива в нагнетатель-
ном трубопроводе. Теченйе топлива в нагнетательном трубо-
проводе описывается уравнениями движения и неразрывности
для одномерного нестационарного потока сжимаемой вязкой
жидкости
du/dt + (1/р) Sp/дх + ku = 0; 1
dp/dt + д(ри)/дх = 0. J ( '
Третий член уравнения движения является результатом за-
мены членов уравнения Навье-Стокса, учитывающих вязкость,
некоторым фиктивным фактором потерь на трение
k — XuTp/(4dTp), (51)
Для упрощения решения величину к считают не зависящей
от времени и оценивают по соотношениям для стационарного
течения, например, (47) и (48).
195
Учитывая, что скорость движения топлива значительно
меньше скорости звука (и «а), и изменение плотности топлива
мало, пренебрегаем членами udu/dx и udp/dx. Тогда система
(50) принимает вид
du/dt + (l/p)dp/dx + ки = 0;
dp/dt + pdu/dx ~ 0.
(52)
Вводя согласно определению ск< рость звука а2 = dp/dp
в уравнение неразрывности системы (52), дифференцируя его по
координате и вычитая из уравнения движения, продифференци-
рованного по времени, получаем
d2u/d2x — (l/a2)52u/dt2 — (к/a2) du/dt — 0.
(53)
Уравнение (53) относится к классу уравнений математиче-
ской физики. При к / 0 оно называется телеграфным, так как
учитывает диссипацию возмущения, распространяющегося по
линии, при к = 0 оно сводится к так называемому волновому
уравнению
d2u/dx2 = (\/a2)d2u/dt2. (54)
Уравнения (53), (54) можно решить различными способами,
однако в любом случае их необходимо дополнить краевыми
условиями. При постановке граничных условий учитывают ин-
тенсивность нагнетания топлива плунжером, утечки, перепуск
топлива, дросселирование в распыливающих отверстиях и т.п.,
т. е. особенности насоса и форсунки и их влияние на движение
топлива в нагнетательной магистрали.
Уравнения для постановки граничных условий со стороны на-
соса. При выводе этих уравнений, так же как и при выводе ана-
логичных уравнений для процесса у форсунки, принимают сле-
дующие допущения. Считают, что давление за нагнетательным
клапаном р^ равно давлению на входе в трубопровод (то же
у форсунки для рф). Мгновенные значения скорости в дроссели-
рующих сечениях определяют по формулам для стационарного
истечения. При этом не учитывают объем предсоплового кана-
ла, трение в направляющих клапана и иглы. В случае решения
уравнений численными .методами принимают, что на расчет-
ном шаге по времени клапан и игла двигаются равноускорен-
но. Влиянием теплообмена пренебрегают.
Расчетная схема представлена на рис. 180. Процесс описы-
вается уравнениями динамического равновесия клапана и со-
хранения массы (объема) топлива. Для более точного учета
происходящих процессов последнее записывают отдельно для
надплунжерной полости и полости клапана. В зависимости от
этапов процесса топливоподачи вид уравнений меняется. Запи-
шем их для наиболее общего случая, а частный вид их будем
получать, исключая для каждого этапа подачи те или иные
члены.
Сжатие топлива в надплунжерной полости определяется
движением плунжера, истечением через впускное, отсечное окна
и в полость нагнетательного клапана через щель сечением
Цщ/щ между разгрузочным пояском и корпусом клапана, а так-
196
I
Исходными уравнения-
ми динамического метода
расчета являются уравне-
ния движения и неразрыв-
ности одномерного неста-
ционарного потока сжи-
маемой жидкости в трубо-
проводе, а также уравне-
ния баланса топлива
и движения запирающих
элементов в ТНВД и фор-
сунке.
Рис. 180. Схема для рас-
чета топливной системы
же движением клапана и утечками. Согласно принятым обозна-
чениям (см. также рис. 180) первое уравнение сохранения будет
иметь вид
р dpn /dt = f плСПЛ ~ Нвп/ВП ]/2(Рн “ Рвп) Рт —
— НоСт/оСТ |/2(рн — Рост) Рт —
— Нщ/щ|/^(Рн — Рн)/Рт — fp.ndhKJl /dt — Qyr. (55)
Рис. 181. Зависимость ко-
эффициента расхода окон
втулки плунжера от их пе-
рекрытия плунжером и от
напора
Соответственно давление сжатия в полости объемом Иц
определяется поступающим через щель клапана топливом, дви-
жением клапана и истечением в трубопровод:
Р Уndpn /dt = Цщ/щ ]/2 (рн — рн) /рт + f p.ndhjm /dt — fTpUTp. (56)
Уравнение динамического равновесия клапана массой ткл .
с пружиной жесткостью скл
И1кл^2/1Кл/^2 + скл (^кл — ^р) + /р.пАркл.отк = /р.п (Рн — Рн)- (57)
Для вычисления Ун, спл, /вп, /ото бут используется закон
подъема толкателя кулачком hnjl = /(ф). Под цВп/вп и Цотс/отс
понимают также эффективные сечения с учетом дросселирова-
ния и в каналах плунжера, а под |ДЩ/Щ - и в межперьевых кана-
лах. В этом случае эквивалентные эффективные сечения опреде-
ляют аналогично выражению (45).
В первом приближении коэффициенты расходов могут быть
приняты постоянными, однако в действительности они изме-
няются в зависимости от площади сечений и Др (рис. 181). Во-
обще члены уравнений (55) и (56) должны быть записаны с уче-
том возможности обратного течения при рн < р/:
Ц|/1(Рн — Pi')/]/ptIPh ~ Pil/2. (58)
Сохраним для краткости их исходный вид, имея в виду, что
при рн < pi их разность берется по модулю, а знак меняется на
противоположный.
Уравнения для постановки граничных условий со стороны
форсунки. Границей нагнетательного трубопровода можно счи-
тать карман распылителя, если подводящие каналы имеют диа-
метр, равный диаметру трубопровода. Для форсунки можно за-
писать уравнение сохранения массы (объема) топлива. Его
баланс определяется поступлением из трубопровода, истече-
нием в цилиндр, изменением объема кармана при движении
иглы, сжимаемостью:
Р Уfydpfy /dt — /тр^тр Q ут Цр/р |/ 2 (рф — рц) / рт — /и<£хи / dt, (59)
а уравнение динамического равновесия иглы распылителя
m^d x^/dt2 + схи + Рфо/диф — Рф/диф “Ь (/и — /диф) Рв, (60)
где т% - приведенная масса иглы, штанги и пружины, т% =
= ти + тшт + тПр /3;/и и/диф-площади полной и дифферен-
197
циальной площадок иглы; и^р-скорость поступления топлива
из трубопровода у форсунки.
Эффективное сечение распылителя может быть представле-
но с учетом двух последовательных дросселирующих сечений,
т.е. 1/(цр/р) = и является функцией подъема
иглы хи. В отличие от гидравлической статической характери-
стики форсунки подъем иглы не может быть определен одно-
значно через 2ф, а должен быть найден для данного момента
времени при совместном решении всех уравнений, описываю-
щих процесс в топливной системе. Вместе с тем для уточнения
расчета необходимо контролировать изменение Цс в зависимо-
сти от режимов истечения, т. е. от значений Re и К. То же отно-
сится и к
Представление силы, действующей на конус иглы от давле-
ния топлива, в виде последнего члена уравнения (60) следует
считать приближенным. Для более точной ее оценки необходи-
мо решить задачу о течении вязкой жидкости в запирающих
конусах. При этом возможно как ламинарное, так и турбулент-
ное течение. Это существенно усложняет весь расчет, поэтому
ограничиваются представлением силы в форме уравнения (60)
или ей подобной. Приравнивая выражения для 2ф через распы-
ливающие отверстия и распылитель в целом, получаем соотно-
шение для давления в предсопловом канале рв‘ (Рв — Рц)/(Рф —
-Рц) = (Цр/р)2/(Мс/с)2.
Процесс у форсунки также делят на несколько характерных
этапов, для каждого из которых уравнение (59) может быть
упрощено, а уравнение (60) может отсутствовать (если игла на
седле или на упоре).
Методы интегрирования уравнений граничных условий. Ре-
шают уравнения, описывающие процесс топливоподачи, и,
в частности, интегрируют уравнения граничных условий чис-
ленными методами, применяя ЭВМ. При этом используют со-
бственные граничные условия (/гПл(ф)> Рвп(0> •••) и начальные ус-
ловия (рн(^ = 0), рост? •••)• Интегрировать можно различными
методами. Все уравнения граничных условий можно предста-
вить в виде dy(t)/dt=f(t).
При решении обыкновенных дифференциальных уравнений
численными методами в газогидродинамике широко исполь-
зуют эффективные методы: Рунге-Кутта, Адамса. Несмотря
на то, что эти методы обеспечивают высокую точность вычис-
ления относительно данного шага интегрирования, они при
равном времени счета обусловливают меньшую точность опре-
деления мгновенных и интегральных показателей топливопода-
чи, чем более простой метод Эйлера. Объяснение этому можно
дать, если представить решение в форме ряда Тейлора для
окрестности точки
y(t) = y(t{) + (t - Г/)Дг,)Д 1 + (t - (M/2! + (t - MV"(M/3’ + ...
Два члена правой части соответствуют аппроксимации Эй-
лера, три члена-усовершенствованному методу Эйлера-Коши,
пять-методу Рунге-Кутта и т.д. При расчете процессов впры-
скивания производные искомых функций имеют разрывы, обы-
чно на границах характерных этапов процесса. Чем выше поря-
198
i
При расчете полагают,
что поступившее в каждый
элемент топливной си-
стемы топливо при нали-
чии в нем остаточных
объемов расходуется
только на их ликвидацию,
а повышения давления
и увеличения перетечек
в последующий элемент
системы не происходит.
док точности метода, тем большее число производных может
вызывать значительные возмущения вычислительного процес-
са. Таким образом, рациональным является метод Эйлера,
в котором используется только производная первого порядка,
а для достижения заданной точности-более мелкий шаг. При
этом для периода течения через шель клапана целесообразно
еще в 3-5 раз уменьшить шаг относительно исходного, что свя-
зано с наибольшим числом членов, входящих в уравнения.
Наилучшие результаты при интегрировании уравнений гра-
ничных условий позволяет получить модифицированный метод
Эйлера с пересчетом «предиктор-корректор». Используя про-
стейшую схему Эйлера, предварительно определяют вспомога-
тельную величину y(t; + 1/2) = + f[ti, y(t/)]At/2. Затем осу-
ществляют корректирующий пересчет по схеме y(tl+1) = y(tr) +
+ f\ji 4-1/29 У Gi + 1/2)] At.
Вспомогательная величина y(ti+1/2) позволяет приближенно
найти угловой коэффициент интегральной кривой (производ-
ную f) в середине отрезка [t/, ti+J и получить y(tj+1) с боль-
шей точностью, чем при использовании простейшего метода
Эйлера.
Расчет процесса топливоподачи в системах автотрак-
торных двигателей. Расчет выполняют на основе решения во-
лнового уравнения (54). При этом используют выводы теории
гидравлического удара, разработанной Н. Е. Жуковским. Волна
давления, распространяясь по длинному нагнетательному тру-
бопроводу, подходит к дросселирующему сечению распыли-
вающих отверстий. Вследствие резкого уменьшения площади
проходного сечения наблюдается повышение давления и воз-
никновение отраженной волны давления - явления, аналогично-
го гидравлическому удару. Обоснованным можно считать до-
пущение о равномерности распределения давления и скорости
по поперечному сечению трубопровода. Для системы топливо-
подачи со сложными граничными условиями применимо реше-
ние уравнения (54) в форме Д’Аламбера
Р ~ Рост = F(t- х/а) - W(t +. х/а);
и = [1/(арт)] [F(t - х/а) + W(t + х/а)].
Выражения (61) являются не единственно возможными ре-
шениями уравнения (54). Так, решение можно искать в виде
суммы бегущих синусоидальных волн различной частоты. Од-
нако вследствие необходимости многократного проведения
гармонического анализа с отысканием коэффициентов Фурье
решение (61) применительно к расчету системы топливоподачи
более удобно.
Под F и W понимаются соответственно прямая и отражен-
ная волны давления. Физически они отражают приращение да-
вления над значением невозмущенного течения, определяемое
граничными условиями. Волны распространяются по трубо-
проводу со скоростью звука без изменения амплитуды F(t —
— х/а) в направлении от насоса к форсунке и амплитуды Ж(г +
4-х/а)-в обратном.
Решение (61) получено при начальных условиях, предусма-
тривающих, что в момент t = О давление в трубопроводе равно
остаточному рОСТ, а движение топлива от предыдущего цикла
(61)
199
прекратилось. Применительно к началу и концу трубопровода
решение (61), которое используют для нахождения параметров
процесса совместно с уравнениями граничных условий, имеет
следующий вид:
для входного сечения (у насоса, х = 0)
рн ” Рост — г (0 ~ WX0;
(62)
итр = [1/(прт)] [F(t) + Ж(Г)], (63)
для конечного сечения (у форсунки)
РФ " Рост = F(r - Lrp/a) - W(t + Frp/п); (64)
«тр = [1/(«Рт)] [F(t - Lrp/п) + W(t + Lrp/a)]. (65)
Если трубопровод разветвляется или изменяется его сече-
ние, решение (61) несколько усложняется. Пусть, например, не-
обходимо учесть наличие перехода от трубопровода сечением
f i к длинным каналам форсунки сечением /2 (рис. 182). Ис-
пользуем для переходного сечения выражения, аналогичные
уравнениям (62)-(65), при этом под LrP понимают длину трубо-
провода от насоса до этого сечения.
Приравниваем давление в нем [см. формулы (62) и (64)],
а также объемные расходы: = uTp2f2.
Применяя уравнения (63), (65), получаем выражения для рас-
ходящихся от переходного сечения волн
(0 = 2f1Fl (г - LTp/a)/tf\ +f2) + W2 (t)(A -/2)/(Л +/2); (66)
(t + LTp/a) = 2W2(t)f2Hfi +f2) -F^t- LTp/a)(ft -f2). (67)
Уравнения (66) и (67) описывают эволюцию волнового про-
цесса при наличии переходного сечения. Если же трубопровод
разветвляется (рис. 182,6), например, одна секция ТНВД рабо-
тает на две форсунки, то, допуская равенство давлений в узле
и используя уравнения неразрывности = мтр2/2 + птрз/3,
получаем
F2 (0 = (f - LTp/aWr +/2 +/3) +
4- -f2 +/3)/(Л +/2 +Л)- 2РТ3(О/3/(Л +f2 +/з);
F3 (t) = 2/1F1 (t - Етр/пЖ +/2 +/3) +
+ ВД(Л +/2 -ЛИА +/2 +/3) - iw2(t)f2Kfx +f2 +/3):
(t + LTp/n) = Fy (t - LrpW, +/3 + f2 + f3) +
+ 2W2{t)f2/(fl +/2 +/3) + 2Ж3(г)/3/(/1 +f2 +/3).
Если от секции ТНВД идут два трубопровода, имеющие
разные длины и диаметры, то решения уравнения (54) исполь-
зуют отдельно для каждого из них, а в уравнения граничных
условий у насоса включают два уравнения баланса массы для
полостей клапанов, одно для надплунжерной полости и два
уравнения движения клапанов.
Рис. 182. Схемы для рас-
чета сложных трубопрово-
дов:
а - с переменным сечением;
б-с разветвлением
I
•
Разветвленность и сту-
пенчатость трубопрово-
дов не вносят каких-либо
принципиальных измене-
ний в расчет топливопода-
чи, но увеличивают логику
и объем программы для
ЭВМ и время счета.
200
Учет в начальных условиях разрывов сплошности. Разрывы
сплошности - образование двухфазной смеси при появлении
объемов, занятых насыщенными парами топлива-возможны
в заключительной стадии процесса впрыскивания и после его
окончания.
В первом случае деформируется закон подачи топлива
в конце процесса, во втором-задерживается начало следующе-
го цикла впрыскивания. Расчет топливоподачи сильнее зависит
от ошибки задания в начальных условиях свободных объемов,
чем от ошибки задания остаточного давления.
Для учета остаточных объемов Уост допускают, что давле-
ние в них равно давлению насыщенных паров. Распределение
Иост по объему линии высокого давления считают равно-
мерным, Т.е. Hi.oct/^h ~ ^тр.ост/^тр— И^.ост/Kj)*
Считая, что при наличии остаточных объемов поступление
и убывание топлива может только изменять их величину, но не
меняет давление в системе, приведенные выше уравнения гра-
ничных условий, выражающие принципы сохранения массы,
для случая Р^ст должны быть переписаны соответственно для
насоса и форсунки:
^Рн.ост /dt ~ ~~ [М-щ/щ (Рн ~ Рн)/]/Рт I Рн ” Рн I /2 +
+ /р.П^КЛ / dt “УтрИтр] ; (68)
J^.OCT /dt = — £/тр Игр — Цр/р (рф —
- Рц) урт | Рф - Рц |/2 —/и dxa /dt]. (69)
Таким образом, для случая ликвидации остаточных объемов
в начале процесса подачи последний член в уравнении (68)
и два последних члена в (69) исчезают. При расчете ликвидации
Рост в трубопроводе его делят на т частей, в каждой из ко-
торых сосредоточен остаточный объем рост = ТгР.Ост /wi. Реали-
зуется тот же принцип-поступающий объем топлива расхо-
дуется на ликвидацию остаточного объема, а волна давления
далее по трубопроводу не распространяется. От ЦОст вплоть до
момента Ц-ост = 0 пришедшая волна сжатия отражается волной
разрежения той же амплитуды (рис. 183). Условие ликвидации
i-ro объема в трубопроводе
t .
/гр J мтр/^ = Р/ост- (70)
г .
HI
Для моделирования равномерного распределения Иост значе-
ние т должно быть достаточно большим, однако это удлиняет
процедуру счета. С целью проверки достаточности т исполь-
зуют способ удвоения числа точек т. Если это изменяет ре-
зультаты расчета, удвоение считают оправданным.
При вычислении образующихся в конце впрыскивания оста-
точных объемов также полагают, что в полостях линии высо-
кого давления образуются свободные от топлива и его паров
объемы. Будем по-прежнему обозначать их. К>ст. Давление
в них равно нулю-это услови