Разработка автоматизированного метода измерения топливоподачи дизелей при техническом обслуживании тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.20.03, кандидат наук Девянина Анна Сергеевна

• Девянина Анна Сергеевна
• кандидат наук
• 2018

Оглавление диссертации кандидат наук Девянина Анна Сергеевна

Введение

1. Анализ состояния вопроса, цели и задачи исследования

1. Состояние вопроса

1.1. Параметры топливоподачи и их влияние на рабочий процесс дизеля

1.2. Основные виды испытаний топливной аппаратуры дизелей

1.3 Методы и средства оценки параметров впрыскивания в дизелях

1.4. Анализ существующих стендов для контроля топливной системы типа Common Rail отечественного и зарубежного производства

1.5. Основные выводы и задачи исследований

2. Теоретическое обоснование метода измерения цикловой подачи топлива

2.1. Оценка погрешности измерения цикловой подачи топлива традиционным методом

2.2. Математическое описание процессов безмензурочного метода

2.3. Факторы, влияющие на процесс измерения

2.4. Оценка влияния неравномерности подачи топлива на показатели дизеля 87 2.5 Основные выводы по главе

3.Расчетные исследования работы измерительного устройства

3.1.Алгоритм метода расчета процессов

3.2.Программа расчетных исследований

3.3. Результаты расчетных исследований и их анализ

3.4.Основные выводы по главе

4.Экспериментальные исследования метода измерения цикловой подачи

4.1.Экспериментальная установка

4.2.Программа и методика экспериментальных исследований

4.3.Методика обработки результатов измерений

4.4.Оценка погрешности измерений

4.5.Результаты экспериментальных исследований и их анализ

4.6.Основные выводы по главе

Основные выводы по работе

Список литературы

ПРИЛОЖЕНИЯ

Введение

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Разработка автоматизированного метода измерения топливоподачи дизелей при техническом обслуживании»

Актуальность темы.

Энергетические, экономические и экологические показатели дизелей в первую очередь определяются работой системы питания. Топливная система дизеля, как составляющая системы питания является одной из важнейших систем. От степени совершенства топливной системы и ее технического состояния в процессе эксплуатации зависят показатели рабочего процесса дизеля, его надежность, а также эксплуатационные характеристики. В связи с этим к топливным системам дизелей предъявляют высокие требования.

Такие показатели как цикловая подача топлива и ее изменение по частоте вращения, угол опережения впрыскивания являются настраиваемыми параметрами как в процессе производства новой аппаратуры, так и в процессе ее обслуживания при эксплуатации. Качество настройки этих параметров обеспечивает качественный уровень показателей дизеля, поэтому разработка современных методов контроля этих показателей топливоподачи остается актуальной задачей.

Цель работы. Разработка безмензурочного метода измерения цикловой подачи топлива с возможностью автоматизации процесса для повышения эффективности регулировки топливной аппаратуры автотракторных дизелей при их техническом обслуживании.

Задачи исследований:

1. провести анализ мензурочного метода измерения на получаемые погрешности измерений;

2. разработать математическую модель, алгоритм и программу расчета работы предлагаемого устройства, провести комплекс расчетных исследований и определить основные характеристики конструкции измерительного устройства;

3. создать экспериментальную установку и провести комплекс исследований по проверке достоверности результатов измерений разработанным методом;

4. провести экспериментальную оценку традиционного и разработанного методов измерения цикловых подач топлива.

Объект исследования. Техническое обслуживание и регулирование топливной аппаратуры автотракторных дизелей.

Предмет исследования. Метод автоматизированного определения показателей топливоподачи.

Методы исследования.

Исследования основаны на теоретическом анализе, проведении расчетных исследований при компьютерном моделировании и экспериментальной проверке в лабораторных условиях.

Научная новизна работы:

- Научно обоснована возможность создания автоматизированного способа измерения цикловой подачи топлива методом с безмензурочным устройством без подвижных элементов;

- Разработаны методика, алгоритм и программа расчета процессов в измерительном устройстве, позволяющие оптимизировать его конструктивные характеристики;

- Получены математические зависимости, описывающие изменение параметров характеризующих работу измерительного устройства для условий испытания большинства автотракторной топливной аппаратуры.

Теоретическая и практическая значимость работы. Разработанный метод может быть положен в основу безмензуросного измерения цикловой подачи топлива и момента начала подачи, а также данный метод измерения цикловой подачи топлива позволяет определять количество топлива поданного за каждое впрыскивание и обнаруживать подвпрыскивание топлива.

Получены аналитические зависимости, позволяющие определить основные характеристики регистрируемых параметров в измерительном устройстве в зависимости от его конструкции, применяемой испытательной жидкости и характеристики впрыскивания для большинства топливной аппаратуры тракторных дизелей.

Разработана математическая модель и программа расчета, позволяющие исследовать изменение параметров в измерительном устройстве в зависимости от его конструкции, применяемой испытательной жидкости и характеристики впрыскивания топливной аппаратурой тракторных дизелей любой мощности.

Реализация результатов исследований. Результаты диссертационной работы используются в учебном процессе ФГОУ ВО РГАУ-МСХА имени К.А. Тимирязева. (Приложение 5)

Степень достоверности и апробация результатов.

Достоверность полученных результатов подтверждается использованием измерительных систем с компьютерной обработкой данных, статистической обработкой полученных результатов экспериментов по известным общепринятым зависимостям, использованием при обработке результатов электронных таблиц Excel с приложениями, оценкой погрешности средств и результатов измерений, четким физическим смыслом полученных результатов и согласованностью их с современными представлениями о предмете исследования.

Выносимые на защиту положения диссертации опубликованы в рецензируемых журналах, рекомендованных ВАК РФ, докладывались на международных научно-технических конференциях, семинарах и форумах:

1. Научно-практический семинар академика В.Н. Болтинского: Способы измерения цикловой подачи топлива.

2. Инновационные технологии в сфере с/х машиностроения компании Джон Дир: Стенды для испытания современной топливной аппаратуры дизелей.

3. Производственный форум: Tech Connect 2014: Использование безмензурочного способа для повышения качества регулировки топливной аппаратуры дизелей.

4. Научно-практический семинар академика В.Н.Болтинского: Анализ способов измерения цикловой подачи топливной аппаратуры дизелей с целью автоматизации процесса измерений.

5. Международная конференция ФГБОУ ВО РГАУ МСХА Имени К.А. Тимирязева: Анализ методов измерения подачи топлива ТНВД

6. Научно-практический семинар академика В.Н.Болтинского: Расчетные исследования системы безмензурочного измерения цикловой подачи ТНВД.

7. Научная конференция электронных систем -2016: Методы измерения цикловой подачи топливных систем с электронным управлением.

8. Международной научно-практической конференции, посвященной 200-летию Н.И. Железнова: Влияние неравномерности подачи топлива на показатели дизеля.

Личный вклад автора.

1. Проведен анализ существующих методов измерений подачи топлива.

2. Разработана методика, математическая модель и программа расчёта устройства для безмензурочного определения параметров топливоподачи.

3. Проведены расчётные исследования работы устройства, анализ результатов расчетов и определены конструктивные параметры.

4. Разработана экспериментальная установка с безмензурочным определением параметров топливоподачи.

5. Проведены экспериментальные исследования и их анализ.

Представление и публикация результатов исследований

По теме диссертации опубликовано 6 работ, в том числе 3 в изданиях, рекомендованных ВАК.

1. Анализ состояния вопроса, цели и задачи исследования

1. Состояние вопроса

К современным дизелям предъявляются достаточно жесткие требования. Они должны удовлетворять нормам по токсичности отработавших газов (ОГ), иметь высокую топливную экономичность, и в то же время становиться более мощными и менее шумными. Истощение мировых запасов нефти приводит к повышению цен на нефтепродукты, а увеличение транспорта с ДВС приводит к росту выбросов в атмосферу СО2, поэтому растет актуальность экономного расходования топлива [96]. В результате особое внимание при совершенствовании дизелей обращается на снижение расхода топлива.

Энергетические, экономические и экологические показатели дизелей в первую очередь определяются работой системы питания. Топливная система дизеля, как составляющая системы питания является одной из важнейших систем. Она выполняет функцию обеспечения нормального питания дизеля топливом при различных его режимах работы. Поэтому от степени совершенства топливной системы и ее технического состояния в процессе эксплуатации зависят показатели рабочего процесса дизеля, его надежность, а также эксплуатационные характеристики. По этим причинам к агрегатам топливной системы дизелей предъявляют высокие требования. За последние десятилетия развитие дизелестроения было активным благодаря разработкам в области технологий топливных систем.

Среди наиболее значительных новаций в этой области следует отметить топливные системы с насос-форсунками (UIS) и с индивидуальными ТНВД (UPS). Эти топливные системы с каждым годом охватывают все большую долю рынка, поскольку обеспечивают точное дозирование топлива индивидуально для каждого цилиндра, при очень высоком давлении впрыска и в точно установленный момент впрыска. Что, в свою очередь, существенно влияет на процесс сгорания, делая его более эффективным, чем в случае традиционных

топливных систем, позволяя получить более высокую мощность, меньший расход топлива, более низкие уровни шума и содержание вредных выбросов в ОГ.

От степени совершенства топливной системы и ее технического состояния в процессе эксплуатации зависят показатели рабочего процесса дизеля, его надежность, а также эксплуатационные характеристики. В связи с этим к топливным системам дизелей предъявляют высокие требования.

Топливные системы всех дизелей должны выполнять следующие функции:

• дозировать топливо в соответствии с режимом работы дизеля; подавать топливо в камеру сгорания под высокими давлениями на всех режимах работы дизеля;

• обеспечивать заданное начало подачи топлива на всех эксплуатационных режимах;

• осуществлять наивыгоднейшую продолжительность подачи, обеспечивающую полное сгорание всего впрыснутого топлива за период, когда поршень находится вблизи верхней мертвой точки;

• подавать топливо в соответствии с характеристикой впрыска, наиболее благоприятной для протекания процесса сгорания;

• обеспечивать четкую отсечку подачи топлива для предотвращения подтекания топлива из форсунок, обусловливающего закоксовывание сопловых отверстий, конца распылителя и других деталей форсунок, а также их перегрев;

• осуществлять хорошее распыливание топлива и равномерное его распределение по объему камеры сгорания;

• устранять нежелательные дополнительные впрыски после окончания процесса сгорания на всех режимах работы дизеля;

• обеспечивать идентичность впрыска по отдельным цилиндрам, состоящую в подаче одинаковых порций топлива в одинаковые фазы рабочего процесса всех цилиндров дизеля. [44]

Требования к топливным системам разработаны для обеспечения высоких мощностных и экономических показателей дизелей, обеспечения экологических норм, характера протекания процесса сгорания в цилиндре, достигнутого уровня показателей различных топливных систем, обеспечения надежной эксплуатации ДВС и его систем [68]. Далее приводятся ключевые требования, которые применимы к большинству применяемых топливных систем:

а) стабильность показателей топливоподачи во время эксплуатации машины;

б) регулирование цикловой подачи и угла опережения впрыскивания в зависимости от нагрузки, частоты вращения, давления наддува, условий окружающей среды, теплового состояния дизеля и пр.;

в) допустимая неравномерность топливоподачи по секциям ТНВД;

г) обеспечение заданного срока службы на уровне ресурса двигателя;

д) невысокая сложность при обслуживании, регулировки и ремонте, которая подразумевает возможность выполнения на станциях обслуживания квалифицированным персоналом;

е) невысокие стоимость и масса, хорошая технологичность (доля стоимости ТПА составляет от 25 до 40 % дизеля);

ж) изменение характеристики впрыскивания и давления, управление ими в заданном соответствии с режимами работы;

з) исключение подвпрыскивания и подтекания;

и) незначительный уровень шума и снижение величины шумности работы двигателя;

к) сохранение на режимах малых нагрузок и холостого хода стабильных минимальных подач топлива, обеспечение предварительной порции многофазного впрыскивании ^цшт/Вдном<1/10... 1/50);

л) удаление воздушных пробок из системы прокачкой топлива перед пуском дизеля.

Для топливной аппаратуры дизелей наземного транспорта следует указать еще дополнительные требования:

а) обеспечение заданной характеристики топливоподачи от частоты вращения;

б) обеспечение на переходных режимах работы двигателя высоких динамических характеристик; высокое качество переходных процессов в самой ТПА;

в) герметичность системы для исключения потерь топлива, попадания в систему воздуха, пыли и воды;

г) сохранение работоспособности в широком интервале изменения температуры и давления окружающей среды.

1.1. Параметры топливоподачи и их влияние на рабочий процесс

дизеля

Общие технические условия относительно топливных насосов дизелей представлены в ГОСТ 10578-95, который устанавливает основные параметры топливных насосов для автотракторных дизелей [19]:

• начало нагнетания или впрыскивания по углу поворота вала насоса;

• частоту вращения, соответствующую началу действия регулятора;

• частоту вращения, соответствующую автоматическому выключению подачи топлива регулятором;

• часовая или средняя цикловая подача на частоте вращения, соответствующей номинальной мощности, на частоте вращения холостого хода, на частоте вращения, соответствующей максимальному крутящему моменту и пуску дизеля.

ГОСТ 10578-95 устанавливает технические требования к точности регулирования основных параметров топливных насосов:

• отклонение средней цикловой подачи топлива на номинальном режиме работы насоса и режиме максимального крутящего момента при регулировании

на стенде не должно выходить за пределы +/- 1,5% (при проверке насоса на контрольном стенде допускается дополнительное отклонение подачи +/- 1%);

• отклонение геометрического начала подачи топлива между секциями насоса не должно превышать +/- 0,5° по углу поворота кулачкового вала, при этом за нуль отсчета углов принимается начало подачи топлива одной из секций насоса с допуском не более 1°;

• неравномерность подачи топлива по секциям рядного насоса при его регулировании на стенде не должна превышать на номинальном режиме и режиме максимального крутящего момента 3%, на режиме холостого хода 30% и при проверке 6 % и 35 %. Для насосов распределительного типа, соответственно, 6% и 30%.

ГОСТ 10578-95 устанавливает погрешности для средств измерений параметров топливных насосов:

• погрешность средств измерений подачи линиями высокого давления на номинальном режиме не более +/-1%;

• погрешность средств определения числа циклов не более +/- 1 цикл;

• погрешность средств измерения угла поворота вала насоса не более +/-15 секунд.

Существенное ухудшение мощности и топливно-экономических показателей дизелей зависит в первую очередь от изменения параметров топливоподачи и в меньшей степени зависит от износа двигателя. Например, у двигателей при сильном износе цилиндропоршневой группы, но с нормально отрегулированной топливной аппаратурой отмечалось ухудшение мощностных и экономических показателей не более чем на 5% [26]. Цикловая подача топлива непосредственно влияет на полноту сгорания топлива, так как показатели рабочего процесса дизеля сильно зависят от коэффициента избытка воздуха. Поэтому эффективным методом достижения высоких экологических показателей является управление топливоподачей дизелей, оптимизирующей

значение избытка воздуха. Такой подход влияет как на экономические, так и на экологические показатели дизеля [6,17,24,27,45,59].

Появление неисправности в работе топливной аппаратуры в первую очередь влияет на расход топлива и дымность отработавших газов (табл. 1.1). Неотрегулированная или некачественно отрегулированная аппаратура приводит к работе двигателя со значительном увеличением расхода топлива. Своевременное техническое обслуживание топливной аппаратуры дизеля уменьшает также и токсичность дизеля на 30 %, обеспечивает его работу при допустимом уровне дымности [18, 70, 73].

Таблица 1.1. Влияние неисправности ТА на выбросы вредных веществ и увеличение расхода топлива

Изменение показателя, %

Вид неисправности ТО Ш NOx Дымность Расход топлива

Регулировка ТНВД +5...50 +5...25 - 25...+25 +25...100 + 5...25

Нарушение угла опережения впрыскивания топлива +5...50 + 0...25 - 100...+100 -25 ...+50 + 5...25

Износ основных деталей дизеля +50 +100 - 25 + 100 + 15

Неисправность форсунок +25.50 +50...100 - 25 - 25...+ 25 + 10...20

Опережение впрыскивания оказывает влияние на начало воспламенения и продолжительность сгорания и, как следствие, топливную экономичность и шумность работы дизеля, его динамические показатели, и тем самым влияет на ресурс и надежность [24, 27, 73].

Большое влияние на токсичность дизеля оказывает угол опережения начала впрыскивания (таблица 1.1.). Так, при снижении угла опережения впрыскивания топлива от 28 до 22 градусов содержание оксидов азота снижается на 50...60%, количество СО при этом почти не изменяется. На образование сажи существенно влияет запаздывание конца подачи топлива. Уменьшение его,

например, в двигателях ЯМЗ, на 1 градус поворота вала топливного насоса снижает содержание сажи примерно на 10% [17, 26, 44, 45].

От угла опережения впрыскивания топлива 0 зависит уровень выбросов таких токсичных компонентов в отработавших газах, как оксиды азота NOх, продукты неполного сгорания топлива (СО, СНх, С). Это связано с тем, что при уменьшении 0 снижается максимальная температура сгорания. В связи с этим количество NOх уменьшается при уменьшением 0, а выбросы продуктов неполного сгорания (СО, СНх, С), как правило, увеличиваются.

На каждом режиме работы дизеля существует свое оптимальное значение угла опережения впрыскивания для достижения лучшей топливной экономичности, экологических показателей. С увеличением частоты вращения период времени, отводимый на процесс смесеобразования уменьшается и оптимальное значение 0 увеличивается, а при уменьшении частоты вращения -наоборот. Например, для дизеля Д-144, при увеличении частоты вращения с 1400 до 2000 мин-1 оптимальное значение 0 увеличивается с 19° до 25 п.к.в. до ВМТ. В дизелях без наддува давление и температура конца сжатия с уменьшением нагрузки при постоянной частоте вращения подача воздуха практически не изменяется. В результате период задержки воспламенения при подаче в цилиндры дизеля меньшей дозы топлива несколько сокращается, что приводит к уменьшению оптимального угла опережения впрыскивания [10, 48, 49, 60].

Допустимая величина межсекционной неравномерности оговаривается ГОСТ 10578-95 и регулируется при техническом обслуживании топливной аппаратуры. Межцикловую неравномерность ГОСТ не регламентирует и ее величину никак не оценивают при производстве и настройка аппаратуры. Методы ее изменения не разработаны и на заводах по производству топливной аппаратуры она не контролируется. Между тем, выявлено ее существенное влияние на технико-экономические показатели работы дизеля целым рядом исследований [24]. Особенно ощутимо проявляется отрицательное влияние нестабильности параметров топливоподачи на режимах малых цикловых подач и частот вращения

коленчатого вала. Отсутствие необходимой равномерности может привести к неустойчивой работе дизеля при работе на режимах холостого хода [30].

Отсюда следует, мощность, надёжность, экономичность и экологические показатели дизеля зависят от параметров топливоподачи. Отклонение этих параметров от нормального состояния приводит к падению мощности, увеличению расхода топлива, ухудшению экологических показателей и сокращению ресурса дизеля. Основные параметры топливоподачи должны контролироваться в процессе технического обслуживания ТА дизелей.

Методы, которыми обеспечивается контроль этих параметров, в стандарте ГОСТ 10578-95 не оговариваются и это позволяет применять различные способы измерения значений параметров [6]. При анализе различных способов измерений важно уделять внимание трудоемкости и производительности применяемого метода, возможности автоматизации процесса измерений, обработки и хранения результатов, исключения субъективной оценки результата измерений.

1.2. Основные виды испытаний топливной аппаратуры дизелей

Основные виды испытаний топливной аппаратуры дизелей, оказывающей существенное влияние на их характеристики оговариваются стандартами, среди которых можно отметить следующие [22]: о «Насосы топливные дизелей. Типы, основные размеры и технические требования» (ГОСТ 10578);

о «Дизели автотракторные. Топливная аппаратура. Насосы топливные высокого

давления. Правила приемки и методы испытания» (ГОСТ 8670); о «Дизели автотракторные. Топливная аппаратура. Форсунки. Правила приемки и

методы испытания»(ГОСТ 8669); о «Дизели. Топливная аппаратура. Форсунки» (ГОСТ 10579); о «Распылители форсунок дизелей. Технические требования» (ГОСТ 9928)

о «Плунжерные пары топливных насосов дизелей. Технические требования» (ГОСТ 9927);

о «Клапаны нагнетательные топливных насосов дизелей Технические требования» (ОСТ 24 066 06).

Стандартами устанавливаются определенные методы испытания, однако допускаются и другие, гарантирующие соблюдение технических требований предъявляемых стандартом.

Измерение момента начала нагнетания топлива секциями ТНВД может быть осуществлено статическими или динамическими методами. При статических методах измерения определяют так называемое геометрическое начало подачи, которое определяется моментом перекрытия впускного канала или канала перепуска топлива в начале движения плунжера. Эти методы применяют в основном для ТНВД с механическим управлением подачей топлива.

Среди статических методов наиболее широкое распространение получил метод с помощью моментоскопа, приспособления с прозрачной трубкой через которую наблюдают за движением топлива, поступающего в моментоскоп из секции ТНВД [65]. Несмотря на простоту метода, он требует высокой классификации регулировщика и при отсутствии навыков имеет очень большую погрешность, кроме того он малопроизводителен.

Меньшей погрешностью обладает метод контроля высоты подъема плунжера в момент перекрытия канала наполнения надплунжерного пространства, но этот метод требует доступа к плунжеру секции измерителем его подъема и в качестве способа проверки собранного ТНВД малоприменим из-за малой производительности и большой трудоемкости. Кроме того разборка секции и ее последующая сборка потребует дополнительного контроля герметичности сборки.

Динамические методы контроля момента начала подачи топлива разделяются на определение момента начала нагнетания ТНВД (у штуцера насоса) и момента начала впрыскивания форсункой (действительный момент

начала подачи). Динамические методы нашли применение как при контроле регулировок ТНВД, так и при управлении процессом топливоподачи на двигателе с электронным управлением.

При контроле регулировок используется стробоскопический эффект. Если вспышка лампы стробоскопа осуществляется от датчика установленного у штуцера ТНВД, то это значение угла принимается за начало нагнетания ТНВД, а если у форсунки - то за момент начала впрыскивания. В качестве датчика используются датчики давления, встраиваемые в топливопровод высокого давления или накладного типа. При установке у форсунки это могут быть также датчики перемещения иглы форсунки и датчики, реагирующие на топливо подаваемое форсункой. Точность измерения определяется в первую очередь качеством применяемых датчиков, их монтажа в систему и квалификацией работника.

Традиционным методом для измерения подачи топлива, а также неравномерности подачи по линиям высокого давления является применение мерных ёмкостей (мензурок). Подобный принцип измерений реализован в большинстве отечественных и зарубежных стендов для испытания и регулирования ТА. Основное достоинство такой системы в ее относительной простоте. Однако, подобной системе характерен ряд недостатков, связанных прежде всего со значительными затратами времени на получение результата единичного измерения (до 2мин.), вредным влиянием паров топлива на оператора. Реальная погрешность измерения цикловой подачи для систем с верхним наполнением составляет на режиме пуска 4 мм3/цикл, а на остальных режимах находится в пределах 3 мм3/цикл [26, 39].

Основное количество стендов для проверки и регулировки ТНВД оснащены мензурочным методом измерения количества подаваемого топлива ТНВД, что связано с его простотой обслуживания и контроля работоспособности.

Современные топливные системы уже должны обеспечивать подачу топлива, которая меняется по определенному закону в процессе одного цикла

подачи [81]. Традиционным методом с помощью мерных мензурок провести измерения несоответствия получаемой характеристики впрыскивания заданной определить невозможно. Решение такой задачи требует использования других методов измерений, которые могут регистрировать характер подачи топлива в процессе единичного цикла по времени или углу поворота вала. Такие подходы требуют высокого быстродействия измерительной системы.

Общие технические требования, предъявляемые к ТНВД, приводятся в ГОСТ 10578—74. Методы испытания насосов, автотракторных дизелей регламентируются ГОСТ 8670— 75, а насосов дизелей общего назначения — соответствующей технической документацией. В методике испытаний приводится краткий перечень оборудования и приборов, которыми снабжается стенд для регулирования и обкатки насосов. При испытаниях блочных насосов (рядных и V образных) проверяется и регулируется отклонение значения геометрического начала нагнетания по секциям ТНВД, которое не должно превышать ±30'. Геометрическое начало нагнетания определяют моментоскопом (Рисунок.1.1) по началу движения мениска топлива в прозрачной трубке с внутренним диаметром 1—2 мм.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Девянина Анна Сергеевна, 2018 год

- \ у

1 ST-

1 j \

- - |\ \ 1 > V ——■i

1 ^ 1 \ 1 \ 1 0

II г ГТ \

1 \ |\ \

I // У \ \ 1 1 /

: у / Л \ 1 j /

i) у ✓ / У /ф \

(Г* i-fff—t--- 1 i 1

<r S !ОСЮ Z 3 4S шта ?. 3 Ч S Ю* Z J и 5 W'WeH

Рисунок. 2.8 Зависимость коэффициента расхода жидкости из малого отверстия в тонкой стенке от чисел Вебера и Фруда [5].

Для предлагаемого измерительного устройства истечение жидкости из жиклера происходит в эту же жидкость, и следовательно, граница раздела фаз отсутствует и коэффициент поверхностного натяжения жидкости а = 0 и We = 0. Поэтому влиянием числа We на коэффициент расхода можно пренебречь.

Характерный размер d - диаметр отверстия жиклера в измерительном устройстве определяет площадь его проходного сечения, которая не должна превышать проходное сечение форсунки более чем в 10 раз для обеспечения максимального давления в камере 5.6 МПа из-за существенного снижения давления в измерительной камере роста погрешности измерения. Для распылителей автотракторных форсунок проходное сечение находится в диапазоне 0,15.0,4 мм2, поэтому площадь проходного сечения жиклера не

должна превышать 4.. .5 мм2 или для круглого отверстия диаметр его должен быть меньше 2,5 мм.

Для значения числа Бг = 10 и ёж = 2,5^10-3 м скорость потока w ищем по выражению:

w = и получаем w ~ 0.5 м/с.

Таким образом, условие Бг< 10 обеспечивается скоростью потока w< 0.5 м/с или для применяемых жидкостей с плотностью до 1000 кг/м3 перепадом давления на жиклере, в соответствии с зависимостью 2.16, (р - р0) <125 Па. Такой уровень перепада давлений существенно меньше рекомендуемого уровня 5.6 МПа и находится в диапазоне погрешности измерения давлений для измерительного устройства. Поэтому влиянием числа Бг на коэффициент расхода также можно пренебречь.

Влияние числа Рейнольдса Яе на коэффициент расхода исследовалось многими учеными. Альтшуль А.Д. [13] исследуя истечение жидкости через отверстие в тонкой стенке получил зависимости коэффициента скорости Ф,коэффициента сжатия потока е и коэффициента расхода жиклера ¡и в зависимости от числа Яе, которые представлены на Рисунке. 2.9. коэффициента

о,за ово

070 060 0,50 0*0 0,30

Ю ЮО 5001000 5000 №* 5 /0" Ю3 5 /0г*е„

Рисунок. 2.9 Зависимость коэффициентов истечения из отверстия в тонкой стенке от числа Яе [13]: ф- коэффициент скорости,е - коэффициента сжатия потоками - коэффициента расхода жиклера.

• ■V "'о о

• X * \ Vе«'

• £» /.Ле«)

•-в"

_1 (в. I

/«■ ' 1 I

. • г _

О 2 —

-а 7 -

Уровень значений числа Рейнольдса Яе при истечении жидкости через жиклер измерительного устройства зависит как от конструктивных характеристик жиклера и уровня давлений в измерительной камере, так и характеристик используемой жидкости. Если исходить из максимального уровня давлений 5.6 МПа, диаметра отверстия жиклера ёж ~ 1 мм и использования дизельного топлива в качестве испытательной жидкости (рж = 820 кг/м3 ид = 4^10-6 м2/с), то используя зависимости 2.16 и 2.22 будем иметь число Яе< 30000.

Для учета зависимости числа Яе на коэффициент расхода в процессе обработки результатов измерений желательно иметь аналитическое описание функции и = /¡(Яв). Предлагаемые в работе [13] аналитические зависимости для практического использования приведены для 3-х диапазонов изменения числа Яе:

25< Яе < 300

а = —---(2.25)

г 1.5 + 1.4-Яе 4 7

300 < Яе < 10000

0 27

д = 0.592 + ^ (2.26)

10000 < Яе

д = 0.592 + ^ (2.27)

Результаты расчетов коэффициента расхода для отверстия в тонкой стенке по приведенным выражениям представлены на Рисунке. 2.10, а. Как следует из приведенных данных на участке Яе<300 наблюдается существенное расхождение опытных данных и результатов полученных по выражению 2.25. Такое расхождение может быть из-за возможной опечатки в предлагаемой формуле.

Несколько лучшие результаты дает выражение для 25 <Яе< 300:

Яе

а = —-— , (2.28)

г 15 + 1.4-Де у 7

в котором знаменатель вместо 1,5 содержит число 15, как показано на Рисунке 2.10,б.

а б

Рисунок. 2.10 Сопоставление опытных и расчетных значений коэффициента

расхода и = /¡(Яв):----опытные данные; +++++ - результаты расчета;

а - по формулам 2.25, 2.26, 2.27; б- по формулам 2.28, 2.26, 2.27

Несмотря на улучшение данных аналитической зависимости, показанной на Рисунке. 2.10,б расхождение на некоторых участках доходит до 10 %, что заметно повлияет на результаты обработки измерений. Поэтому была сделана попытка получить аналитическую зависимость с меньшей погрешностью вычислений.

Зависимость коэффициента расхода от числа Яе имеет сложный характер протекания, но как отмечалось ранее коэффициент расхода жиклера ¡представляет собой произведение двух коэффициентов фи е т.е. ¡и = ф^ е. Поэтому вначале были получены аналитические зависимости для коэффициентов скорости фи сжатия струи епри изменении числа Яе = 10.106 в следующем в виде:

^ = 1---Яе

-0.316

£ = 0,6 + 2,6 • Яе

0.38

12

7.54+Де'

(2.29)

(2.30)

С учетом того, что ¡и = ф^ е выражение для расчета коэффициента расхода принимает следующий вид:

= (1 - 8 • Яе-0316) • (0,6 + 2,6 • Яе

-0.38

12

7.54+Де,

(2.31)

Сопоставление результатов опытных и расчетных значений коэффициентов истечения показано на Рисунке. 2.11.

Рисунок. 2.11 Сопоставление опытных и расчетных значений коэффициентов истечения j = fi(Re): ф- коэффициент скорости,8 - коэффициента сжатия потока,и -коэффициента расхода жиклера;

----опытные данные;---- результаты расчета по формулам 2.29, 2.30, 2.31.

Статистический анализ полученных зависимостей по оценке достоверности коэффициентов уравнений расчета представлен в таблице 2.2, который сделан с помощью электронных таблиц Excel по корреляции опытных данных, представленных сплошными черными линиями на графике с результатами расчетных значений по зависимостям 2.29, 2.30 и 2.31. Как показал корреляционный анализ, предложенные зависимости для коэффициентов истечения позволяют получить значения для коэффициента скорости ф по формуле 2.29 с коэффициентом корреляции Кф =0,9986; для коэффициента сжатия потока 8 - К8 =0,9996 и для коэффициента расхода ju- Км =0,9969. Полученные зависимости могут быть использованы в процессе обработки опытных данных по исследованию процесса впрыскивания.

№ пп Ке В Вр Ф Фр Ц Цр

1 10 1 0,9997 0,340 0,3559 0,34 0,3558

2 11 1 0,9981 0,370 0,3744 0,37 0,3737

3 12 1 0,9971 0,390 0,3930 0,39 0,3919

4 13 1 0,9967 0,410 0,4119 0,41 0,4105

5 15 1 0,9967 0,435 0,4308 0,435 0,4294

6 16 1 0,9969 0,450 0,4499 0,45 0,4484

7 18 0,999 0,9971 0,475 0,4690 0,475 0,4676

8 21 0,998 0,9971 0,495 0,4882 0,495 0,4868

9 23 0,997 0,9968 0,520 0,5074 0,52 0,5058

10 27 0,995 0,9959 0,538 0,5267 0,538 0,5245

11 30 0,993 0,9942 0,555 0,5459 0,555 0,5427

12 35 0,991 0,9915 0,572 0,5650 0,57 0,5602

13 40 0,988 0,9877 0,590 0,5841 0,583 0,5769

14 46 0,984 0,9826 0,610 0,6030 0,6 0,5925

15 54 0,971 0,9761 0,630 0,6218 0,612 0,6069

16 63 0,966 0,9682 0,645 0,6404 0,623 0,6200

17 75 0,959 0,9589 0,660 0,6587 0,633 0,6317

18 89 0,951 0,9482 0,675 0,6769 0,642 0,6418

19 106 0,943 0,9362 0,690 0,6947 0,651 0,6503

20 128 0,930 0,9229 0,705 0,7121 0,656 0,6572

21 155 0,914 0,9085 0,720 0,7293 0,658 0,6626

22 190 0,895 0,8933 0,735 0,7460 0,661 0,6664

23 234 0,878 0,8773 0,750 0,7623 0,663 0,6687

24 292 0,861 0,8608 0,765 0,7781 0,664 0,6698

25 366 0,844 0,8439 0,780 0,7935 0,665 0,6696

26 463 0,827 0,8268 0,795 0,8083 0,665 0,6684

27 592 0,810 0,8098 0,810 0,8226 0,665 0,6662

28 764 0,793 0,7930 0,825 0,8364 0,665 0,6633

29 997 0,780 0,7766 0,840 0,8496 0,665 0,6598

30 1314 0,766 0,7607 0,853 0,8621 0,664 0,6558

31 1751 0,752 0,7454 0,866 0,8741 0,661 0,6516

32 2361 0,738 0,7308 0,879 0,8854 0,658 0,6471

33 3222 0,724 0,7170 0,892 0,8962 0,654 0,6426

34 4450 0,710 0,7041 0,905 0,9062 0,65 0,6381

35 6228 0,696 0,6921 0,918 0,9157 0,646 0,6337

36 8833 0,682 0,6810 0,931 0,9245 0,643 0,6295

37 12704 0,670 0,6707 0,944 0,9327 0,64 0,6256

38 18539 0,660 0,6615 0,953 0,9403 0,636 0,6219

39 27467 0,650 0,6530 0,963 0,9472 0,631 0,6186

40 41340 0,640 0,6455 0,972 0,9536 0,625 0,6156

41 63244 0,630 0,6388 0,980 0,9595 0,619 0,6129

42 98415 0,624 0,6328 0,986 0,9648 0,613 0,6105

43 155878 0,618 0,6276 0,992 0,9695 0,609 0,6084

44 251475 0,612 0,6230 0,995 0,9738 0,607 0,6067

45 413538 0,607 0,6191 0,996 0,9776 0,605 0,6052

46 693706 0,605 0,6157 0,997 0,9810 0,603 0,6040

47 1188017 0,603 0,6128 0,998 0,9840 0,601 0,6029

48 2078814 0,601 0,6103 0,999 0,9866 0,599 0,6021

Коэффициенты корреляции экспериментальных данных [13] с результатами,

полученными по уравнениям 2.29, 2.30 и 2.31

Столбец 1 Столбец 2 Столбец 1 Столбец 2 Столбец 1 Столбец 2

Столбец 1 1 1 1

Столбец 2 0,9995 1 0,9986 1 0,9969 1

Если жиклер имеет более сложный профиль и его уже нельзя рассматривать как отверстие в тонкой стенке (толщина стенки Б больше диаметра отверстия Э [8]), то в этом случае полученные ранее зависимости дают большую погрешность в оценке коэффициента расхода. Для этих вариантов жиклеров влияние режима течения на коэффициент расхода обычно рассматривают через коэффициент гидравлического сопротивления который связан с коэффициентом расхода ¡и следующей зависимостью [13]:

л

(2.32)

и =

Коэффициент гидравлического сопротивления экспериментально определяется по выражению:

жиклера

Сж =

2-(Р-Ро)

2

Рж™Ср

(2.33)

где условные обозначения как в 2.16.2.19.

Определение коэффициента гидравлического сопротивления жиклеров различных конструкций подробно рассмотрены в работах [33,5]. Наиболее подробно рассмотрен жиклер в виде цилиндрического канала меньшего сечения, чем подводящий и отводящий каналы, схема которого изображена на Рисунке. 2.12. Жидкость поступает к жиклеру по каналу ^измерительной камеры устройства сечением/со скоростью wк. Поток, сжимаясь течет в канале жиклера сечением /ж и длиной !жсо скоростью wж, а затем вытекает в канал отвода жидкостиО сечением /0,по которому течет со скоростью w0. В процессе движения жидкости через жиклер, как гидравлическое сопротивление, поток теряет напор на величину (рк - ро).

Рисунок. 2.12. Схема жиклера в виде цилиндрического канала.

Автором работы [12] предлагается искать гидравлическое сопротивление такого жиклера для числа Яе< 10000 в виде суммы сопротивлений трех участков:

участок сжатия потока при втекании в канал жиклера; участок течения в канале жиклера; участок расширения потока при вытекании из канала жиклера в канал отвода жидкости.

Гидравлическое сопротивление первого участка & определяется по выражению:

^ = А- В- (1 - £ДК), (2.34)

где: А= - 25,12458 + 118,5076 -^(Яе) - 170,4147 -^(Яе)2 + 118,1949 -^(Яе)3 -44,42141 -^(Яе)4 + 9,09524-^(Ке)5 - 0,9244027 -^(Яе)6 + 0,03408265 -^(Яе)7;

В = Й=о {[£2=о а0- • (|У] • №еУ} (2.35)

ау - коэффициенты, значение которых приведено в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Значения коэффициентов ау для вычисления коэффициента В в выражении 2.35[12].

щ 10 < Яе < 2000 2000 < Яе < 4000

0 1 2 0 1 2

0 1,07 1,22 2,9333 0,5443 -17,298 -40,715

1 0,05 0,51688 0,8333 0,06518 8,7616 22,782

2 0 0 0 0,05239 -1,1093 -3,1509

Характер изменения гидравлического сопротивления первого участка & от числа Яе и соотношения площадей сечений/ж//к показан на рисунке 2.13[33]

Ь = х ?.

14. ж

Рисунок. 2.13. Изменение гидравлического сопротивления 1;1 от числа Яе и соотношения площадей сечений /ж//к

На участке 2 гидравлическое сопротивление участка ^ рассматривается в виде потерь энергии потока по длине канала из-за гидравлического трения, коэффициент которого X зависит от шероховатости канала, его формы и числа Яе. Величина гидравлическое сопротивление участка ^ определяется по выражению:

1

(2.36)

где: X- коэффициент потерь на трение канала жиклера;

1ж - длина канала жиклера;

dж - гидравлический диаметр канала жиклера.

Для круглого отверстия жиклера с высотой выступов5ж< 17,85-ёжКе-0'875 (при 5ж< 5 мкм шероховатость на уровне Яа< 2,5), когда канал считается гидравлически гладким, коэффициент потерь на трение Хможет быть найден по выражениям:

для числа Рейнольдса Яе< 2000

Я _ 64'

= Де'

для числа Рейнольдса 2000 <Яе< 4000

Я = 0,024 + 3.9 • 10-6-Де;

для числа Рейнольдса 4000 <Яе< 105.

0,3164

(2.37)

Я =

Яе0,25'

(2.38)

(2.39)

Зависимость коэффициента потерь на трение X от числа Яе для гидравлически гладких труб показана на Рисунке. 2.14 [8].

На участке 3 расширения потока при вытекании из канала жиклера в канал отвода жидкости гидравлическое сопротивление участка И;3 определяется по выражению для числа 10 <Яе< 500:

= 3,62536 + 10,744 • (1 - fж/fo)2 - 4,41041 • (1 - fж/fo)4 + (^Яе)-1- [- 18,13 - 56,77855 • (1 - fж/fo)2 + 33,40344- (1 - fж/fo)4] + (^Яе)"2- [30,8558 + 99,9542 • (1 - fж/fo)2 - 62,78 • (1 - fж/fo)4] + (^Яе)-3- [- 13,217 - 53,9555 • (1 - fж/fo)2 + 33,8053 • (1 - fж/fo)4] (2.40)

Рисунок. 2.14. Зависимость коэффициента потерь на трение X от числа Яе.

Для числа 500<Яе< 3300:

= - 8,44556 - 26,163 • (1 - fж/fo)2 - 5,38086 • (1 - fж/fo)4 + [6,007 + 18,5372 • (1 - fж/fo)2 + 3,9978 • (1 - fж/fo)4] + (^Яе)2!- 1,02318- 3,0916^ (1 - fж/fo)2- 0,680943^ (1 - fж/fo)4] (2.41)

При числе Яе> 3300 гидравлическое сопротивление третьего участка «3 уже не зависит от числа Яе и определяется по выражению:

(1- 1)2+ Х I ■ (I)2, (242)

где: Х- коэффициент потерь на трение;

¡о - длина участка отвода жидкости;

d0 - гидравлический диаметр участка отвода жидкости.

Характер изменения гидравлического сопротивления третьего участка «3 от числа Яе и соотношения площадей сечений/ж//к показан на рисунке 2.15[33] I*

г,"

о,а о

Рисунок. 2.15 Изменение гидравлического сопротивления «з от числа Яе и соотношения площадей сечений /ж//к

Имея гидравлические сопротивления трех участков определяют гидравлическое сопротивление жиклера по зависимости [33]:

5ж = К1-Й1+ «2+ 5з). <2-43)

где к1 - коэффициент, значение которого показано на Рисунке. 2.16

1, VI 1,00

/ .ХА-Ц \fv-v

\

• •

V ф о,о /,/ V и /,7 ц* 1ж/.

Рисунок. 2.16 Влияние конструкции жиклера (/К/Ж и ¡ж^ж) на коэффициент К1

Если для оценки гидравлического сопротивления жиклера наработано много материалов, то для определения коэффициента сжатия потока в канале жиклера много неопределенности и использование зависимости 2.35 для определения коэффициента расхода требует его задания. Для жиклеров типа

цилиндрического, насадка с острой входной кромкой и отношением — > 3

можно принимать коэффициент сжатия потока е = 1, что подробно исследовано на сопловых отверстиях распылителя [70]. Для жиклеров с меньшим

отношением 1 < — < 3 на величину коэффициента сжатия потокае

^ж

существенное влияние оказывает конструкция входного участка жиклера, которая может обеспечить е = 1 и для коротких жиклеров при скруглении острых входных кромок.

На Рисунке. 2.17 показаны коэффициенты расхода жиклеров в виде цилиндрического насадка(насадок Вентури) длиной I и диаметром й с различным отношением 1/й= 1.50 в виде зависимости от числа Яе [5, стр 176]. Полученные по экспериментальным данным аналитические зависимости для таких насадок автор предлагает для Яе = 100.150000 и 1/й= 2.5 в следующем виде:

М = (2'43)

Ке й

Несколько лучшие результаты получаются по измененному выражению

для коэффициента расхода, погрешность по которым не превышает 5%:

1

М = -„,0,03 „ „ (2.44)

/г\"'из 53 г

Анализируя характер изменения коэффициента расхода жиклера от числа Яе (Рисунок. 2.17) следует отметить, что при увеличении 1/й канала жиклера область интенсивного изменения л смещается в зону высоких чисел Яе, что увеличивает вероятность роста погрешности вычислений коэффициента расхода и, как следствие, цикловой подачи топлива.

Рисунок. 2.17 Зависимость коэффициентов расхода жиклеров в виде цилиндрического насадка с различным отношением ¡/й= 1...50 от числа Яе (1- отверстие в тонкой стенке) [5 стр 176]

Так, например, для жиклера с ¡/й = 3 в диапазоне изменения до Яе = 5000 коэффициент расхода жиклера л меняется от 0 до 0,78, и дальнейший рост числа Яе изменяет ¡л всего на 0,02 так как режим истечения переходит в автомодельную область. Для жиклера с ¡/й = 5 аналогичное изменение л происходит в диапазоне изменения до Яе = 7000, а для жиклера с ¡/й = 10 аналогичное изменение ¡ происходит уже в диапазоне изменения до Яе = 20000, то есть практически во всем диапазоне изменения чисел Яе при измерении цикловой подачи топлива.

С другой стороны, уменьшение ¡/й канала жиклера, как указывалось ранее, приводит к росту неопределенности значения коэффициента сжатия потока из-за условий течения в короткой насадке, что также приводит к существенному росту погрешности вычислений при измерении.

Кроме того, при уменьшении^ канала жиклера степень влияния числа

Яе на коэффициент расхода жиклера ¡ увеличивается. Для жиклера с ¡/й = 10

изменение коэффициента расхода жиклера л в зоне роста от 0,3 до 0,4

происходит в диапазоне изменения чисел Яе = 270.450, т.е. Яе меняется на

180. Для жиклера с ¡/й = 5 изменение коэффициента расхода жиклера л в зоне

70

роста от 0,3 до 0,4 происходит в диапазоне изменения чисел Яе = 120.220, т.е. Яе меняется на 100. Для жиклера с ¡/d = 2 изменение коэффициента расхода жиклера л в зоне роста от 0,3 до 0,4 происходит в диапазоне изменения чисел Яе = 55.90, т.е. Яе меняется на 45.

Отмеченный результат показывает, что при уменьшении ¡/d канала жиклера увеличивается влияние числа Яе на изменение коэффициента расхода жиклера ¡. Это можно оценить по отношению 5 = Ал/АЯе.

Для Ш= 10 получим 510 = 0,1/180 или 510 = 5,6-10"4.

Для Ш= 5 получим 55 = 0,1/100 или 510 = 10-10"4.

Для ¡/d= 2 получим 52 = 0,1/45 или 510 = 22^10~4.

Такой рост влияния числа Яе на коэффициент расхода л приводит к увеличению погрешности вычислений ¡ и цикловой подачи при измерении из-за ошибки вычислений числа Яе.

На рисунке 2.17 в виде кривой 1 приведено изменение коэффициента расхода для отверстия в тонкой стенке. В отличие от цилиндрического насадка максимальное значение л меньше, чем у жиклеров в виде цилиндрического насадка, но зато степень влияния числа Яе на л существенна только до Яе< 50 и в основной области изменений числа Яе величина л изменяется несущественно, что просто корректируется взаимосвязью л=/(^е) по полученным ранее зависимостям.

На основании изложенного можно заключить, что для измерительного устройства жиклер лучше выполнять в виде отверстия в тонкой стенке (диафрагмы).

В работе [33] предлагается оценивать гидравлическое сопротивление жиклера в виде диафрагмы представленной на Рисунке.2.18 с учетом размеров сопрягаемых каналов для диапазона 30 <Яе< 105по следующим зависимостям:

• Сокв, (2.45)

где: 8<жс - определяются по графику, представленному на Рисунке. 2.19;

0,375

2

/к=/о, а остальные величины как для участка 1 (Рисунок. 2.13)

Рисунок. 2.18 Выполнение жиклера в виде диафрагмы

Рисунок. 2.19 Изменение характеристик вояс от числа Яе и соотношения площадей сечений /ж//к

2.3.2. Характеристики испытательной жидкости

В процессе испытаний топливной аппаратуры на стендах могут быть использованы различные испытательные жидкости, и ГОСТ 10578-95 «Насосы топливные дизелей. Общие технические условия» говорит, что испытания насосов следует проводить на дизельном топливе по ГОСТ 305 или технологической жидкости вязкостью 2,45.2,75 мм2/с при 40 °С, причем вязкость топлива или технологической жидкости при температурных условиях испытаний - по техническим условиям или конструкторской документации на

насосы конкретного типа. Некоторые производители испытательного оборудования рекомендуют использовать в качестве испытательной жидкости технологическую жидкость по международному стандарту КО 4413-86.

Применение технологической жидкости для испытаний ТНВД связано в основном с обеспечением безопасных условий труда. Дизельное топливо в соответствии с ГОСТ 12.1.007-76 относится к 4-му классу опасности. Сложность в приобретении специальной технологической жидкости в России приводит к тому, что в качестве испытательной жидкости обычно используют дизельное топливо, а безопасные условия труда обеспечивают необходимой вентиляцией воздуха рабочей зоны. Поэтому целесообразно более подробное рассмотрение гидравлических характеристик дизельного топлива [4].

Одной из характеристик дизельного топлива является его плотность. Зависимость плотности топлива от температуры и давления может быть описана хорошо зависимостью в диапазоне изменения 260<Т<370К и 0,1<р<200МПа:

р= р+9,491-р - 0,022-р-р+1,351-10-5-р2р - 481,5-р-2р2, (2.47)

где: р = ро-(1 - 0,0013-АТ) - 1,8257-АТ - плотность топлива при нагреве на АТ; рю -плотность топлива при нормальных условиях (Т0=293 К, р0=0,1 МПа), кг/м3; АТ =(Т - 293) - отклонение температуры топлива Т отТ0 = 293 К; р - давление топлива, МПа.

Характер изменения плотности различных топлив от температуры приведенный в работе [84] показан на Рисунке. 2.20.

Вязкость топлива оказывает влияние на режим его течения, что учитывается через число Яе. Основное влияние на вязкость оказывает температура и это влияние в работе [62] предлагается оценивать по методу Оррика и Эбрара в виде зависимости для парафиновых углеводородов (алканов):

= (2.48)

где: ^ь - динамическая вязкость жидкости , сП;

рь - плотность жидкости при 20°С, г/см3;

М - молекулярная масса (для дизельного топлива можно принять М = 225.235);

Т - температура, К;

А = - 6,95 + 0,21- п - коэффициент уравнения; В = 275 + 99 • п - коэффициент уравнения;

п - количество атомов углерода в молекуле жидкости (для дизельного топлива можно принять п = 16.17).

Рисунок. 2.20. Зависимость плотности дизельных топлив "Л" (1,2), "З" (3), реактивных топлив ТС-1 (6,7), Т-1 (4,5), Т-2 (8,9), бензинов А-72 (16), А-72 "З" (15), А-72 "Л" (14), А-76 (13), А-76 "Л" (10), АИ-93 "Л" неэтилированный (11), АИ-93 "Л" этилированный (12) от температуры

Влияние давления в диапазоне 0,1<р<50 МПа на вязкость жидкости (при у0 <15 еСт) может быть описано выражением предложенным в работе [8]:

где: Уо - кинематическая вязкость жидкости прир = 0,1 МПа; р - давление жидкости, МПа.

Коэффициент сжимаемости жидкости характеризует изменение объема жидкости при изменении действующего давления. Коэффициент сжимаемости обычно рассматривается в гидравлике, как характеристика упругости жидкости,

Рт.

и/м1

О го 40 $0 80 \тх

V = у0 • (1 + 0,0002 • р),

(2.49)

которая обратно пропорциональна модулю упругости, рассматриваемому в материаловедении. Аналитическое выражение коэффициента сжимаемости можно выразить в следующем виде:

1 йУ

а=---,

Уо ¿Р

где р и V- давление и объем жидкости, соответственно;

Уо - величина объема жидкости в процессе сжатия.

Коэффициент сжимаемости жидкости зависит от свойств жидкости, давления и температуры, т.е. для конкретной /-ой жидкости /(р, Т). Характер изменения коэффициента сжимаемости различных топлив от давления показан на Рисунке. 2.21 [87].

Рисунок.2.21. Зависимость коэффициента сжимаемости отечественных дизельных топлив (1-6), реактивных топлив (7) и бензинов (8,9) от давления: 1 - топливо "Л", рто=832 кг/м3; 2 - "Л", рто=845 кг/м3; 3 - "З", рто=816 кг/м3; 4 - дизельное топливо, рто=852 кг/м3; 5, 6 -ДС, рто=835,5 кг/м3; 7 - Т-1, рто=814,3 кг/м3; 8 - Б-70, рто=712,5 кг/м3; 9 - Б-70, рто=731 кг/м3

Представленные на Рисунке. 2.21 зависимости коэффициента сжимаемости различных топлив от давления показывают его снижение при росте давления и зависимость от вида топлива.

Кроме давления на коэффициент сжимаемости жидкости оказывает влияние и температура жидкости. Характер такого влияния коэффициента сжимаемости от температуры при атмосферном давлении представлен на Рисунке. 2.22 [87].

Рисунок.2.22. Зависимость коэффициента сжимаемости отечественных дизельных топлив (1-3), реактивных топлив и керосинов (4-10) и бензина (11) от температуры (при р=0): 1 - дизельное топливо "Л", рто=833 кг/м3; 2 - "Л", рто=845 кг/м3; 3 - дизельное топливо, рто=852 кг/м3; 4 - Т-6, рто=841 кг/м3; 5 - Т-1, рто=810 кг/м3; 6 - Т-8 В, рто=789,5 кг/м3; 7 - Т-8, рто=804 кг/м3; 8 - ТС-1, рто=779,6 кг/м3; 9 - Т-2, рто=766,3 кг/м3; 10 - РТ, рто=778 кг/м3; 11 -бензин Б-70, рто= 712,5 кг/м3

Как следует из данных показанных на Рисунке. 2.22 коэффициент сжимаемости различных топлив зависит от температуры топлива и с ее повышением растет. Характер изменения коэффициента сжимаемости зависит от вида топлива.

В работе [87] предлагается вид топлива учитывать через его плотность и для топлив с плотностью от 700 до 880 кг/м3 при изменении давления в диапазоне 0...200 МПа и температуры в диапазоне 0...100° C аналитическое представление зависимости коэффициента сжимаемости топлива от температуры и давления записывать в виде, по которому максимальная погрешность расчета а для керосинов, реактивных и дизельных топлив не превышает 12 %:

а-10п=30-107рто-6 - 0,48-10-11 (880 -рто) + 3,0-10-3рто^ +0,037-10-11At2 -

4,4-10-16ртоА^ - 2,494- 10-3рто3 p + 1,32-10-17рто p2.

(2.50)

где:

Р - плотность топлива при атмосферном давлении и температуре 1о= 20о С; р - давление топлива, МПа; ^ = t - ^ - отклонение температуры от 10= 20о С.

В соответствии со схемой устройства для измерения цикловой подачи топлива показанной на Рисунке. 2.1 топливо в измерительную камеру поступает из эталонной стендовой форсунки, установленной в корпусе. Принцип работы устройства позволяет исследовать последовательно подачи от нескольких эталонных форсунок. Количество устанавливаемых форсунок приводит к изменению конструкции устройства и размеров измерительной камеры, которые оказывают влияние на процесс измерения.

Для оценки размеров измерительной камеры рассмотрим возможные варианты конструкции устройства для измерения цикловой подачи. для эталонных форсунок применяют стандартизованные корпуса, что удешевляет систему измерений стенда. ГОСТ 15059-88 [20] задает габаритные и присоединительные размеры форсунок автотракторных дизелей, которые должны соответствовать размерам, указанным в таблице 2.4 в соответствии с Рисунком. 2.23.

Рисунок. 2.23 Обозначения размеров форсунок автотракторных дизелей в соответствии с ГОСТ 15059-88

2.3.3. Конструкция измерительного устройства

В соответствии с указанными в таблице 2.4 габаритными и присоединительными размерами бесштифтовых форсунок автотракторных дизелей на Рисунке. 2.24 показан типоряд компактных форсунок разработанный фирмой Bosch, и использование которых в измерительном устройстве позволит получить компактный узел из серийных изделий. Поэтому анализ конструктивной компоновки устройства проводился с этими форсунками.

Таблица 2.4 Габаритные и присоединительные размеры форсунок [20]

Способ крепления Установочный диаметр D1 и(или) D3 D4 max D5 L1 L2 S S1

Нажимной гайкой 17.0 9,2; 7.2 М24х1,5 52-112 2,2; 12,7; 22,6; (21,8); (23,6) 14 24

Скобой или фланцем - -

Нажимной гайкой 21,0; 22.0 М28х1,5 14; 19 30

Скобой или фланцем - -

Резьбой корпуса форсунки или нажимной гайкой 24,0 9,2 М27х2 52-112 22 30

Скобой или фланцем (24,0) - -

Нажимной гайкой или резьбой корпуса форсунки (25,0) 9,2 М30х1,5 52-112 30

Рисунок. 2.24 Типоряд форсунок автотракторных дизелей, разработанный фирмой Б08СН:а, б, в, г, д - варианты исполнения форсунок с бесштифтовым распылителем.

На Рисунке. 2.25 показано конструктивное исполнение бесштифтовых распылителей автотракторных дизелей, которые устанавливаются в форсунки в соответствии с ГОСТ 15059-88.

Рисунок. 2.25.Конструктивное исполнение распылителей автотракторных дизелей

Форсунки на измерительном устройстве могут быть установлены вдоль канала измерительной камеры, поперек звездообразно и комбинированно сочетая первый и второй способ (Рисунок.2.26.). Лучшей следует признать компоновку форсунок, при которой получается наименьший объем измерительной камеры, в которую подается топливо из стендовых форсунок.

Рисунок. 2.26 Конструктивное исполнение расположения форсунок: а - рядное; б - звездообразное; в - комбинированное. 1 - форсунка; 2 - корпус устройства; 3 - магистраль слива.

Для рядного расположения форсунок расстояние между форсунками не может быть меньше ее минимальной ширины и допустимого расстояния в промежутке. Для форсунки с наименьшей шириной (Рисунок. 2.24а) это

расстояние будет составлять не менее 17 мм. Минимальная длина измерительного канала Ьк для Пф форсунок будет определяться выражением: Ьк = 17-Иф, мм (2.51)

Для звездообразного расположения форсунок минимальное угловое расположение соседних форсунок определяется их конструкцией. На Рисунке. 2.27 показано расположение различных форсунок изображенных на Рисунке. 2.24.

а б в

Рисунок. 2.27. Угловое расположение форсунок различной конструкции: а - форсунка Рисунок.2.24а; б - форсунка Рисунок.2.24в исп.1; в - по Рисунок.2.24в исп.2.

Минимальное расположение между форсунками получается около 25° (Рисунок. 2.27 а,в) для форсунок с распылителями исполнения а и б Рисунок 2.25. Для форсунок с распылителями показанными на Рисунке. 2.25в минимальное угловое расположение составляет около 35°. Таким образом максимальное количество форсунок, которое может быть расположено звездообразно составляет 14 штук (угловое расположение 360/14 ~ 25,7°).

Для оценки диаметра измерительного канала при звездообразном расположении форсунок рассмотрим их монтаж при различном количестве, изображенный на Рисунке. 2.28.

При увеличении количества форсунок требуется увеличивать диаметр измерительного канала. Ориентировочное изменение значения диаметра измерительного канала от количества форсунок с диаметром удлиненной части распылителя 7 мм (Рисунок.2.25а) показано на Рисунке. 2.29.

г д

Рисунок. 2.28. Компоновка различного количества форсунок по схеме звезда: а - 2 форсунки;б - 3 форсунки;в - 4 форсунки;г - 5 форсунок;д - 6 форсунок.

Значение диаметра канала от числа форсунок достаточно хорошо = 0,9965) описывается полиномом второго порядка, который может быть использован для анализа конструктивного исполнения:

^ = 0,5143-Пф2 - 1,879-Пф + 7,12 , мм (2.51)

Максимальное количество секций ТНВД для применяемых автотракторных дизелей составляет 12 и максимальное количество измерительных устройств для цикловой подачи на испытательных стендах (мензурок) не превышает 12. Поэтому рассмотрим объем измерительной камеры мерного устройства для варианта с 12-ю форсунками, результаты расчета которого представлены в табл. 2.5.

с1, мм 16

14

12

10

8

6

4

2

0

у = 0.М4Э«' ■ 1,«7»5* * 7,1242 Я' = 0,9965

Ос1, мм

мм 2

1, ММ2

160

140 120 100 80 60 40 20 О

1 2 3 4 5 6 Пф

Рисунок. 2.29 Влияние количества форсунок Пф на диаметр d и площадь сечения Г канала измерительной камеры

Таблица 2.5 Конструктивные размеры канала измерительной камеры

Кол-во рядов 1 2 3 4 6 12

Длина Ьк, мм 204 102 68 51 34 17

Диаметр ёк, мм 4 5,3 6,4 7,6 14,4 30,6

Объем V, мм3 2562 2249 2186 2312 5534 12496

Как следует из представленных данных в табл. 2.5 и Рисунке. 2.30 наилучший вариант исполнения измерительного устройства, обеспечивающий минимальное значение объема измерительной камеры Ук = 2,2 см3 достигается при 3-х рядном исполнении расположения 12 эталонных форсунок.

э-—«----

О 2 4 6 8 10 п.

Рисунок. 2.30 Зависимость объема измерительной камеры Ук от количества рядов

форсунок Пр

2.3.4. Режимы работы топливной аппаратуры

На автотракторной технике и комбайнах используемыхв сельскохозяйственном производстве применяются 4-тактные дизельные двигатели с числом цилиндров от 2 до 12, имеющие номинальную частоту вращения пн = 1700.2500 мин-1 [64, 7] . Номинальная цилиндровая мощность автотракторных дизелей обычно составляет 10.40 кВт, что обеспечивается цикловой подачей топлива 50.150 мм3/цикл.

Более 80% дизелей тракторного парка в России и Западной Европе - это двигатели мощностью до 150 кВт как следует из данных представленных на Рисунке. 2.31 [37]. Номинальная цикловая подача этих двигателей не превышает 100 мм3/цикл. Номинальная частота вращения находится в диапазоне пн = 1700.2500 мин-1, а максимальная частота вращения на режиме холостого хода птаххх = 1850.2700 мин-1. Частота вращения минимальных оборотов холостого хода обычно находится в диапазоне 500.700 мин-1, а цикловая подача на этих режимах 15.30 мм3/цикл.

Сделанный анализ автотракторных дизелей показал, что режимы работы их топливной аппаратуры находятся в диапазонах, показанных в таблице 2.6.

N1,%

70 60 50 40 30 20 10 0

0 50 100 150 200 250 300 350 400 N6, кВт

Рисунок. 2.31 Распределение мощности тракторных двигателей в России и Западной Европе [37]

-РФ —Европа

1 ." \

\

\

\\ \

Таблица 2.6 Режимы работы топливной аппаратуры автотракторных дизелей

Режим работы Холостой ход Номинальный Max крутящий момент

min max

Частота вращения вала ТНВД, мин-1 250.350 975.1350 900.1250 450.800

Цикловая подача, мм3/цикл 15.20 20.30 50.100 55.110

Для дизелей с электронным управлением топливоподачей применяют многоразовое впрыскивание за цикл, что позволяет улучшить экологические характеристики двигателей. В этих двигателях за цикл подачи топлива может производиться до 5-ти впрыскиваний [65, 24]. Многоразовое впрыскивание показано на Рисунке. 2.32. Основное назначение каждой фазы впрыскивания следующее[65]:

Предварительное впрыскивание 1 используется для снижения уровней шума сгорания и эмиссии NOх, особенно в двигателях с непосредственным впрыском топлива. Начало предварительного впрыскивания рекомендуется выполнять за 5...12 градусов поворота вала двигателя до основного впрыскивания. Количество топлива впрыскиваемого в этой фазе может составлять 2.10 мм3.

Фаза основного впрыскивания обеспечивает управление мощностью двигателя. Интенсивное повышение давления 3 при основном впрыскивании используется для сокращения уровня сажеобразования при работе без рециркуляции ОГ, ступенчатое повышение давления 4 во время основного впрыскивания - для сокращения уровней эмиссии NOx и сажеобразования при работе без рециркуляции ОГ. Удержание постоянного и высокого давления при основном впрыскивании (3, 7) - для сокращения уровня сажеобразования при работе с рециркуляцией ОГ. Продолжительность фазы основного впрыскивания зависит от требуемой мощности, и на номинальном режиме может доходить до 36 град. Характер изменения давления впрыскивания желательно иметь примерно треугольной формы 5, что обеспечивает благоприятное сгорание топлива при отсутствии рециркуляции ОГ (мягкое повышение давления и вместе с тем малошумное сгорание).

Первое дополнительное впрыскивание 8 применяют непосредственно после основной подачи для сокращения уровня эмиссии NOх. Это впрыскивание начинается через 1.5 град. после окончания фазы основного впрыскивания.

Второе дополнительное впрыскивание 9 (позднее) используют в топливных системах аккумуляторного типа для повышения эффективности нейтрализации NOx в нейтрализаторах восстановительного типа, а также с целью регенерации сажевого фильтра. Эту фазу впрыскивания рекомендуется осуществлять в конце процесса расширения или на стадии выпуска ОГ через 90.180 град. после основного впрыскивания.

Если рассматривать продолжительность топливоподачи (Рисунок.2.32) для многоразового впрыскивания без учета фазы 9 (используется только на режиме регенерации), то она складывается из предварительной фазы 1 - до 15 град., основной фазы 3.7 - до 36 град. и дополнительной фазы 8 - 15 град., что в сумме составит около 66 град. поворота коленчатого вала или 33 градуса поворота кулачкового вала ТНВД.

-ь--

1Л 3 / а/ /Ъ а У/ (по \ 7 /1 8 А

(по ^ - - 2------- _ МЦ0) --1

вмт

■ ■ . ■ »>

Рисунок. 2.32 Многоразовое впрыскивание топливной аппаратурой дизелей: 1 - предварительный впрыск, 2 - основной впрыск, 3 - крутой подъем характеристики давления впрыска (система СошшопКаП), 4 - ступенчатое повышение давления, 5 - кривая повышения давления ( для традиционных систем впрыска), 6 - участок постепенного падения давления ( для многоплунжерных систем с насос-форсунками, индивидуальными ТНВД и в системе СошшопЯаИ), 8 - предшествующий основному вторичный впрыск, 9 -основной вторичный впрыск с периодом задержки. рэ - максимальное давление, Ь - период сгорания.

Следует отметить, что проверить достоверность многоразового впрыскивания современной топливной аппаратурой показанной на Рисунке. 2.32 на предлагаемых испытательных стендах невозможно как по моментам начала и окончания отдельных фаз, так и по количеству подаваемого топлива в каждой фазе.