Расчет топливной аппаратуры быстроходного дизеля

Для дизеля 8VЧ 12,7/14 и номинальной мощностью Ne = 264,8 кВт при n_e = 2200 мин^-1, с удельным эффективным расходом топлива на номинальном режиме g_eN = 0,231 кг/(кВт*ч) дать оценку параметров процесса впрыскивания топливной системы.

2.1. Недостающие исходные данные:

2.1.1.Цикловая подача топлива на номинальном режиме определяется из выражения:

,

где , .

2.1.2.Для определения диаметра плунжера при проектировании вновь создаваемой топливной аппаратуры воспользуемся выражением для нахождения коэффициента подачи насоса, который характеризует степень использования геометрически полезного хода плунжера при впрыскивании топлива.

Задаваясь предварительно (по статистическим данным ), и при (у современных двигателей) и [2] находим, что коэффициента подачи насоса:

.

По рекомендациям ЦНИДИ уточняем диаметр плунжера:

.

По ГОСТ 10578-93 принимаем [3].

2.1.3.Активный ход плунжера:

.

Учитывая, что при проектировании топливной аппаратуры желательно предусмотреть возможность увеличения активного хода плунжера, что необходимо для обеспечения возможной перегрузки двигателя и компенсации износа плунжерной пары:

.

2.1.4.Полный ход плунжера:

.

По ГОСТ 10578-93 принимаем [3].

Полный ход плунжера состоит из 3-х составляющих: хода от НМТ до момента перекрытия впускных отверстий втулки плунжера-конструктивный ход , геометрически активного хода и хода, соответствующего перепуску топлива-хода отсечки [3].

,

.

Цикловая подача на пуске составляет от номинальной 200…300%

,отсюда

 

при

2.1.5.Средняя скорость плунжера на участке геометрически активного хода:

.

где -угла поворота кулачкового вала для объёмного смесеобразования.

2.1.6.Средняя скорость распыливания топлива зависит от перепада давлений на входе и выходе из распыливающих отверстий:

,

где - среднее давление впрыскивания, зависящее от силы затяжки пружины иглы форсунки, гидравлического сопротивления сопел, скорости плунжера и др.;

- противодавление среды (давление внутри цилиндра).

2.1.7.Условная площадь проходного сечения распыливающих отверстий:

.

Принимая, что и получим:

.

2.1.8.Диаметр сопловых отверстий:

,

где - число сопловых отверстий.

2.1.9.Диаметр канала носка распылителя (Рис. 5) [3]:

.

2.1.10.Диаметр основания запирающего конуса иглы [3]:

.

2.1.11.Размер дифференциальной площадки иглы форсунки зависит от диаметра направляющей иглы и диаметра . Для транспортных дизелей . Следовательно, .

2.1.12.Длина распыливающего отверстия: .

2.1.13.Углы запирающих конусов иглы и корпуса распылителя рекомендуется выполнять и с разностью углов [3].

 

Рис. 9 Схема распылителя закрытой форсунки с запорной иглой

2.1.14.Давление начала открытия и посадки иглы распылителя:

,

,

где - усилие затяжки иглы форсунки,

- жесткость пружины,

- подъем иглы [3];

2.1.15.Коэффициент дифференциальности иглы:

.

2.1.16.Диаметр наполнительного и отсечного отверстий во втулке плунжера:

,

где - диаметр плунжера; - средняя скорость течения топлива в отверстиях втулки; -число отверстий во втулке плунжера; 5°- угол поворота кулачкового вала насоса, соответствующий ходу ;

2.1.17.Диаметр топливопровода высокого давления:

,

где =50…80м/с=65 м/с-максимально допустимая средняя скорость топлива в ТВД за период впрыскивания, =1,4* =9,8°

По ГОСТ 8519-93 принимаем [3].

2.1.18.Объем камеры нагнетания:

,

Объем нагнетательного топливопровода:

,

Объем штуцера насоса:

.

2.2. Исходные данные системы:

Диаметр плунжера ;

Диаметр нагнетательного трубопровода ;

Продолжительность активного хода плунжера на режиме номинальной мощности в градусах поворота вала топливного насоса ;

Частота вращения вала топливного насоса ;

Объем камеры нагнетания ;

Объем штуцера топливного насоса ;

Угол поворота вала насоса от начала движения плунжера до момента полного перекрытия всасывающих окон ;

Коэффициент ;

Длина нагнетательного топливопровода ;

Плотность топлива ;

Давление среды, в которую впрыскивается топливо ;

Скорость распространения волны давления ;

Подъем иглы ;

Коэффициент сжимаемости топлива ;

Остаточное давление в системе ;

Давление начальной затяжки пружины нагнетательного клапана ;

Разгружающий ход клапана [2].

2.3. Расчет параметров впрыскивания топливной системы:

Для исследуемой топливной аппаратуры(Рис.6):

,

где .

 

Мгновенный коэффициент подачи насоса:

.

Коэффициент расхода проходного сечения клапана: .

Амплитуда волны подачи, образующейся у насоса для заданных условий:

.

где .

 

Давление топлива в штуцере насоса:

.

Давление топлива в камере нагнетания:

.

Волна с амплитудой F(t) дойдет до форсунки через L/a секунд или:

.

Рис. 10 Принципиальная схема топливной системы быстроходного дизеля

Условная площадь проходного сечения распыливающих отверстий:

.

Величину К определяем по формуле [2]:

,

где - коэффициент расхода топлива под конусом иглы [2], - угол конуса иглы.

.

Давление перед конусом иглы:

,

откуда .

Определим давление впрыскивания:

.

Продолжительность впрыскивания, выраженная в в градусах поворота вала топливного насоса:

.

Игла начнет подниматься при:

.

Угол, на который должен повернуться кулачок, чтобы амплитуда волны F(t-L/a) стала равной 8,91МПа составляет (Рис.10). Следовательно, запаздывание момента начала впрыскивания относительно перекрытия плунжером всасывающих окон [2]:

.

Продолжительность впрыскивания за время активного хода плунжера:

.

За это время в цилиндр двигателя будет подано топлива:

.

После начала отсечки давление будет снижаться и через некоторое время уменьшится до давления начала посадки иглы на седло. Игла начнет опускаться на седло при:

,

где , , .,

а сядет при давлении:

.

Давление впрыскивания, соответствующее началу посадки, и среднее давление впрыскивания за рассматриваемый период времени:

 

.

.

Определим период времени, в течение которого давление в системе уменьшится от до давления, соответствующего моменту начала отхода иглы от упора.

В принятых условиях уравнение можно решить только графическим методом, для чего представим это уравнение в виде:

В левой части уравнения все члены уравнения известны, в правой части остаются неизвестными Δt и Δh_п.

Среднюю скорость истечения топлива через отсечные окна С_0ср и среднюю скорость впрыскивания С_впр.ср определяем по средним давлениям для участка φ”.

;

;

;

 

;

; ;

;

,

где ;

.

Следовательно:

После вычисления получим:

.

Принимая , получим:

.

f₀ найдём, задав , .

Угол наклона винтовой кромки плунжера:

 

, где t = 20мм=0,02м – шаг винтовой линии.

, .

 

Для φ” = 1^о:

,

,

.

Проходная площадь при открытии отсечных окон:

.

.

Для φ” = 2^о:

,

,

.

Проходная площадь при открытии отсечных окон:

.

.

 

Для φ” = 3^о:

,

,

.

Проходная площадь при открытии отсечных окон:

.

.

 

Для φ” = 4^о:

,

,

.

Проходная площадь при открытии отсечных окон:

.

.

Для φ” = 5^о:

,

,

.

Проходная площадь при открытии отсечных окон:

.

.

Рис. 11 Перекрытие отсечных окон винтовой кромкой плунжера.

 

Полученные значения представим в таблице 4:

Таблица 4

φ''	Δhп, м	cosγ	γ, рад	γ, град	f0, м2	V, м3
1°	0,000303	0,8168	0,612	35,1	6,311*10-7	2,299*10-8
2°	0,000606	0,6337	0,890		9,205*10-7	6,717*10-8
3°	0,000909	0,4505	1,047		1,085*10-6	1,188*10-7
4°	0,001212	0,2674	1,3	74,5	1,353*10-6	1,976*10-7
5°	0,001515	0,0842	1,492		1,547*10-6	2,825*10-7

Построим график зависимости правой части уравнения от φ'' и нанесём прямую, параллельную оси абсцисс, которая определяет на оси координат объём V= , м³ (рис. 12).

Рис.12 Графический метод решения уравнений баланса топлива после начала отсечки.

Пересечение этой кривой и будет решением уравнения и определяет искомое значение

φ'' = 2,5°.

Определим количество топлива, впрыснутого за время, соответствующее повороту вала на угол φ'':

.

Для периода от начала до конца посадки иглы на седло:

 

,

где .

,

,

Используя уравнение:

получим:

,

откуда:

.

Теперь можем определить q_ц и φ_п:

,

.

Погрешность первоначально-задаваемых данных q_ц и φ_п соотносительно равно:

Рассчитаем остаточное давление. Для этого определим положение нагнетательного клапана в момент начала посадки иглы на седло:

,

где ,

.

 

.

Объемы V_н и V_c в этом периоде не разъединяются. Следовательно, из объема V_c в объемы Vн дополнительно перетекло следующее количество топлива:

.

Следовательно, полный баланс топлива относительно объема V_н за период φ”:

,

,

.

.

Остаточное давление в системе:

Полученная величина остаточного давления выше заданной на 0,62 МПа. Уменьшить полученную величину до заданной можно путем увеличения продолжительности активного хода плунжера на режиме номинальной мощности в градусах поворота кулачкового вала топливного насоса. Наличие остаточного давления около 0,62 МПа свидетельствует о том, что разгружающий объем нагнетательного клапана выбран правильно Произведем оценку топливной системы на склонность к дополнительным впрыскам:

, т.е. , где

.

На выбранном расчетном режиме параметры процесса впрыскивания исследуемой топливной системы расположены в области отсутствия подвпрыскивания [2].

По результатам проведенного расчета можно построить график, показывающий приближенный характер протекания давлений в топливной системе с допущением, что характер кривой между характерными точками имеет вид линейной зависимости (рис. 13).

Рис. 13. Приближенный характер протекания давлений в топливной системе.

 

Рис. 14. Чертеж плунжерной пары ТНВД

Выводы.

В ходе расчета была произведена оценка основных параметров впрыскивания топливной системы дизеля:

1) Полученное давление впрыскивания 42,7 МПа не соответствует современным требованиям (несколько занижено), что приведет к ухудшению распыливания топлива. Заниженное значение приводит к повышению , дымности и концентрации СО, СН_x.

2) Определены продолжительность основных периодов впрыскивания: =4,5⁰ -продолжительность впрыскивания за время активного хода плунжера, = 2,5⁰- период отсечки, =4,18⁰ - посадки иглы распылителя в седло, которые близки к углам современных двигателей.

3) Цикловая подача топлива q_ц, рассчитанная по упрощенной методике, находится в пределах допустимой инженерной погрешности (не более 15% от действительности) что позволяет использовать упрощенную методику для приближенного расчета ТНВД, а также подбора серийно-выпускаемых ТНВД для вновь разрабатываемых дизелей.

4) Продолжительность подачи топлива φ_п отличается от задаваемого среднестатического значения для объёмного смесеобразования. С целью уменьшения параметра φ_п необходимо увеличить площадь проходного сечения распыливающих отверстий путем увеличения количества сопловых отверстий или (и) их диаметра d_c.

Из расчета топливной системы на склонность к дополнительным впрыскам следует, что на выбранном расчетном режиме параметры процесса впрыскивания исследуемой топливной системы расположены в области отсутствия подвпрыскивания.

Полученная величина остаточного давления близка к заданной. Наличие остаточного давления около 4,0 МПа свидетельствует о том, что разгружающий объем нагнетательного клапана был выбран правильно.

Следствием того, что полученная топливная аппаратура не соответствует современным стандартам, может служить недостаточность знаний о взаимосвязях подачи топлива, смесеобразования и сгорания, которая является следствием сложности физических течений и химических реакций, возникающих в цилиндре дизеля при подготовке топлива к воспламенению и сгоранию.

Расчет системы пуска.

Рассчитаем систему пуска для дизельного двигателя 8VЧ 12,7/14, пусковая частота вращения 300 мин^-1.

В связи с недостаточной точностью расчетного определения момента, который должен развивать стартер, исходя из худших условий для пуска, для ориентировочного определения момента сопротивления вращению вала двигателя М_с и необходимой мощности стартера N_ст, используют эмпирические формулы, полученные на основании экспериментальных исследований.

Для быстроходных дизелей с числом цилиндров i=8 большой мощности:

кг·м,

где 14,187 л - объём двигателя

6000 сСт – кинематическая вязкость масла при t = -5°C [4].

n = 300

Среднее давление трения:

7,75

Следовательно, необходимая мощность стартера:

32,14 л.с.=23,64 кВт , где

k=1 – коэффициент, учитывающий дополнительное сопротивление прокручиванию двигателя, установленного на транспортном средстве.

- КПД передачи крутящего момента со стартера на маховик.

Определим сколько необходимо мощности для стартера:

 

Список литературы

1. Расчет и проектирование карбюраторов: Методические указания к курсовой работе по дисциплине «Системы топливопитания автотракторных ДВС» / Составители: Е.А.Егошин, И.П.Маков.-Набережные Челны: Изд-во КамПИ, 1994,-36с.

2. Методы оценки основных параметров процесса впрыскивания и топливной аппаратуры быстроходного дизеля: Методические указания к курсовой работе по дисциплине: «Системы топливопитания автотракторных ДВС»/ Составители: Е.А.Егошин. Набережные Челны: КамПИ, 1994,-42с.

3. Е.А.Егошин, И.П.Маков. Некоторые расчетные зависимости и статистические данные по подбору топливной аппаратуры: Учебное пособие. Набережные Челны: КамПИ,1995,-104с.

4. Смазочные материалы. Производство, применение, свойства. Справочник: пер. с англ. 2-го изд. /под ред. В.М. Школьникова – СПб.:ЦОП «Профессия», 2012. – 944 с., ил.