НКАГ1 —СССР
ЦЕНТРАЛЬНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ИНСТИТУТ
АВИАЦИОННОГО МОТОРОСТРОЕНИЯ
им. П. И. Баранова
ТРУДЫ ЦИАМ
№ 85
МАЛЫЙ ГАЗ АВИАДИЗЕЛЯ
И КОРРЕКТИРУЮЩЕЕ ДЕЙСТВИЕ
НАГНЕТАТЕЛЬНОГО КЛАПАНА
ТОПЛИВНОГО НАСОСА
Кандидат техн, наук
В. А. КУТОВОЙ
НКАП —ОБОРОНГИЗ —1945
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие . .	.	.............. .............. ............... 1
I.	Введение .	. .	........................................... 1
II.	Влияние конструкции нагнетательного клапана на работу топливовпры-
скивающей-’системы ...	. .	.	.	.................... 3
III.	Расчет корректирующего действия нагне!ательного‘клапана .	....	.6
IV.	Экспериментальные исследования устойчивости явления корректирования 14
V.	Испытания насосов е корректирующими клапанами на двигать тях	.	15
VI.	Выводы ..................................................    15
VII.	Библиография	.	................16
1
!
t
.1
I	- '
“едактор Ц. М Ерухимович
Г805011 Поди, в печать 8 III 1945 г/ Печ. л. 2. Jq.-авт. л. 2,45.
Тип. зн в печ. л. 98000. *	Цена 1 руб. 59 коп.	Зак. 1447 8126
Типография Обороигиза
ПРЕДИСЛОВИЕ
Рост советского дизелестроения ставит перед конструкто-
рами впрыскивающих систем все новые и новые задачи,
для решения которых необходимо непрерывное и углублен-
ное изучение процессов, происходящих в этих системах.
Как показывают работы различных исследователей, одним
из элементов впрыскивающей системы, оказывающих большое
влияние на процессы подачи топлива, является нагнетатель-
ный клапан. Однако сложность процессов, определяющих
режим работы клапана, и трудность доступа к нему, служили
серьезным препятствием для аналитического и эксперимен-
тального исследования его влияния на протекание процесса
подачи.
В настоящей работе сделана попытка определить влияние
формы и размеров нагнетательного клапана на количество
подаваемого топлива впрыскивающей системой в зависимо-
сти от числа оборотов. При этом автор ставил своей зада-
чей разрешить основной вопрос, определяющий устойчивую
работу авиадизеля на режимах малого газа, а именно найти
желательное изменение формы кривых подачи топлива впры-
скивающей системой по оборотам.
Проведенные экспериментальные исследования подтверди
ли возможность получения устойчивой работы авиадизеля при_
малом числе оборотов в соответствии с расчетом, сделанным"
по специально разработанной методике.
Исследования, изложенные в данной работе, производились
автором в Отделе № 13 ЦИАМ в течение 1942—1943 гг. под
руководством кандидата техн, наук, ст. научного сотрудника
А. И. Толстова, за что автор выражает ему глубокую благо-
дарность.
За ценные указания, сделанные при просмотре данной
работы, автор также приносит благодарность доктору техн,
наук, профессору В. И. Поликовскому и кандидату техн, наук,
ст. научному сотруднику И. В. Астахову.
В проведении экспериментов принимали участке техник
М. Г. Наумова и механик Ф. С. Куприянов.
Графическую обработку полученных материалов выполняла
техник М. Г. Наумова.
I. Введение
эксплоатационным недостаткам
также и затруднения, связан-
устойчивых оборотов на режи-
К существенным
дизелей относятся
ные с получением
мах малого газа. Причины этих затруднений были
подвергнуты довольно подробному анализу в тру-
дах ЦИАМ [1], опубликованных в 1940 г. Изуче-
ние указанных материалов, опыт эксплоатации ди-
зеля и лабораторные исследования показывают,
что неустойчивость малых оборотов дизеля зависит
от работы топливоподающих систем.
Топливные системы с насосами и форсунками
типа Бош, наиболее распространенные на быстро-
ходных дизелях, не обеспечивают благоприятного
протекания характеристик подачи топлива при пе-
реходе на малый газ.
Это легко обнаружить при совместном рассмо-
трении характеристики потребной подачи топлива
для получения заданных режимов работы двига-
теля и характеристики располагаемой подачи то-
плива насосом.
Для случая работы авиадизеля по винтовой ха-
рактеристике с винтом постоянного шага количе-
ство потребного топлива, вводимого на один цикл
Ря=/Д(м), изображено на фиг. 1 сплошной линией.
Пунктиром изображены кривые располагаемого
количества топлива	которое может по-
дать плунжер насоса за один ход при заданных
положениях рейки насоса.
Нужное число оборотов двигателя, очевидно, бу-
дет получено тогда, когда обе характеристики пе-
ресекутся, т. е. когда
(1)
Для устойчивой работы двигателя требуется,
чтобы при самопроизвольном увеличении числа
оборотов топливовпрыскивающая система подавала
Фиг. 1. Характеристики подачи существующих
тепл и:во।ирыск и вающих'систем.	0 557
топлива меньше, чем нужно двигателю для работы
на новом режиме. При самопроизвольном умень-
шении числа оборотов впрыскивающая система
должна подавать топлива больше, чем это требует-
ся для работы на этих пониженных оборотах, воз-
вращая таким образом двигатель к исходному
режиму.
1
f
Найдем условие, которому должно удовлетво-
рять протекание кривой подачи для получения
устойчивой работы на заданном режиме.
Допустим, что число оборотов двигателя под
влиянием некоторых внешних причин увеличи-
лось на Ди. Тогда количество топлива Q'n, потреб-
ное для работы двигателя на новом режиме, бу-
дет больше исходного на AQ. Получаем
✓
При повышении числа оборотов двигателя на Ди
подача топливовпрыскивающей системы также из-
менится на некоторую величину Дфн и будет
равна
Q>Q„ + AQ„.
Устойчивая работа двигателя возможна при усло-
вии, если
О' > Q'
или
Qa + AQA>Q„ + AQH-
Так как на исходном режиме <2Д = Q„, то это не-
равенство можно представить в следующем виде;
AQe>AQH.
Разделив это неравенство на Дп и переходя к пре-
делу, получаем
dn dn
Аналогично можно показать, что неравенство
(2) также является необходимым условием для
сохранения равновесной работы двигателя в слу-
чае самопроизвольного уменьшения числа обо-
ротов.
Пользуясь неравенством (2), можно условия
устойчивости работы двигателя выразить следую-
щим уравнением:
dQn____dQH _ g
dn	dn ’
где 8 может быть величиной как положительной,
так и отрицательной. При положительных значе-
ниях 8 двигатель будет работать на заданном ре-
жиме устойчиво. С ростом 8 увеличивается устой-
чивость работы двигателя. При отрицательных
значениях 8 двигатель работает неустойчиво.
Фиг. 1 иллюстрирует рассмотренные выше усло-
вия устойчивости работы дизеля при различных
положениях рейки насоса.
В области рабочих режимов, при самопроизволь-
ном увеличении или уменьшении числа оборотов,
количество топлива, потребное для работы дви-
гателя, соответственно растет или падает резче,
чем количество топлива, подаваемое насосом, т. е.
8>0. Вследствие этого, как уже было изложено
ранее, режим работы двигателя должен быть
устойчивым, что имеет место в действительности.
В области режимов малого газа картина выгля-
дит иначе, так как протекание характеристик пода-
чи топлива по оборотам неблагоприятно для устой-
чивой работы авйадизеля.
Из фиг. 1 также видно, что на режимах малого
газа при самопроизвольном увеличении числа обо-
ротов количество подаваемого топлива QH растет
быстрее, чем количество топлива Q,,, потребное
для работы двигателя на выбранном режиме, т. е.
8<0. При этих условиях двигатель разгоняется.
При понижении числа оборотов подача системы Qn
уменьшается резче, чем количество топлива Qa,
потребное для работы двигателя, т. е. 8<0. В дан-
ном случае число оборотов двигателя уменьшает-
ся. Это в свою очередь приводит к дальнейшему
снижению количества подаваемого топлива и, на-
конец, к остановке двигателя. Отсюда напраши-
вается вывод, что получение устойчивых оборотов
малого газа авиадизеля возможно при изменении
(корректировании) протекания кривых подачи
топливной системы QH =/„(п), в области малых чи-
сел оборотов, чтобы удовлетворить требованию
устойчивой работы авиадизеля:
--или о > 0.
dn dn
Форма кривых подачи Q,, ==/,.(«.), удовлетворяющих
подобному требованию на всех режимах работы
двигателя, приведена на фиг. 2.
Фиг. 2. Характеристики подачи топлива, обеспечи-
вающие устойчивую работу авиадизеля на режимах
малого газа.
Вопросы корректирования характеристик подачи
не являются принципиально новыми. Специфика
работы дизелей транспортного типа часто требует
повышения крутящего момента двигателя при
уменьшении числа оборотов — для преодоления
подъемов и пр. Поэтому для транспортных дизе-
лей оказалось насущной необходимостью приспо
ссбление подачи топлива применительно к этим
условиям эксплоатации.
Был создан ряд схем, в основу которых положен
принцип регулировки перепуска топлива из нагне-
тательного трубопровода в бак или во всасываю-
щую полость насоса в зависимости от режима ра-
боты двигателя.
Примером такой схемы является схема Геншель-
Ланова.
Подобным же целям регулирования подачи слу-
жит примененное фирмой Бош аккумулирующее
устройство в нагнетательной полости втулки
плунжера, состоящее из поршенька, нагруженного
пружиной. При работе на больших числах оборо-
тов давления впрыска велики, и поршенек, сжимая
пружину, увеличивает объем .нагнетательной поло-
сти, действуя при этом как аккумулятор. После
отсечки пори5енек под действием пружины вытес-
2
йяет топливо через отсечное отверстие во втулке
плунжера ~во всасывающую полость. Однако недо-
статки систем подобного рода (сложность, ухуд-
шение равномерности подачи при переходе с ре-
жима на режим) препятствовали их распростране-
нию.
При решении вопроса о корректировании харак-
теристики подачи наиболее рациональным являет-
ся использование для этой цели основных кон-
структивных элементов самой топливовпрыскиваю-
щей системы. К числу таких элементов надо преж-
де всего отнести нагнетательный клапан топливно-
го насоса.
Исследовательские работы, проведенные Дикси
[2], обнаружили большое влияние формы нагне-
тательного клапана и характера его движения на
протекание подачи топливовпрыскивающей си-
стемы.
Иллюстрацией практического применения выво-
дов Дикси может служить патент фирмы Бош на
специальный нагнетательный клапан (фиг. 3,а)
Фиг. 3. Корректирующие клапаны.
«—системы Бош» <5—системы Залманзона
для корректирования подачи топливовпрыскиваю-
щей системы быстроходного транспортного ди-
зельмотора в зоне рабочих режимов.
Принцип действия такого клапана состоит в
следующем. При некотором числе оборотов дви-
гателя клапан поднимается на величину, при ко-
торой усилие клапанной пружины уравновешивает
разность давлений на клапане, возникающую
вследствие перетекания тойлива через шлицевые
пазы клапана из полости втулки плунжера в по-
лость трубопровода. С увеличением числа оборо-
тов двигателя растет скорость перетекания топли-
ва в этих пазах, а следовательно, возрастает и
разность давлений на клапане; клапан поднимает-
ся выше, преодолевая возрастающее усилие пру-
жины. По мере увеличения подъема клапана про-
ходные сечения увеличиваются, скорость топлива
в пазах перестает расти, в результате чего равно-
весие сил, действующих на клапан, восстанавли-
вается при новом, большем значении величины
подъема клапана. Таким образом подъем клапана,
а следовательно, и его разгрузочное действие рас-
тут вместе с оборотами. В этом случае количество
топлива, подаваемое системой за один ход плун-
жера топливного насоса, будет уменьшаться. При
уменьшении же числа оборотов двигателя проис-
ходит обратный процесс, в результате чего коли- .
чество топлива, подаваемое системой, увеличи- •
вается.
В Советском Союзе вопросами корректирования
подачи насосов дизельмоторов транспортного типа
занимались Зернов, осуществивший схему Ген-
шель-Ланова, и Залманзон [3], предложивший
свою конструкцию нагнетательного клапана
(фиг. 3,6) и клапана с коническим пояском. Прин-
цип работы клапанов, предлагаемых Залманзоном,
аналогичен принципу действия клапана-корректо-
ра Бош.
II. Влияние конструкции нагнетательного
клапана на работу топливовпрыскивающей
системы
Приведенные выше примеры показывают воз-
можность корректирования характеристик подачи
топливных насосов быстроходных дизелей в обла-
сти рабочих режимов с помощью специальных
клапанов. Но в литературе не встречается приме-
ров получения устойчивого малого газа за счет
такой коррекции.
Между тем анализ работы нагнетательного кла-
пана показывает, что при изменении его конструк-
ции можно добиться желательного изменения ха-
рактеристик количества топлива, подаваемого
впрыскивающей системой, и обеспечить этим
устойчивую работу авиадизеля на режимах мало-
го газа.
Если взять нагнетательный клапан, применяе-
мый в насосах типа Бош, то можно представить
два предельных случая работы насоса, когда у
клапана разгрузочный поясок отсутствует и имею-
щийся поясок плотно притерт к цилиндрической
части седла клапана.
Фиг. 4. Подача’ топлива впрыскивающей системой
с клапаном без пояска и с клапаном, имеющим
разгрузочный поясок.
Кривые подачи насоса за один ход плунжера в
зависимости от оборотов кулачкового вала и при
постоянном положении (рейки можно представить
в том и другом случаях в виде крцвых, изобра-
женных на фиг. 4. Верхняя кривая показывает
наибольший предел подачи при отсутствии у кла-
пана разгрузочного пояска; нижняя кривая пока-
зывает нижний предел подачи для клапана с раз-
грузочным пояском определенной величины, плот-
но притертым к цилиндрической части седла.
з
При сохранении положения рейки неизменным в
зоне между этими предельными кривыми будут
лежать кривые подачи системы с клапанами,
имеющими меньшие (промежуточные) значения
длин притертого разгрузочного пояска.
Причина такого расположения кривых заклю-
чается в следующем.
Во время хода нагнетания плунжера насоса на-
гнетательный клапан без пояска приподнимается
от седла на небольшую величину, чтобы про-
пустить в трубопровод топливо, вытесняемое
плунжером.
Фиг. 5. Клапан с разгрузочным пояском.
После отсечки клапан садится на седло, разъе-
диняя полости втулки плунжера и нагнетательного
трубопровода. Остаточное давление в трубопро-
воде в этом случае после впрыска будет наиболь-
шим.
Клапан с разгрузочным пояском, пропуская то
же количество топлива, приподнимается от седла
на значительно большую высоту, чем клапан без
пояска, так как топливо, вытесняемое плунжером,
может перетекать в трубопровод только после то-
го, как нижняя кромка притертого пояска выйдет
за пределы седла клапана.
После посадки нагнетательного клапана с раз-
грузочным пояском объем нагнетательного штуце-
ра трубопровода станет больше на величину объе-
ма, описанного нижней кромкой разгрузочного
пояска, вследствие чего давление в трубопроводе
сильно упадет.
При последующих впрысках часть хода плунже-
ра будет затрачиваться на увеличение давления в
трубопроводе до давления впрыска, что приведет
к сокращению периода впрыска, а следовательно,
к уменьшению количества топлива, подаваемого
системой с клапаном, имеющим разгрузочный
поясок.
При уменьшении длины разгрузочного пояска
количество топлива, подаваемое системой, будет
увеличиваться.
Такое влияние длины разгрузочного пояска на
количество подаваемого топлива подтверждается
ранее проводившимися опытами как в СССР
(ЦИАМ), так и за границей.
Из этих опытов следует, что путем изменения
длины плотно притертого разгрузочного пояска
нагнетательного клапана насоса можно эквиди-
стантно перемещать кривую подачи Q„=f„(n) в
указанных выше пределах. Но не оказалось воз-
можным в этом случае изменить форму кривых
подачи системы, что, например, требуется для
. получения устойчивой работы авиадизеля на ре
жимах малого газа.
Проведенные нами эксперименты показали, что
перейти от нижней кривой подачи (фиг. 4) к верх-
ней и получить промежуточные кривые можно из-
менением диаметрального зазора между цилиндри-
ческой частью седла клапана и разгрузочным
пояском. Увеличивая диаметральный зазор, напри-
мер, уменьшая диаметр разгрузочного пояска
шлифовкой, не изменяя длины порледнего, оказа-
лось возможным перемещать кривую подачи. Со
шлифовав полностью поясок, получим кривую по-
дачи насоса с клапаном без разгрузочного пояска.
Следовательно, в зоне подач между граничными
кривыми расположатся также и кривые подачи
насосов с нагнетательными клапанами, имеющими
различные диаметральные зазоры пояска в цилин-
дрической части седла. В общем случае (для вы-
бранной конфигурации клапана) эта зона будет
заполнена кривыми подачи насосов с клапанами,
имеющими переменные значения длин, диаметра и
диаметрального зазора по разгрузочному пояску.
К сожалению, в литературе нет материалов по ис-
следованию одновременного влияния указанных
параметров на протекание характеристик подачи.
Фиг. 6. Экспериментальная установка с одноплун-
жерным насосом и аппаратурой.
Поэтому потребовались специальные исследова-
ния для изучения работы насоса с нагнета-
тельными клапанами, имеющими различные длины
разгрузочных поясков и переменные диаметральные
зазоры (фиг. 5). Первая серия испытаний была про-
ведена с клапанами 0 8 мм, длина разгрузочного
пояска которых менялась от 0,5 до 3,5 мм, а
диаметральный зазор от 5 до 200 р. Верхняя .
4
кромка разгрузочного- пояска при посадке кла-
пана на седло опускалась ниже верхней кромки
цилиндрической часта седла на 0,6 мм.
вторая серия испытаний проводилась с клапанами
диаметром 10 мм', длина разгрузочного пояска
оставалась постоянной и равной 2,5 мм, диа-
метральные зазоры изменялись в пределах от 5 до
120 fi. Исследования проводились на одноплунжер-
ном топливном насосе типа Бош. Общий вид уста-
новки изображен на фиг. 6
чить данные, необходимые для расчетов, произво-
дилось осциллографирование давлений в полости
втулки плунжера (под клапаном), в штуцере насо-
са (над клапаном) и у форсунки. На эту же
осциллограмму записывались: движение клапана и
иглы форсунки, колебания камертона с частотой,
равной 792 пер/сек, а также отметка момента пол-
ного- перекрытия плунжером всасывающих окон
втулки. На осциллограмме записывалась вторая от-
метка, позволяющая определить продолжитель-
Фиг. 7. Схема расположения регистрирующих приборов и записывающей аппаратуры во
впрыскивающей системе.
а—пьезокварцевый элемент, б"—прибор для записи движения клапана, в—прибор для записи перемещения
иглы форсунки, г—прерыватель для нанесения отметки момента перекрытия плунжером всасывающих окон
и условной отметки, д—усилитель, е—мост и генератор, ж—детектор, з—осциллограф.
Диаметр плунжера насоса 13 мм, кол—10 мм.
Нагнетательный трубопровод длиной 550 мм имел
наружный диаметр 7 Мм и внутренний — 2,5 мм.
Топливо впрыскивалось закрытой форсункой типа
Бош с соплом, имеющим восемь отверстий
'0 0,35 $м, расположенных по окружности на рав-
ных расстояниях друг от друга. Давление затяжки
дружины форсунки равнялось 200 кг!см2.
Усилие предварительной загяжки пружины кла-
пана равнялось 2 кг. Эксперименты состояли в
определении количества топлива, впрыснутого за
1000 ходов плунжера. Исследование проводилось
при постоянном положении рейки, соответствую-
щем малым подачам топлива системой. Активный
ход плунжера был выбран 1,32 мм. Число- оборо-
тов кулачкового валика насоса изменялось в пре
делах от 150 до 750 об/мин. Чтобы проследить за
работой топливовпрыскивающей системы и полу-
ность исследуемых процессов и вести отсчеты в
градусах угла поворота кулачкового валика. Рас-
положение регистрирующих устройств во впрыски-
вающей системе показано на фиг. 7. Методика
осциллографирования и тарировка пьезокварцевых
элементов была принята в соответствии с методи-
кой, изложенной в работе А. И. Толстова и др. [«4J;
Для замеров давлений в полости цилиндра на-
соса было- применено устройство, состоящее из
шайбы, просверленной сбоку, которая зажималась
между торцем втулки плунжера и корпусом седла
клапана. Давление топлива в полости втулки плун-
жера по сверлению в шайбе и через двухсторон-
нее коническое уплотнение передавалось в полость
штуцера пьезокварцевого элемента. Такое устрой-
ство увеличивало- объем полости высокого давле-
ния на 6%, что, понятно, не могло существенно
повлиять на характер протекания -процесса впры-
5
ска и тем более на сравнительную оценку резуль-
татов. Большие трудности представило исследова-
ние движения клапана. В литературе совершенно
не имеется даже указаний хотя бы на попытки за-
писи движения нагнетательного клапана. Причиной
этого являются трудность доступа к клапану, ра
бодающему при очень высоких давлениях (80U—
1000 кг! см?'), и кратковременность рабочего цикла
(длится всего несколько сотых и даже тысячных
долей секунды).
Мина поясни
хес/ыость пруМны клапана £=О,.5 кг/мм
Предварительная затткка пружинь/ р=гнг
Фиг. 8. Подача топлива впрыскивающей системой
с корректирующим клапаном.
Прибор для записи движения клапана, разрабо-
танный в ЦП AM, представляе'1’ собой катушку,
установленную в штуцере насоса и. включенную в
схему электромоста. Перемещение клапана внутри
кагушки вызывает расстройку моста и соответ-
ствующее изменение силы тока усилителя, к кото-
рому присоединен шлейф осциллографа. Примене-
ние прибора изменило объем полости высокого
давления насоса лишь на величину зазоров между
витками катушки и зазоров самой катушки в кор-
пусе прибора. Для записи перемещения иглы фор-
сунки был использован прибор емкостного типа,
обычно применяемый для этой цели. Он соединяет-
ся с усилителем тока, к выходным клеммам кото-
рого присоединен шлейф осциллографа.
В результате проведенных экспериментов было
установлено:
1.	Количество' подаваемого системой топлива
растет с увеличением диаметрального зазора между
разгрузочным пояском нагнетательного клапана и
цилиндрической частью седла и падает по мере
возрастания длины разгрузочного пояска.
2.	При увеличении диаметрального зазора
пояска клапана в седле подача топлива растет
энергичней в зоне малых чисел оборотов. Это яв-
ление корректирования характеристики усиливает-
ся с увеличением длины пояска клапана.
3.	Увеличение диаметра пояска клапана делает
корректирование более заметным.
При некоторых величинах диаметральных зазо-
ров кривая количества подаваемого топлива изме-
няет свою форму так, что с увеличением числа
оборотов количество подаваемого топлива умень-
шается (фиг. 8).
4.	Комбинированием величин зазоров, длин и
диаметров разгрузочного пояска нагнетательного'
клапана можно' в известных пределах изменять
форму характеристики подачи топлива системой.
5.	При определенных для данной системы значе-
ниях зазора, длины и диаметра разгрузочного
пояска клапана можно получить корректирование
характеристики подачи топлива по оборотам, обес-
печивающее устойчивую работу авиадизеля на ре-
жимах малого газа.
6.	Максимальные подъемы корректирующего
клапана, который обеспечивает требуемое измене-
ние характеристик подачи, увеличиваются по мере
возрастания числа оборотов кулачкового валика
насоса.
7.	Принцип работы корректирующего- нагнета-
тельного клапана, имеющего увеличенный (по
сравнению с нормальным) кольцевой зазор вокруг
разгрузочного- пояска, состоит в следующем.
При работе насоса на малых числах оборотов
топливо, вытесняемое'плунжером, только слегка
приподнимает клапан от седла, перетекая через
кольцевой зазор вокруг пояска и коническую щель
седла в полость нагнетательного штуцера. При по-
садке клапана на седло он опишет незначительный
объем, вследствие чего разгрузка трубопровода
будет невелика, а подача — наибольшей (при дан-
ном положении рейки), близкой к подаче системы
с клапаном без пояска.
По мере увеличения числа оооротов и, следова-
тельно, скорости перетекания топлива в кольце-
вом зазоре клапана перепад давления на клапане
возрастает, благодаря чему клапан будет вытал-
киваться вверх на большую высоту, преодолевая
силу пружины. В этом случае при посадке клапан
опишет больший объем и увеличит разгрузку тру-
бопровода, что приведет к большей потере рабо-
чего хода плунжера и уменьшению количества
топлива, подаваемого системой с ростом числа
оборотов, т. е. к желательному для нас корректи-
рованию характеристик подачи.
III. Расчет корректирующего действия
нагнетательного клапана
Полученные материалы исследований позволили
наметить пути корректирования подачи топлива по
оборотам.
Как указывалось выше, подача топлива систе-
мой с клапаном, имеющим разгрузочный поясок,
будет меньше подачи системы с клапаном без
пояска на величину объема, описываемого нижней
кромкой пояска клапана при посадке на седло.
Этот объем будет равен произведению хода (ма-
ксимального подъема) клапана на площадь поперсч
подо сечения цилиндрической части седла клапа-
на (если пренебречь разностью скоростей клапана
и топлива, протекающего через .зазор вокруг
пояска). Пользуясь полученными эксперименталь-
ными зависимостями, представляется возможным
рассчитать' характеристику подачи топлива на ма-
6
лых оборотах для системна с корректирующим.-!
клапанами.
В основном эти расчеты сводятся к определе-
нию движения клапана в зависимости от режимов
работы двигателя, диаметра клапана, усилия кла-
панной пружины, а также от диаметральных зазо-
ров между разгрузочным пояскам и корпусом
седла клапана, как основных факторов, влияющих
на корректирование подачи системы.
Так как движение клапана зависит от объемных
скоростей топлива, вытесняемого плунжером на-
соса, то анализ работы клапана целесообразно
вести в зависимости от движения плунжера и из-
менения время-сечения всасывающих и отсечных
окон втулки плунжера.
Пользуясь осциллограммами фиг. 9, полученны-
ми при экспериментах, процесс протекания топлива
через нагнетательный клапан из полости втулки в
полость нагнетательного трубопровода можно раз
делить на пять этапов.
1.	От момента полного перекрытия плунжером
всасывающих окон до начала подъема клапана.
Осциллограммы показывают, что на всех исследо-
ванных режимах подъем нагнетательного, клапана
начинаемся после того, как плунжер перекроет
всасывающие окна.
2.	От начала подъема клапана до начала впрыска.
3.	От начала впрыска до начала открытия отсеч-
ного окна.
4.	От начала открытия отсевного окна до нача
ла опускания клапана.
5.	От начала опускания клапана до его полной
посадки.
Во время первого этапа топливо, вытесняемое
плунжером, будет под воздействием увеличиваю-
щегося давления частично сжиматься в полости
между клапаном и торцем плунжера и частично
вытекать через зазоры между плунжером и втул-
кой во всасывающую полость.
’Пренебрегая утечками через зазоры, на основа-
нии условия неразрывности можно написать сле-
дующее уравнение:
ds р Пп dpn
dt	Е	dt ’
где ds — перемещение плунжера за время dt;
F— площадь плунжера;
рп — объем полости между плунжером и кла-
паном;
Е—модуль упругости топлива;
dpn — приращение давления в полости за
время dt.
Интегрируя приведенное выше уравнение по-
лучаем
г
Если пренебречь дросселированием топлива во
всасывающих окнах в начале первого- этапа, то из
начальных условий найдем С =0.
Тогда для первого- этапа предыдущее уравнение
можно- написать в следующем виде:
s-F = -£pn.	%	(4)
Первый этап заканчивается в момент, когда уси-
лие, действующее на клапан со стороны плунже-
ра, будет равно усилию, действующему на клапан
со стороны трубопровода. Условие равновесия
клапана в этот момент выразится равенством
Рп •' Укл Ртр ' Ут W
где рп—давление в полости между плунжером
и клапаном;
/кл — площадь поперечного сечения цилиндри-
ческой части клапана;
ртр—- давление в нагнетательном трубопроводе;
/т — площадь клапана со стороны трубопро-
вода;
h0 — начальная деформация пружины клапана;
G — жесткость клапанной пружины.
Так как в конце первого этапа /?тр = роп, где
рост — остаточное давление в трубопроводе, то
Рп-/Кл = Рост-/т + лоО.	(5)
Фиг. 9. Совмещенные осциллограммы процессов
во впрыскивающей системе.
В топливных насосах рассматриваемого типа ве-
личины /кл и /т различаются на 5—8%.
Пренебрегая этой разницей, получим
/т ~ Укл-
Решая уоавнения (4) и (5), находим — пере-
мещение плунжера за первый этап:
5. = ^(p.„+f-0).	(6)
С другой стороны, если принять, что плунжер
движется равноускоренно, путь его может быть
выражен следующим уравнением:
s = ^(2?or? + ?2),
7
где ам— величина, численно равная ускорению
плунжера, при числе оборотов кулач-
кового валика топливного насоса п =
=1 об/мин;
<?01 — угол поворота кулачкового валика на-
соса от начала подъема плунжера до
момента перекрытия всасывающих окон;
<р — текущее значение угла поворота кулач-
кового валика, отсчитанное от начала
данного этапа.
Подставив в выражение для s величины, соот-
ветствующие первому этапу, получим
= #	+	(7)
Решая совместно уравнения (6) и (7), найдем
угол поворота кулачкового валика <ь, при кото-
ром заканчивается первый этап.
Таким образом
Ч’ог + р-^Ё (т’оетЧ- ’ G) Тот-
Второй этап начнется в тот момент, когда кулач-
ковый валик топливного насоса повернется на
угол
?02 = ?01 + ?!.
Обозначим через х текущее значение подъема
клапана, причем отсчет этих подъемов будем вести
всякий раз от начального момента каждого данно-
го этапа. Таким образом полный подъем клапана,
обозначенный через X, будет равен сумме подъе-
мов клапана за предшествующие этапы плюс те-
кущие значения подъема клапана за данный этап.
Во время второго этапа топливо, вытесняемое
плунжером, будет под воздействием увеличиваю-
щегося давления частично сжиматься в полости
под клапаном и частично заполнять объем, кото-
рый освобождает клапан, начавший подниматься
от седла. Кроме того, некоторое количество топ-
лива будет перетекать из полости втулки плунжера
через кольцевую щель между клапаном и корпу-
сом седла клапана в полость нагнетательного тру-
бопровода. Принимаем, что мгновенные значения
скорости вытекания топлива могут быть найдены
из формулы Торичелли для установившегося тече-
ния жидкости. Как показали работы ряда авторов,
такое допущение не дает большого расхождения
между результатами расчетов и эксперименталь-
ных исследований.
Тогда объемная скорость топлива, перетекаю-
щего через клапан, может быть выражена в сле-
дующем виде:
где рщ — коэфициент расхода щели между пояс-
ком и седлом клапана;
/щ — площадь щели для прохода топлива
между клапаном и седлом клапана;
р — плотность топлива.
Приведенные рассуждения, в основу которых
были положены условия неразрывности для сжи-
маемой жидкости, позволяют написать следующее
уравнение, определяющее движение Клапана во
время второго этапа процесса:
ds	г-. dx
— • F —------. f 4-
dt	dt
+ •/.	> • %-.	(8)
d-v
где ----./кл выражает мгновенный объем, осво-
dt
бождаемый поднимающимся клапа-
ном.
,,	,	dx
Чтобы определить скорость клапана —, разде-
dt
лим уравнение (8) на /кл и перегруппируем члены
этого уравнения. В результате получим
dx___ F ds _
dt ~ /кл ‘ dt
Чтобы проинтегрировать уравнение (9), найдем
разность давлений рп — ртр, а также —-. Для это-
го рассмотрим силы, действующие на клапан. В
течение второго этапа на клапан действуют:
усилие клапанной пружины
Pnt = (h0 + X).G,
где Ло— величина предварительной деформации
клапанной пружины;
G—жесткость клапанной пружины;
силы инерции клапана
d2x
Pj кл в ткл  dZ2 ’
где ткл — приведенная масса клапана.
На основании начала Даламбера условия равно-
весия клапана определяются следующим уравне-
нием:
Ра * /кл Pip ' Укл Т Рпр Н" Pj кл-
Воспользовавшись полученными ранее значе-
ниями для членов, стоящих в правой части этого
уравнения, перепишем его следующим образом:
„     (^о 4~ -X) - С . швд d2x	71 (й
Рп	/кл ' d/2 ‘
тт «.	dpn
Найдем выражение для “ течение второ-
го этапа будет происходить сжатие топлива во
всей системе до тех пор, пока не будет достигну-
то давление открытия форсунки; этим определится
конец второго этапа.
Так как перепад давлений на клапане мал по
сравнению с давлением топлива в системе, то при
определении количества топлива, сжимающегося
в системе, перепад этот можно не учитывать,
считая, что1 во всей системе действует давление/?,,.
Давление ри можно определить из выражения
, Ё • F
Рп — Рост ~Т "
где ®с>—объем топливовпрыскивающей системы;
s —- текущее перемещение плунжера от на-
чала второго этапа.
Из этого уравнения получаем
dPn Е * Р ds	..
dt “ vc ' dt ’	1 '
8
Подставив выражения (10) и (11) в уравнение
(9), получим
dx _ F ds
dz ““/кл ' dt
U 1Л 2 ГО'о + Х) .	, ткл d2x ]
'“•ТГГ	g+7T-^J “
Р	ds	,. 9>
/кл ’ ®0 ’ dt '	1
Как показали эксперименты, рщ меняется в за-
висимости от высоты подъема клапана по закону
прямой линии
Нщ — kX + b,
где k и fr — некоторые^ постоянные эксперимен-
тальные величины.
Так как, кроме того, для второго этапа Х=х
то уравнение (12) примет следующий вид:
р (1 ТаЛ .ds (ь v д ./А	у
л-/»!1 d«<
+ (к’>
Написанное нелинейное диференциальное уравне-
ние (13) не решается точно при помощи сущест-
вующих методов математического анализа.
Рднако с помощью метода последовательных
приближений можно получить решение, дающее
достаточную для практических целей точность
расчетов, результаты которых мало отличаются от
опытных данных.
Для нахождения первого приближения х пре-
небрежем силами инерции клапана, а также увели-
чением усилия клапанной пружины. Кроме того,
Vn
примем, что отношение ~ — const. В действитель-
vc
ности объемы полости и всей системы сокращают-
ся по мере передвижения плунжера. Но изменения
этого отношения в течение данного периода иссле-
дования не превышают 1%. Коэфициент расхода
клапана также будем считать постоянным и рав-
ным некоторой средней величине
Ьц = Нит
С этими допущениями уравнение, из которого
можно найти первое Приближение х, запишется в
следующем виде:
dx__ F / _ г>п \ d s
dt	/кл \ тс / dt
перепишем полученное нами выражение для х в
виде
х = а#(2у + ^)-М	(И)
или по углу поворота кулачкового валика
J = -S-(2w+T’)--^-r-	(15)
Подставив найденное х в уравнение (13) и проин-
тегрировав его, определим второе приближение х.
Как показали сделанные вычисления, введение
х в член, находящийся под радикалом в правой ча-
сти уравнения (13), выражающий изменение за-
тяжки пружины клапана по мере подъема послед-
него, дает чрезвычайно сложное и громоздкое вы-
ражение для х.
Более простое и достаточное для практических
целей решение можно1 получить, приняв, что за
время второго этапа деформация пружины клапана
будет постоянна и равна средней деформации
где Х2 — величина подъема клапана в конце вто-
рого этапа.
„ d2X
Ускорение клапана —, стоящее под корнем
dt2	г
в правой части уравнения (13), найдем после дву-
кратного диферепцирования уравнения (14):
Подставив в уравнение (13) вместо Х2 его при-
~ d2x	d2x
ближенное значение х2 и взамен > полу-
чим
dx _ F ___________ vn \ ds
dt fK3 \ Vc J dt
— {k [a2n2 (2t02t + t2) — У] + b )x
Обозначив здесь
и
Интегрируя, найдем
Постоянная интегрирования С здесь равна нулю.
Обозначив
и заменив после интегрирования время t через <р
(угол поворота кулачкового валика), получим
х = ~Г  УГ С1 ~	(2т“’’+-
/Кл	х. vc Z
_ feg2a2	к ' Я2^?02 _ n _
648 n V 216
_	\ 92  t)S2 . 9	(16^
72 ) n	6 ' n ’	k }
Постоянная интегрирования С здесь равна нулю.
Расчеты, выполненные по уравнению (16) пока-
зали, что второй и третий члены, стоящие в пра-
вой части уравнения, могут быть отброшены.
Такое допущение вносит погрешность в опреде-
ление х не более чем 1—2%.
~ 1/"— — h
к. Г Р /м Д°-
2—1447
Следовательно, для подсчетов подъемов клапа-
на во время второго этапа можно применять
упрощенное уравнение
x =	+	07)
Найдем угол поворота кулачкового валика <р2,
при котором заканчивается второй этап. Давление
впрыска примем равным_ давлению затяжки
форсунки p^. Так как давление топлива в си-
стеме в начале второго этапа равнялось /?0РТ, а
в конце этапа /?ф, то за время второго этапа плун-
жер должен вытеснить такой объем топлива, ко-
торый даст увеличение давления в системе на ве-
личину рф—ро„.
На основании этого получим
S2F С
„ ' Р<Ь Рогт
где S2—-ход плунжера за время второго этапа.
Определив значение S2 как функцию от угла по-
ворота кулачкового валика, получаем
-^-(2?02?2 + ?|)	=Рф — Ро„,
I л	vc
откуда
„   ЛГ ,Л	72 (Рф —Рост)®с ,г	/1й\
?2— У -----------------------^2-
Так как нами рассматривается явление коррек-
тирования на режимах малых подач, то мы можем
допустить для дальнейших расчетов, что давление
впрыска равно давлению затяжки форсунки.
В действительности среднее давление впрыска
за один цикл, как это было определено из осцилло-
грамм, превышает давление затяжки на 15—
25 кг!см2 (7—12%).
Следовательно, третий этап будет происходить
при постоянном давлении в системе, и уравнение
движения клапана будет аналогично уравнению
(12), отличаясь от него только отсутствием члена,
выражающего сжимаемость топлива в системе.
Тогда будем иметь
^=_F_ ds _ /щ
dt fKX dt 1 щ /кл
X 1^4	5I (19)
r P L /кл	/кл dt2 J	v '
Первое приближение x получим аналогично то-
му, как это делалось для второго этапа:
x =	(2/03/ + ^)-
/КЛ
— Нщ
G ,	.
T~hb -1-
(20)
Постоянная интегрирования С также будет рав-
на нулю.
Обозначив
v	а =—  а':'
/кл 2 ’
получим
х = a3n2 (2tost + /2) —	(21)
Переходя от / к <₽ (углам поворота кулачкового
валика)/будем иметь
А =	(2?03? + ?2)-^---^,	(22)
где
<Роз = ?02 + ?2-	(23)
j 2Х
Из уравнения (21) найдемдля третьего этапа:
d2x
dt2
— 2л3п2.
Полный подъем клапана от седла во время тре-
тьего этапа X будет равен подъему клапана в
конце второго этапа Х2 == х2 плюс текущие подъе-
мы за время третьего этапа х, т. е. X = х„ + х.
Отсюда для третьего этапа
Рщ — k (А'з 4“ А) +
Под корень вместо X подставим среднюю де-
формацию пружины х2 ф- и получим
dx F ds r, ,	,	\ ,
«-=/- Й7-ЩЛ> + Л> +
Перегруппировав затем члены, интегрируя и
переходя от t к у аналогично тому, как это де-
лалось для второго этапа, получим
/кл	кЗаа2	<р3 _ 648	п	
__ ( k6saa	„	 к^з?2 \ 216	?03	72 __ (b + кх2) <?3 j> 6	п	/ п у	(24)
так как согласно принятому условию в начале
этапа
t - 0, то s = 0 и х = 0. Отсюда С = 0.
Расчеты показали, что при определении х от-
брасыванием второго и третьего членов, стоящих
в правой части уравнения (24), мы допускаем по-
грешность не более 1,5%. Поэтому практически
для расчетов можно пользоваться следующим
уравнением:
А > (2?оз? +:?2) - -(&±-y21j3-	•	(25)
<50	О	н
Продолжительность третьего этапа может быть
найдена из следующего равенства:
?з = ?01 + ?а —%3= %> —Т1 —?2.
где сра — продолжительность активного хода плун-
жера.
Составим уравнение движения клапана для чет-
вертого этапа. Начало четвертого этапа движения
клапана определяется моментом, когда начинает,
открываться отсечное окно втулки плунжера. Чет-
вертый этап заканчивается в момент начала посад-
ки клапана, т. е. тогда, когда скорость топлива в
щели клапана близка к нулю. Для упрощения рас-
четов примем ее равной нулю.'В этом случае в
конце четвертого этапа топливо не будет посту-
пать в трубопровод, и давления впрыска начнут
падать.
За время четвертого этапа топливо, вытесняемое
плунжером, будет частично вытекать через отсеч-
ное окно во всасывающую полость, а частично
поступать в нагнетательный трубопровод. За пе-
риод четвертого этапа, так же как нами было при-
нято и для третьего этапа, количество топлива,
сжатого во втулке плунжера, будем считать по-
стоянным и равным количеству топлива, сжатому
во втулке в конце второго этапа.
Объемная скорость топлива, вытекающего через
отсечное окно, равна
Рок/ок р Рф
(давлением во всасывающей полости пренебре-
гаем),
где f0K — мгновенное значение площади отсечного
окна;
Рок—коэфициент расхода отсечного окна;
Рф — давление впрыска.
Объемную скорость топлива, поступающего в
топливопровод, можно Определить, считая, что
некоторая (эффективная) часть хода плунжера за-
трачивается на выталкивание топлива в трубо-
провод. Эффективный объем, описываемый плун-
жером за время dt, будет равен dseF, где dse —
элементарный эффективный ход плунжера, совер-
шенный за время dt.
Для рассмотренного нами протекания процесса
впрыска во время четвертого этапа движения
клапана на основе условия неразрывности можно
написать
>  F= 4 • /тК- w
Изменений площади отсечного окна для систем
типа Бош в интересующих нас пределах удовлет-
воряет уравнению параболы	*
где Oj — постоянная величина;
<р — угол поворота кулачкового валика топ-
ливного насоса;
т — показатель степени.
Внеся это значение fOK в составленное нами
уравнение, получим
dSp i~r ds j-y	1 / 2
Умножив обе части этого уравнения на dt и
выразив время через угол поворота кулачкового
валика, после интегрирования получим
Рока1Т/ -^-Дф
S — 8----------------------- Фт+1 .
е	6(т4-1) • F • л
Как показали подсчеты в этом уравнении, постоян-
ная интегрирования С, найденная из начальных
условий, равна нулю.
Уравнение движения нагнетательного клапана
в течение четвертого этапа напишется аналогич-
но диференциальному уравнению (19), составлен-
ному для третьего этапа, с той разницей, что ки-
ds
нематическая скорость плунжера —должна быть
ds
заменена эффективной скоростью —-, учитываю-
dt
щей перетекание топлива из системы во всасываю-
щую полость:
dx & г dse  /щ х/
dt f dt щ f
JKJl ai	/КЛ
x Г —G +  SI- (27)
г P L /кл	/кл J	1
Первое приближение х будет равно
Se-kT- /
/КЛ •	/кл * Р /кл
При t = О, 8е = 0, А' —О и С = 0.
Следовательно,
х = — . s  и —- \/~ 2 G h t
/кл е 1 щ /кл Г Р /кл Л° .
Подставляя в это уравнение значение se и обозна-
чив
^iP’OK j/”—— Рф
Х	6(т-Ь1)/кл
получим
* = > (2 Wf + Т’) - Ip—	(28)
или в функции от времени t
х = а3л2 (24/ + /2) - -?4(6-f+l  . /-+1 -	(29)
откуда
(Рх
rffa =2а3Л“
_	(6")",+1 (m + 1) • m . ^п_1
Для упрощения вычислений пренебрежем послед-
ним членом этого уравнения. Погрешность в рас-
четах вследствие этого будет невелика, так как
d‘2X
весь член, содержащий мг1Л- по сРавненню
с другими членами уравнения (27).
Так как для четвертого этапа
X = х2 + -*^3 "Ь х>
то коэфициент расхода щели будет равен:
Рщ = &-У + b — k (х2 -J- хя -ф л-) + Ь.
Кроме того, введем под знак корня в уравне-
нии (27) вместо X значение подъема клапана в
середине четвертого этапа х2-фл:3 ф- и обо-
значив
/м т/2_ с х
/кл ' Р /кл
проинтегрируем уравнение (27). Затем, определив
постоянную интегрирования С (которая равна ну-
лю), подставив вместо se его значение и переходя
от t к <р, получим
х =	(2?м? + ?2) — ~г “
[& + ft fa + х3)] г4 _ <р ь3а4 у3
6	п	648	п
( *M4?04	„	*М4\ V2 ।
л ®
I feg4l4	?m+2
"г 6 (m 4- 2) ’ n3 '
(30)
Подсчеты показали, что величина трех послед-
них членов правой части уравнения мала, и если
ею пренебречь, то разница в подъемах клапана
не будет больше 2% от величины х, подсчитан-
ной по уравнению (30).
Кроме того, нужно заметить, что последний
,	>	koi-ti <рт+2	,
отбрасываемый член	’ rfi— имеет обрат-
ный знак в отличие от двух других отбрасывае-
мых членов, что способствует уменьшению по-
грешности, появляющейся при исключении этих
членов из расчетов. С принятыми допущениями
подъем клапана во время четвертого этапа будет
выражаться уравнением
„	мт+1
х== з^(2<Ро4? + ?2) —Yi ~-------
 [&4~^ (х'йЧ-Хз)] й4 . У
Найдем угол <р4, при котором заканчивается чет-
вертый этап движения клапана.
Посадка клапана начинается в тот момент, когда
объемная скорость топлива, поступающего в тру-
бопровод, будет приблизительно равна нулю:
dse . р ~ Q
dt ‘
В этом случае уравнение (26), составленное из
условия неразрывности, для четвертого этапа при-
мет вид
или
Так как
fOK = <Wm>
то
~ F =	Уу- Рф • ?4,в-
ds	,
— можно выразить следующим образом:
ds__ ds dy
dt d<p dt ’
но ? =	следовательно, — = 6n,
тогда
~ . F =	 F 6n a^0K]/
at	d<?	110K r
Для рассматриваемого случая
+ti-
dy зб
2 „
p Рф ’ 'И •
Подставив это значение — в предпоследнее вы-
ражение и обозначив /4 =	-у-рф, полу-
чим
<?4т = -^- -п+^-п.	(32)
/4 ц
Когда кулачковый валик повернется на угол
?об — ?04 ~1~ ?4» начнется пятый этап.
В течение пятого этапа происходит посадка кла-
пана. Для расчета движения клапана при посадке
принимаем, что разгрузка через форсунку и отсеч-
ные окна просходит одинаково. При этом на кла-
пан действует только усилие пружины. Сопротив-
лением жидкости ввиду сравнительно невысокой
скорости клапана при посадке (порядка 1—
1,5 м!сех) будем пренебрегать.
Пишингер [5] при расчете посадки клапанов счи-
тал, что давление под клапаном падает мгновенно,
и на клапан при посадке, кроме силы пружины,
действует разность между давлениями в трубопро-
воде и атмосферным давлением. Подобное допуще-
ние приводит к тому, что при числе оборотов ку-
лачкового валика п=1500 об/мин процесс посадки
клапана происходил за 1 ° угла поворота кулачкового
валика насоса. Из фиг 9 видно, ч'ю даже при
л=225 об/мин посадка клапана продолжается 3,5°
по углу поворота кулачкового валика. По осцилло-
грамме движения клапана, снятой нами ’ при
п = 750 об/мин, было установлено, что посадка про-
должалась в течение 11° угла поворота кулачко-
вого валика.
Составим уравнение движения клапана на пятом
этапе. При подъеме клапана на величину X пол-
ная деформация клапанной пружины будет равна
у = X 4- й0.
С учетом принятых допущений, т. е. принимая
перепад давлений на клапане равным нулю и пре-
небрегая трением клапана о жидкость на осно-
вании начала Даламбера, можно написать
'м'Ч.р^о,
но
p = G(X + h.) = Gy,
где G — жесткость пружины клапана.
Тогда
ту" -j- Gy — 0
или
у"+-^--у = 0,
ткл
Обозначим ——— = k2 и, подставив его в преды-
ткл
дущее уравнение, получим линейное диферен-
циальное уравнение второго порядка с постоян-
ными коэфициентами, определяющее движение
клапана при посадке:
yr' + k2-y=>0.	(33)
Общее решение уравнения (33) будет
у = Cjcos kt + С2 sin kt,	(34)
12
где и С2 — произвольные постоянные иптегри-'
рования.
Определим эти постоянные. Полагая в уравне-
нии (34) (=0 и у — -VMaiiC-ф Ло, будем иметь
ристику подачи топлива корректирующим действи-
ем нагнетательного клапана.
Расчет такой характеристики в основном сведет-
ся к нахождению величины разгрузки, создаваемой
клапаном при посадке.
^макс Л0 01 •
Диференцируя (34) по t, получим
у' = — Ctk sin kt + C2k cos kt.
Полагая t — 0 и зная, что при этом у' = 0, так
как при t = .0 у = _умакс, получим С2 — 0.
Подставляя найденные значения Сг и С2 в урав-
нение (34) и преобразовывая его, получим
х = (*,.„ + Л.) COS	4) —Ло. (35)
Фиг. 10. Совмещенные экспериментальные
и расчетные диаграммы движения коррек-
тирующего клапана.
Пользуясь уравнениями (17), (25), (31) и (35),
можно построить диаграммы движения нагнета-
тельного клапана при заданном числе оборотов и
при заданном положении рейки подачи, соответ»
ствующих режимам малого газа. На фиг. 10 по-
казаны совмещенные экспериментальные и расчет-
ные диаграммы движения клапана.
Имея диаграмму движения клапана, можно
определить изменения, вносимые в характе-
Фиг. И. Расчетная и экспериментальная подача топлива
системой с корректирующим клапаном.
При работе насоса с корректирующим клапаном
на малом газе нижняя кромка разгрузочного поя-
ска клапана не поднимается выше цилиндрической
части корпуса седла клапана, как это было уста-
новлено на основании осциллографчрования дви-
жения клапана, величина же сечения кольцевой
щели вокруг пояска клапана составит не более
2% от площади поперечного сечения разгрузочного
пояска. Поэтому можно' пренебречь разностью ско-
ростей клапана и топлива в кольцевой щели и раз-
грузочное действие клапана определять по описы-
ваемому им объему при посадке.
Для случая, когда нижняя кромка пояска кор-
ректирующего клапана выходит за пределы цилин-
дрической части седла клапана при посадке, цилин-
дрический слой топлива, находящийся под нижней
кромкой пояска клапана, будет увлекаться послед-
ним в полость втулки плунжера, увеличивая раз-
грузку полости трубопровода.
Таким образом васчет характеристики подачи си-
стемы с корректирующим клапаном сводится к
следующему. Определяется характеристика подачи
'топливовпрыскивающей системы с кладаном Цбф
пояска. Затем по расчетным диаграммам движе-
ния корректирующего клапана определяется объем
разгрузки трубопровода как произведение макси-
13
малыюго подъема клапана на площадь поперечно-
го сечения цилиндрической части седла клапана:
Укл ^макс"
Уменьшением величины подачи системы с клала
ном без пояска на полученные объемы разгрузки
трубопровода при различных числах оборотов
Qh корр = Qh. 6. и — /ка А'гмакс	(36)
находится искомая характеристика подачи систе-
мы с корректирующим клапаном, а также делает-
ся сравнение результатов этих расчетов с опытны-
ми данными.
Кривая Q,i. корр, полученная изложенным выше спо-
собом, и экспериментальные точки нанесены на
фиг. 11.
IV. Экспериментальные исследования
устойчивости явления корректирования
Устойчивость явления корректирования при из-
менении отдельных конструктивных факторов си-
стемы и вязкости топлива подтвердилась при про-
ведении последующих испытаний. Во время этих
испытаний исследовалось влияние длины трубопро-
вода, затяжки пружины нагнетательного 'клапана,
затяжки пружины форсунки, а также вязкости
топлива На протекание кривых количества подава-
емого топлива системой в зависимости от числа
оборотов кулачкового валика насоса. Исследова-
лась работа системы с двумя типами клапанов:
нормальным и корректирующим.
Фиг. 12. Подача топлива впрыскивающей
системой с корректирующим клапаном при
изменении вязкости топлива и различных
конструктивных изменениях элементов этой
системы.
Проведенные эксперименты показали, что изме-
нение конструктивных факторов и вязкости топли-
ва не сказались на устойчивости явления коррек-
ции. На фиг. 12 изображены в виде кривых резуль-
таты опытов' по определению устойчивости кор-
ректирующего действия клапана. Увеличение дли-
ны нагнетательного трубопровода от 275 до
1100 мм на режимах малых подач вызывает неко-
торое уменьшение количества подаваемого топлива,
что является следствием роста объема системы и
увеличения количества топлива, сжимающегося в
системе. Так как скорости протекания топлива
через щель клапана не меняются, то зона коррек-
ции не смещается по оборотам.
При исследовании влияния величины предвари-
тельной затяжки клапанной пружины затяжка ме-
нялась в пределах от 1 до 4 кг. Эксперименты по-
казали, что с ростом затяжки пружины нагнета-
тельного клапана производительность системы воз-
растает; коррекция сохраняется устойчивой. Зона
коррекции незначительно смещается в сторону не-
сколько больших чисел оборотов. Увеличение пода-
чи топлива объясняется уменьшением величины
максимальных подъемов клапана при возросших'
усилиях пружины в соответствии с уравнениями
(17), (25) и (31). Уменьшение подъемов клапана при-
водит к сокращению количества топлива, перете-
кающего во всасывающую полость насоса, а сле-
довательно, к увеличению количества впрыснутого
топлива. Незначительное смещение зоны коррек-
ции в сторону больших чисел оборотов при повы-
шении затяжки пружины клапана объясняется уве-
личением перепада давлений на клапане. При неиз-
менной площади кольцевой щели вокруг пояска
клапана-корректора увеличение перепада давлений
может происходить за счет роста скорости подачи
топлива. Последняя растет с увеличением числа
оборотов кулачкового валика. Следовательно, зо-
на коррекции должна смещаться в сторону больших
чисел оборотов, как это и имеет место в действи-
тельности. Увеличение давления затяжки пружины
форсунки с 200 до 300 кг! см'1 приводит к сниже-
нию количества топлива, подаваемого системой, и
небольшому смещению зоны коррекции в сторону
повышения числа оборотов. Коррекция становится
более ярко выраженной.
Уменьшение количества подаваемого топлива е
ростом давления затяжки форсунки происходит
вследствие возрастающего влияния сжимаемости
топлива в нагнетательной полости системы. Сме-
щение зоны коррекции в сторону большого числа
оборотов объясняется также увеличением коли-
чества топлива, сжимающегося в полости втулки
плунжера топливного насоса, и уменьшением ско-
рости топлива в щели вокруг разгрузочного пояс-
ка корректирующего клапана. С увеличением числа
оборотов скорости подачи топлива в щели и
подъемы клапана достигают прежних значений.
Следовательно, корректирование подачи должно
иметь место при несколько больших значениях
чисел оборотов кулачкового валика топливного на-
соса.
При проведении экспериментов по исследованию
влияния вязкости топлива на характер протекания
кривой подачи топлива системой по оборотам вяз-
кость менялась в пределах от 1,44 до 2,29° по
Энглеру (при 15е С).
Рассмотрение результатов испытаний позволяет
сделать вывод, что подача системы уменьшается
с повышением вязкости топлива вследствие роста
подъемов клапана и увеличения разгрузки нагне-
тательного трубопровода.
Увеличение подъемов клапана по мере возраста-
ния вязкости топлива должно смещать зону кор-
рекции в область меньших чисел оборотов, что,
14
как уже описывалось ранее, имеет место в" дей-
ствительности.
Проведенные эксперименты подтвердили устой-
чивость явления коррекции при изменении некото-
рых конструктивных факторов топливовпрыскиваю-
щей системы и вязкости топл'йва в пределах,
имеющих практическое значение для топливовпры-
скивающих систем авиадизелей.
V. Испытания насосов с корректирующими
клапанами на двигателях
Для проверки влияния корректирующего дейст-
вия нагнетательного клапана на устойчивость ре-
жима малого газа были проведены сравнительные
испытания топливовпрыскивающмх систем с кор-
ректирующими и нормальными клапанами на одно-
цилиндровом и многоцилиндровом двигателях.
чальной затяжки пружины клапана, в то время кай
при нормальных клапанах неравномерность пода-
чи доходит до 80%. Неравномерность подачи си-
стемы на рабочих режимах находится при этом в
пределах до 1%. Максимальная производитель-
ность насоса с корректирующими клапанами не-
сколько (на 8%) меньше максимальной производи-
тельности насоса с нормальными клапанами. Иссле-
дование заключалось в определении минимально-
устойчивого числа оборотов «.малого газа, на кото-
рых двигатель работал со взлетным (легким)
винтом не менее 30 мин. при температурах масла и
охлаждающей воды (на входе) +60 и +40° С. Про-
верялась работа двигателя при резких сбросах
числа оборотов с 1200 об/мин до оборотов мало-
го газа, установленных положением защелки на
рейке подачи топлива. Испытания двигателя дали
следующие результаты:
№ по пор.	Насос	Температура охлаждаю- щей воды (на входе) °C	Темпе- ратура масла (на входе) °C	Число оборотов малого газа об/мин	
1	С нормальными клапанами	+60	+ 60	7ОО+20 680+2° 440+1°	Минимально устойчивое число оборотов
2	С нормальными клапанами в	+40	+40		Минимально устойчивое число оборотов Сектор газа сдвинут в область несколько больших подач	«
3	С корректирующими клапанами	+60	+60		Число оборотов установлено в соответст- вии с ТУ и выше минимально устойчивого
4	С корректирующими клапанами	+40	+40	240	Сектор газа не смещался. Число оборо- тов выше минимально устойчивого
Эти опыты подтвердили предположение, что
основным фактором, от которого зависит устой-
чивость работы дизеля на малых оборотах, являет-
ся форма кривой подачи топлива.
Минимально устойчивое число оборотов одноци-
линдрового двигателя при работе с насосом, имею-
щим нагнетательный клапан нормального типа,
было равно 780 об/мин. Температура охлаждаю-
щей воды на входе выдерживалась +60° С.
Дальнейшее снижение числа оборотов или тем-
пературы охлаждающей воды приводило к оста-
новке двигателя. При исследовании того же насо-
са с корректирующим клапаном были получены
устойчивые малые обороты 350—400 об/мин, на
которых двигатель работал в течение часа при за-
крепленной рейке подачи топлива. Изменение тем-
пературы охлаждающей воды на входе при
п=400 об/мин от 60 до 35° С не оказало практи-
чески заметного влияния на устойчивость работы
двигателя. Испытания, проведенные на рабочих ре-
жимах, показали, что мощность и экономичность
двигателя не меняется при замене нормального
клапана корректирующим.
Для определения устойчивости работы много-
цилиндрового двигателя на режимах малого газа
были использованы два насоса типа Бош совер-
шенно одинаковой конструкции: один с нормаль-
ными нагнетательными клапанами, другой с кор-
ректирующими клапанами. Во время, регулировки
насоса с корректирующими клапанами выяснилось,
что неравномерность подачи такой системы на ре-
жимах малого газа может быть без особых труд-
ностей доведена до 20—ЗО°/о путем изменения на-
Устойчивость работы авиадизеля при резких
сбросах числа оборотов с 1200 об/мин до мини-
мально устойчивых одинакова в обоих случаях.
Сравнением винтовых характеристик двигателя,
имеющего насос с нагнетательными клапанами
нормального типа, и характеристик, полученных
при испытании двигателя с насосом, снабженным
корректирующими клапанами, показало, что эти
характеристики совпадают при всех нагрузках до
взлетной мощности включительно. Иначе говоря,
двигатель с насосом, имеющим корректирующие
клапаны, развивает мощность и дает удельные рас-
ходы топлива, соответственно равные мощности и
расходам двигателя с насосом, имеющим нормаль-
ные клапаны. Таким образом проведенные испыта-
ния подтвердили возможность получения устойчи-
вых оборотов малого газа авиадизеля в пределах
450—250 об/мин при неизменной мощности и эко-
номичности во всем диапазоне режимов работы за
счет замены в существующем насосе нормальных
клапанов корректирующими.
ч	VI. Выводы
1.	Комбинированием величин диаметров, длин и
зазоров разгрузочного пояска нагнетательного кла-
пана топливного насоса, а также жесткости пру-
жины клапана можно изменять форму характе-
ристик подачи топливовпрыскивающей системы в
диапазоне малых чисел оборотов кулачкового ва-
лика насоса, соответствующих области режимов
малого газа авиадизеля.
2.	При определенных для данной системы значе-
ниях указанных размеров разгрузочного пояска кла-
15
пана возможно получить корректирование характе-
ристик тоцливоподачи системы, обеспечивающее
устойчивую работу авиадизеля на оборотах малого
газа без 'какого-либо специального устройства (ре-
гулятор малых оборотов.и пр.).
3.	Разработанная методика расчета позволяет
определить протекание характеристики подачи
топливовпрыскивающей системы с корректирую-
щим клапаном выбранных размеров.
,4. Эксперименты по исследованию влияния раз-
личных конструктивных факторов (длина трубо-
провода, затяжка пружины клапана, затяжка пру-
жины форсунки) и вязкости топлива на характе-
ристики топливоподачи системы с корректирую-
щим клапаном подтверждают устойчивость явле-
ния корректирования.
5.	Сравнительные испытания насосов с нормаль-
ными и корректирующими клапанами на одно-
цилиндровом двигателе и авиадизеле показали, что
топливный насос с корректирующими клапанами
обеспечивает вполне устойчивый режим работы
двигателей на оборотах малого газа, равных 450—
•350 об/мин при минимально устойчивом числе обо-
ротов малого газа тех| же двигателей с насосом,
имеющим нагнетательные клапаны нормального
типа, равном 680—780 об/мин. Устойчивость рабо-
ты, экономичность и развиваемая мощность двига-
телей на рабочих режимах одинакова для насосов
с обоими типами клапанов.
6.	Получение устойчивых оборотов малого газа
авиадизеля может быть осуществлено путем
простой замены нормальных для данной системы
нагнетательных клапанов корректирующими. При
этом не требуется производить изменения конст-
рукции или переделки остальных деталей топливно-
го насоса.1
7.	Технология производства корректирующих
клапанов ничем не отличается от существующей
технологии изготовления наиболее распространен-
ного типа нагнетательных клапанов с разгрузоч-
ным пояском.
VII. Библиография
1.	Труды ЦИАМ, Сборник № 7, 1940 г.
2.	Dicksee, Fuel Injection, The Automobile Engineer, 1935,
№ 330-331.
3.	Л. А. Залманзон, Улучшение тяговой характеристики
дизельмоторов автомобильного и танкового типа кор-
ректированием подачи топлива, Диссертация, Москва,
КММИ, 1941.
4.	А. И. Толстов и др, Исследование влияния конструктив-
ных факторов впрыскивающей системы и оборотов
топливного насоса на процессы подачи топлива и сгора-
ния, Труды ЦИАМ, вып. 26, Москва, Оборонгиз, 1938.
5.	Сборник монографий „Двигатели ,внутреннего сгорания",
т. V, под ред. инж.-мех. С. Н. Васильева (П и ш и н г е р,
О механике впрыскивания топлива под давлением),
Машгиз, 1939, Москва—Ленинград.