CC BY
54
УДК 621.43
ДОЗИРОВАНИЕ ЦИКЛОВОЙ ПОРЦИИ ТОПЛИВА В ДИЗЕЛЕ ПРИ ИНТЕНСИФИКАЦИИ ПРОЦЕССА ПОДАЧИ
THE FUEL CYCLE PORTION DOSING IN DIESEL AT FUEL FEEDING INTENSIFICATION
В.М. Славуцкий, доктор технических наук, профессор В.И. Липилин, кандидат технических наук, доцент
ФГОУ ВПО Волгоградский государственный технический университет
З.Х. Харсов, инженер О.Л. Хуранов, инженер
Московский автомобильно-дорожный институт (государственный технический университет), (филиал, г. Пятигорск)
V.M. Slavuckiy, V.I. Lipilin,
Volgograd state technical university
Z.H. Harsov, O.L. Huranov
The Moscow state automobile & road technical university
Предлагается изменять цикловую порцию топлива путем изменения продолжительности первого периода подачи, заканчивающегося в момент посадки нагнетательного клапана.
Разработана математическая модель системы топливоподачи с управляемым нагнетательным клапаном.
Доказана работоспособность системы топливоподачи и объяснено отсутствие повторного подъема иглы форсунки.
It is proposed in the article to modify the cyclic portion of the fuel by altering the length of the first filling period, ending at the moment of landing of the pressure valve.
The mathematical model of the system with controlled fuel injection valve was developed.
The fuel injection system efficiency was proved and the lack of re-lifting nozzle needle was explained.
Ключевые слова: период подачи, математическая модель, цикловая подача, принудительное закрытие клапана, дифференциальное управление, повторный подъем иглы.
Key words: supply period, mathematical model, cyclic supply, valve force closing, differential management, second needle lifting.
Подача топлива при скоростном форсировании насоса высокого давления начинается после окончания рабочего хода плунжера [1]. С ростом скорости вращения вала насоса запаздывание начала подачи относительно момента окончания рабочего хода (начало отсечки) увеличивается. Эта и другие особенности процесса подачи позволяют разделить последний на два периода: 1) от момента начала подачи до момента посадки разгрузочного пояска нагнетательного клапана в корпус (разобщение надплунжерной полости и нагнетательной магистрали - окончание отсечки), 2) от момента посадки нагнетательного клапана до окончания подачи топлива [2].
В течение первого периода топливо подается за счет нагнетательного хода плунжера. За второй период в цилиндр подается только расширяющееся топливо, ранее сжатое в полостях системы при нагнетательном ходе плунжера.
По мере повышения частоты вращения вала насоса (пв) увеличивается относительная доля топлива, поданная в первый период. Следовательно, с повышением скорости вращения вала насоса увеличивается часть топлива, подаваемая во время нагнетательного хода плунжера. При nB>2300 мин-1 в первый период подается больше 50 % цикловой порции топлива, а при ив=2800 мин-1 - 78 %.
Итак, большая часть цикловой порции топлива подается в первый период, заканчивающийся в момент посадки нагнетательного клапана в корпус. Это обстоятельство и было принято за основу при разработке предлагаемого способа изменения цикловой подачи топлива путем регулирования момента посадки
нагнетательного клапана. Предлагается изменять цикловую порцию топлива не традиционным изменением рабочего хода плунжера, а путем изменения продолжительности первого периода подачи [1].
В качестве расчетного параметра перемещения нагнетательного клапана выбран угол закрытия его ф3 (отсчитывается от начала движения плунжера). Это момент входа разгрузочного пояска клапана в корпус, т.е. момент разобщения надплунжерной полости с полостями нагнетательной магистрали (штуцер насоса, трубопровод высокого давления, полость форсунки).
Важным элементом математической модели системы топливоподачи с управляемым нагнетательным клапаном является описание движения клапана. Движение клапана в исходной модели происходит под действием результирующих сил. Принят произвольный закон подъема клапана (как в штатной системе) и линейный закон его опускания. Линейный закон посадки клапана должен обеспечить закрытие его (вход разгрузочного пояска в канал корпуса клапана) в заданный момент времени (угол поворота вала насоса фз). Причем опускание клапана, в соответствии с принятой методикой, должно начинаться при его положении, соответствующем максимальному подъему.
Такой закон движения нагнетательного клапана обусловлен двумя причинами. Во-первых, руководствуясь соображениями чисто методического характера, отдано предпочтение варианту, при котором характер перемещения клапана при его подъеме и максимальная высота подъема штатные. Это позволяет выделить только фактор, связанный с моментом закрытия клапана. Во-вторых, начало принудительного опускания клапана из положения его максимального подъема значительно облегчает процесс управления клапаном с использованием микропроцессора. Момент включения исполнительного механизма в этом случае соответствует максимуму сигнала, вырабатываемого датчиком подъема клапана. По той же причине принят линейный закон принудительного опускания клапана. Такой характер движения легче реализовать в микропроцессоре. Таким образом, вторая причина связана с возможностями электронного блока управления.
Изменения, внесенные в математическую модель традиционной системы топливоподачи, реализованы в виде отдельной программы [1].
В соответствии с принятой методикой, угол закрытия клапана фз изменялся в сторону уменьшения и увеличения от базового его значения. Базовым назван угол закрытия фз при «естественном» движении клапана под действием сил упругости пружины и сил инерции, то есть в случае без вмешательства в его движение. Например, при пв=2000 мин-1 базовым является фз=39,69 град. Пределы же изменения его от 34,69 до 43,69 град. Такие широкие пределы изменения фз позволили максимально выявить возможности предлагаемого метода изменения цикловой подачи топлива путем принудительного закрытия клапана.
В результате расчетов установлено, что каждой частоте вращения вала насоса пв соответствует определенный диапазон изменения угла закрытия нагнетательного клапана, в котором (диапазоне) заметно изменяется цикловая подача топлива. Этот диапазон расширяется и смещается в сторону увеличения угла закрытия клапана с повышением скорости вращения вала насоса (рис. 1). Так, при ив=1600 мин -1 изменение угла закрытия фз от 32,4 град. до 36,4 град. приводит к увеличению цикловой подачи топлива Qц от 32,8 до 68 мм3 (рис. 1). Изменению ф3 от 34,8 до 38 град. соответствует увеличение цикловой
3 -1
подачи Qц от 46,2 до 64,3 мм , если частота вращения вала насоса ив=2000 мин " . При
-1 3
пв=3000 мин " цикловая подача Qц увеличивается от 52 до 61,8 мм , что соответствует изменению угла закрытия клапана ф3 от 40 до 47 град. При частотах вращения вала насоса
-1 3
3600 и 4000 мин цикловая подача топлива увеличивается от 34 до 55 мм . При этом угол закрытия клапана изменяется от 36,5 до 48 град.
Рисунок 1 - Зависимость цикловой подачи топлива Qц от угла закрытия нагнетательного клапана фз при различных частотах вращения вала насоса пв: 1 - пв=1600 мин- ; 2 -1800 мин-1; 3 - 2000 мин-1; 4 - 2200 мин-1; 5 - 2400 мин-1; 6 - 2600 мин-1; 7 - 3000 мин-1;
8 - 3200 мин-1;
9 - 3600 мин-1; 10 - 4000 мин-1
Ставилась задача экспериментального определения цикловой подачи топлива при различных углах закрытия нагнетательного клапана. Невозможно повторить расчетный закон движения клапана при его опускании без специального исполнительного механизма. Исполнительный механизм в таком случае должен управляться только сигналами от электронного блока.
Решалась более простая задача по определению качественного изменения цикловой подачи топлива при изменении угла закрытия клапана. Угол закрытия фз изменялся путем установки пружин, нагружающих клапан, разной жесткости. Частота вращения вала насоса при эксперименте принималась пв=2000 мин-1. Перемещение нагнетательного клапана фиксировалось индуктивным датчиком с записью сигнала на ленту осциллографа.
Установка жестких пружин позволила лишь частично перекрыть диапазон уменьшения (против базового) угла закрытия клапана, принятый при расчетах. Получены четыре значения угла закрытия клапана, включая и базовый (40,2 град.): фз=36,5 град: фз= 37,9 град: фз=38,9 град. Установлено, что расхождение результатов расчета и
эксперимента увеличивается с уменьшением угла закрытия клапана, то есть с повышением жесткости пружины. Снижение цикловой подачи против расчетной объясняется, по нашему мнению, в основном уменьшением высоты подъема клапана. Важно то, что натурный эксперимент качественно, но подтвердил возможность изменения цикловой подачи топлива путем управления нагнетательным клапаном.
Сделана попытка увеличения угла закрытия клапана фз за счет установки слабых пружин, нагружающих клапан. Особенность расчета движения клапана, нагруженного слабой пружиной, заключается в учете силы, действующей на поверхность конуса вдоль оси клапана (поддерживающая сила). Поддерживающая сила в этом случае соизмерима с
системой сил, действующих на клапан.
Система дифференциальных уравнений для определения градиентов давления вдоль осей ОХ и ОY [3]:
д Р дх
д Р ду
и
ди
дх
+ V
ди
ду
+
Я
д 2и
е \
+
д 2ил
дV дV и — + V
2
дх
ду
+
Я
е V
д^у
дх ‘
+
ду2 д^¥_Л ду2
(1)
где и и V - проекции скорости топлива на оси ОХ и OY.
Заменив в расчетной точке конечноразностные представления правых частей в уравнениях системы (1) через Fi и Fj получим:
Р = Р, + 0,5 НХ (р, + Р. )
Р = Р, + 0,5НУ (р,+ Р. _1)
(2)
С учетом асимметричного течения, сила давления топлива на поверхность конуса, действующая вдоль оси клапана (поддерживающая сила) определяется так:
Я
Fg = 2^^ |РІЯУ Я ■ йЯ,
(3)
где Яа, Ян
- большой и малый радиусы конуса клапана.
где
где
Сила жидкостного трения, вызванная наличием касательных напряжений в топливе
V дс
И
О дп
(4)
дс
дп
- градиент скорости топлива по нормали к поверхности конуса.
дс дс „ дс . „
— = — соэр +—этр , дп дх ду
(5)
где р - угол конуса рабочей части клапана.
Так как С = и бій р + V соэ р, то для р = 45°, имеем
vx (дv ди Л
И
2Б
х V
+ -
дх ду
(6)
О
2
- зазор между конусом клапана (частью большого диаметра) и корпусом.
Для расчета поддерживающей силы, действующей на клапан ^, граничные условия у насоса в математической модели дополнялись выражениями (1-6).
Подтверждается необходимость учитывать поддерживающую силу. Результаты расчета при учете этой силы больше приближаются к экспериментальным данным.
Из-за малой скорости посадки клапана удалось реализовать два значения угла закрытия клапана фз, превышающие базовое его значение (фз=39,69 град.): фз=42 град. и фз=44 град. Углы закрытия 42 град. и 44 град. находятся за пределами диапазона изменения фз, в котором изменяется цикловая подача топлива. Экспериментальные
3 3
значения цикловой подачи 72 мм и 79 мм , что соответствует углам закрытия клапана
1
1
Я
N
Т
т
Т
т
42 град. и 44 град. Расчетные значения цикловой подачи при таких углах закрытия
3 '
одинаковы и составляют 65 мм (рис. 1). Большие значения цикловой подачи топлива, полученные экспериментально, можно объяснить, по нашему мнению, большей высотой подъема клапана, нагруженного слабой пружиной [1].
Важным показателем является скорость нагнетательного клапана при его посадке. На рис. 2 приведено изменение скорости (расчетные значения) в функции угла закрытия клапана для трех значений частоты вращения вала насоса пв. Используя эти результаты расчета, можно, во-первых, оценить нагруженность механизма привода клапана, а во-вторых, выбрать диапазон изменения угла закрытия фз, в котором (диапазоне) скорость движения клапана мало отличается от скорости при базовом значении фз. При выборе диапазона изменения фз следует соизмерять его (диапазон) как с частотами вращения вала насоса, так и с цикловыми подачами. Так, при пв=2000 мин-1 скорость движения клапана Ск не превышает 9 м/с, если угол закрытия клапана фз несколько меньше 36 град. (рис. 2).
Ск, м/с 50 40 30 20 10 0
Рисунок 2 - Зависимость скорости посадки нагнетательного клапана от угла его закрытия фз при различных частотах вращения вала насоса пв: 1 - пв=2000 мин-
1; 2 - пв=3000 мин-1; 3 - пв=4000 мин-1
При этом диапазон изменения фз обеспечивает заметное изменение цикловой подачи (рис. 1). Если пв=4000 мин-1, то скорость клапана Ск не превышает 10 м/с в диапазоне изменения фз от 44 до 55 град. Однако это только часть диапазона изменения фз, в котором заметно изменяется цикловая подача (рис. 1). При расширении диапазона фз значительно увеличивается скорость клапана Ск (рис. 2, кривая 3).
В рамках изучения механизма подачи топлива при изменении угла закрытия нагнетательного клапана определялись перераспределение цикловой порции топлива между периодами подач и количество топлива, сжимаемого в полостях системы. Оценивалось состояние последней в течение обоих периодов подачи и после закрытия иглы форсунки (начальные условия). Производился сравнительный анализ традиционного и предлагаемого методов изменения цикловой подачи топлива.
1 з
Максимальное количество топлива, подаваемого при Пв=2000 мин - 64,67 мм . При этом угол закрытия клапана фз=40,69 град. (рис. 1). Доля топлива, поданного при этом угле закрытия в первый период, только 40 % (рис. 3). Если пв=3000 мин-1, то подается топлива всего 58,97 мм при угле закрытия 47,96 град. Относительная доля топлива, поданного в первый период при этом - 58,09 %. Следовательно, максимальное количество топлива перепускается через распылитель до посадки иглы форсунки. Этим и объясняется тот факт, что расширение
диапазона угла закрытия клапана после достижения максимальной подачи не изменяет последнюю (рис. 1).
Количество сжатого топлива в полостях определяет потенциальные возможности системы, т.е. способность системы подавать топливо за счет его расширения в нагнетательной магистрали, когда система после закрытия нагнетательного клапана оказывается разобщенной с надплунжерной полостью. В конце первого периода при пв=2000 мин-1 к моменту стабилизации цикловой подачи в трубопроводе находится максимальное количество сжатого топлива и начинается заметное его увеличение в полости форсунки. Судя по количеству сжатого топлива, основным источником, запитывающим форсунку во втором периоде подачи, является нагнетательный трубопровод.
Важная особенность механизма подачи при управлении нагнетательным клапаном - более ранняя посадка его в гнездо, чем закрытие иглы форсунки. Этим мы и объясняем отсутствие повторного подъема иглы форсунки (подвпрыскиваний) на всех расчетных режимах. Сгенерированная при посадке клапана волна давления подходит к форсунке до окончания подачи топлива. Это в принципе исключает подвпрыскивания топлива даже при высоких начальных давлениях в нагнетательной магистрали.
Рисунок 3 - Зависимость относительной доли топлива 5, поданного в первый период подачи, от угла закрытия нагнетательного клапана фз при различных частотах вращения вала насоса пв: 1 - пв=1600 мин-1; 2 -2000 мин-1; 3 - 2600 мин-1; 4 - 3000 мин-1; 5 - 3600 мин-1; 6 - 4000 мин-1
Библиографический список
1. Заяд, М.С. Формирование скоростной характеристики топливоподачи в дизеле путем управления нагнетательным клапаном: дис. ... канд. техн. наук: 05.04.02: / М.С. Заяд. - Волгоград, 2003. - 198 с.
2. Салыкин, Е.А. Улучшение показателей процесса топливоподачи в дизеле путем скоростного форсирования насоса высокого давления: дис. ... канд. техн. наук: 05.04.02: защищена 25.04.03: утв. 11.07.2003 / Е.А. Салыкин. -Волгоград, 2003. - 264 с.
3. Трусов, В.И. Математическая модель и некоторые результаты теоретического исследования течения топлива в зазоре между конусом нагнетательного клапана и его седлом /В.И. Трусов, Д.М. Смирнов // Рабочие процессы и конструкция автотракторных двигателей внутреннего сгорания: сб. науч. тр. МАДИ. - М., 1984. - С. 24-35.
