Угол опережения подачи топлива

Угол опережения подачи топлива

Задержка самовоспламенения.

Впрыснутое в цилиндр топливо воспламеняется не сразу. Сначала частички его испаряются, перемешиваются с воздухом и смесь нагревается до температуры самовоспламенения. Процесс этот сложный, многосторонний. Следовательно, после впрыска частичек топлива в цилиндр происходит задержка воспламенения вызванная физическими и химическими подготовительными процессами. Время, прошедшее от момента попадания частичек в цилиндр до начала горения называется периодом задержки самовоспламенения.

Период задержки самовоспламенения составляет 0,001-0,005 с. Если предполагать, что двигатель работает с частотой вращения 750 об./мин., то его коленвал поворачивается на 1º примерно за 0,002 с., значит за период задержки самовоспламенения кривошип повернётся на угол от 5 до 25º.

Это обстоятельство вынуждает делать впрыск топлива с опережением, т.е. до того как кривошип поршень придёт в ВМТ.

Угол, на который кривошип не доходит до ВМТ, в момент начала впрыска топлива называется – Углом опережения подачи топлива– это важнейший параметр регулировки двигателя у судовых дизелей он составляет 15-33º.

Протекание процесса сгорания.

d – точка начала подачи топлива;

@ – угол опережения подачи топлива;

@i – угол поворота коленвала за период задержки воспламенения или (период задержки воспламенения).

с – точка начала горения за период задержки воспламенения (угол @i) в цилиндр поступило какое-то количество топлива, составляющее обычно 15-50% от цикловой подачи, т.е. от дозы, впрыскиваемой за цикл.

Топливо воспламеняется следовательно температура и давление резко возрастают участок (сz). Топливо поступающее в цилиндр по окончании задержки спокойно сгорает, попадая так сказать в огненную среду.

Поршень в это время движется вниз объём над ним увеличивается и давление существенно не меняется участок (z1, z).

(z – z) – участок показывает процесс расширения (топливо на этом участке догорает).

Участок (сz´) характерен интенсивным нарастанием давления от Рс до Рz. Если скорость нарастания будет больше чем 400-600 кПа/ град. П.К.В. (4-6 кгс/см 2 ),то нагрузка на поршень будет ударной, в цилиндре возникнет стук, такая работа двигателя называется жёсткой. Жёсткая работа крайне вредна и влияет на износ подшипников, вызывает деформацию и поломку поршневых колец.

Жёсткость работы двигателя зависит от скорости нарастания давления после самовоспламенения, а эта скорость – от количества топлива, поступившего в цилиндр за период задержки самовоспламенения. Короче жёсткость работы дизеля зависит от величины периода задержки самовоспламенения: чем он больше, тем жестче будет работа дизеля.

Значит, для обеспечения мягкой работы дизеля следует стремиться к уменьшению периода задержки самовоспламенения (регулировка — установить раньше угол – опережения подачи топлива).

Уменьшению периода задержки самовоспламенения способствует повышение температуры сжатого в цилиндре воздуха. Холодный дизель работает со «стуками» в цилиндре, после нагрева «стуки» исчезают.

Мягкая работа двигателя возможна при хорошей плотности поршня в цилиндре, при заданной степени сжатия и при поддержании двигателя в тёплом – горячем состоянии.

Жёсткая работа дизеля возможна при зависании иглы распылителя (форсунка) – низкое качество распыления.

Жёсткость работы дизеля зависит от самовоспламеняемости топлива – это качество характеризуется цетановым числом. Его определяют сравнением самовоспламеняемости исследуемого топлива и двух эталонных углеводородов:первый имеет минимальный период задержки самовоспламенения, второй значительный. (Сравнение производят на специальном одноцилиндровом двигателе с переменной степенью сжатия). Сначала определяют степень сжатия при которой исследуемое топлива самовоспламеняется при положении поршня строго в ВМТ.

Затем подбирают эквивалетную смесь цетана и альфаметилнафталина, т.е. такую, которая при том же угле опережения подачи топлива и при той же степени сжатия самовоспламеняется при положении поршня в В.М.Т.

Цетановым числом топливаназывается процентное содержание цетана в такой его смеси с альфаметилнафталином, которая эквивалентна топливу по воспламеняемости.Если, например в эквивалентной смеси цетана содержится 45%, а альфаметилнафталина 55%, то цетановым числом топлива будет 45.

Достаточно мягкая работа быстроходных дизелей при цетановом числе 45. тихоходные могут работать при цетановом числе ниже 40.

Повышение цетанового числа сверх 55, вызывает уменьшение полноты сгорания топлива. Черезмерное сокращение периода задержки самовоспламенения приводит к вялому протеканию процесса сгорания, что снижает КПД.

Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском:

Лучшие изречения: Сдача сессии и защита диплома — страшная бессонница, которая потом кажется страшным сном. 8705 — | 7128 — или читать все.

91.146.8.87 © studopedia.ru Не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования. Есть нарушение авторского права? Напишите нам | Обратная связь.

Отключите adBlock!
и обновите страницу (F5)

очень нужно

Своевременность сгорания топлива обуславливается углом опережения подачи топлива. От его величины зависят продолжительность периода задержки самовоспламенения, скорость нарастания давления и расположение линии сгорания относительно в.м.т. При смещении сгорания топлива на начало процесса расширения уменьшается давление в конце горения, повышается температура отходящих газов и возрастают потери теплоты, что приводит к увеличению удельного расхода топлива. Кроме того, будут происходить перегрев поршня и повышение температурных напряжений цилиндра. Давление в конце горения Pz по отдельным цилиндрам не должно отклоняться от значений, указанных в формуляре дизеля, более чем на ± 5 %. Для повышения Pz угол опережения подачи топлива увеличивают, для снижения — уменьшают. Величина угла опережения подачи топлива указана в формуляре двигателя.

При определении угла опережения подачи топлива односекционным топливным насосом выполняют следующие действия:

1. Отсоединяют топливную трубку от насоса.

2. Устанавливают на штуцер топливного насоса моментоскоп.

3. Ставят рейку топливного насоса на полную подачу топлива.

4. Прокачивают топливный насос вручную до полного удаления воздуха из трубопровода насоса и моментоскопа.

5. Сжимая резиновую трубку, выдавливают из стеклянной трубки топливо до половины её длины.

6. Медленно проворачивают коленчатый вал дизеля до начала движения мениска топлива в стеклянной трубке; этот момент будет соответствовать началу подачи топлива.

7. Измеряют угол, на который кривошип проверяемого цилиндра не дошёл до в.м.т. Если маховик не разбит на градусы, измеряют длину дуги маховика от метки в.м.т. данного цилиндра до неподвижной стрелки-указателя на блоке, а затем подсчитывают угол по формуле

, где 1 — длина дуги от метки в.м.т. до стрелки-указателя, мм; L — длина окружности маховика, мм.

При отсутствии моментоскопа угол опережения подачи топлива можно проверить следующим образом:

1. Отсоединяют топливную трубку от насоса

2. Вынимают из насоса нагнетательный клапан с пружиной, устанавливают на место штуцер или крышку насоса.

Читайте также:  Gillette mach3 turbo отзывы

3. Подают топливо из расходной цистерны к насосу.

4. Спускают воздух из топливного трубопровода и насоса, после чего прикрывают отверстие в штуцере пальцем.

5. Медленно проворачивают коленчатый вал дизеля до прекращения вытекания топлива через штуцер.

6. Измеряют угол, на который кривошип проверяемого цилиндра не дошёл до в.м.т.

Для большей точности рекомендуется определять угол подачи топлива два раза. Если измеряемый угол опережения подачи топлива отличается больше чем на 1-1,5 % от указанного в формуляре дизеля, его регулируют поворотом шайбы топливного насоса на распределительном валу. При этом выполняют следующие действия:

1. Отмечают рисками положение кулачковой шайбы относительно фланца втулки

2. Отвёртывают стяжные болты или гайку крепления и выводят кулачковую шайбу из зацепления с зубцами втулки.

3. Поворачивают шайбу на нужную величину и вводят в зацепление с зубцами втулки. Для увеличения угла опережения кулачковая шайба смещается по направлению вращения распределительного вала, а для уменьшения — против направления его вращения. Изменение положения кулачковой шайбы на 2 мм (один зубец) вызывает изменение угла опережения подачи топлива на 3 — 5 ° и максимального давления цикла на 0,4 — 0,6 Мпа (4 — 6 кгс/см2).

Несмотря на значительные упрощения, компьютерная программа является сложным "инструментом" для инженерных расчетов, поэтому пользователь должен иметь подготовку в области теории ДВС, ознакомиться с базисными знаниями в соответствующей области. Компьютерная программа в части расчета рабочих процессов в цилиндре дизеля прошла многолетнюю апробацию в научно-исследовательских работах ГМА им. адм. С.О.Макарова, учебной работе всех уровней, включая курсы повышения квалификации старших механиков морских судов. В представленном в настоящей работе виде она дополнена алгоритмом расчета выбросов окислов азота и рядом других дополнений, расширяющих возможности учета влияния на процессы различных эксплуатационных факторов.

В виду сложности и многообразия задач и реальных ситуаций, которые могут возникнуть в практике работ по освидетельствованию дизелей, реальная сфера применения компьютерной программы будет определяться самим пользователем.

Возможности компьютерной программы не ограничиваются расчетом эмиссии окислов азота, они значительно шире, так как программа дает возможность рассчитать все основные параметры индикаторного процесса дизеля.

Точный расчет эмиссии окислов азота с отработавшими газами дизелей в инженерной практике трудно реализуем из-за чрезвычайной сложности физико-химических процессов в камере сгорания. В связи с этим, при разработке компьютерной программы в соответствии с техническим заданием по НИР, в основу была положена эмпирическая формула, полученная путем обработки экспериментальных данных фирмой "Вяртсиля".

Решение этого дифференциального уравнения возможно только численным приближенным методом. Так как в формулу входят текущие значения давления и температуры, то решить (проинтегрировать численным методом) дифференциальное уравнение для получения величины удельного выброса можно при наличии функциональных зависимостей р и Т от угла поворота коленчатого вала. Численное интегрирование требует достаточно мелкого шага по углу (на участке сгорания — не более 2 град, п.к.в.), поэтому расчет удельного выброса с помощью табличных значений параметров в цилиндре на участке сгорания, снятых с экспериментальных кривых, потребовал бы ввода больших массивов цифр, не считая необходимости иметь в наличии сами осциллограммы давления газов в цилиндре дизеля.

Альтернативным вариантом решения задачи является включение дифференциального уравнения в общую программу расчета индикаторного процесса дизеля. Инженерная методика

расчета индикаторной диаграммы дизеля, адаптированная к решению задач эксплуатационного характера применительно к судовым малооборотным и среднеоборотным дизелям, была разработана в ГМА на кафедре судовых ДВС в 90-х годах и прошла апробирование в учебном процессе и научных работах. Методика изложена в работе [2]; учитывая достаточно сложный алгоритм и большой объем работы, ограничимся лишь изложением основных ее положений.

Рабочий процесс в одном цилиндре дизеля рассчитывается на участке от начала сжатия до начала выпуска отработавших газов из цилиндра. Моменты начала сжатия и выпуска определяются по реальным фазам открытия /закрытия клапанов (окон). В основу расчетов положена система дифференциальных уравнений, описывающая индикаторный процесс, которая включает в себя:

— уравнение первого закона термодинамики (закон сохранения энергии), решенное относительно первой производной температуры рабочего тела в цилиндре по углу поворота коленчатого вала;

— уравнение состояния рабочего тела, решенное относительно давления в цилиндре в зависимости от температуры, объема цилиндра, массы и газовой постоянной смеси газов в цилиндре;

— уравнений массового баланса для трех компонентов смеси газов в цилиндре: 1-чистый воздух; 2-чистые продукты сгорания топлива (при отсутствии избытка воздуха-стехиометрическом соотношении топливо/воздух); 3- водяной пар.

— уравнений, описывающих смесеобразование и сгорание топлива в цилиндре; — уравнения, описывающего теплообмен со стенками цилиндра.

Численное решение системы дифференциальных уравнений осуществляется методом Эйлера-Коши с итерационным процессом. Критерием сходимости на каждом шаге счета принята температура газов в цилиндре-1 К. Текущие значения термодинамических параметров — истинной удельной изохорной теплоемкости и газовой постоянной -рассчитываются для смеси чистого воздуха, "чистых" продуктов сгорания и водяного пара с учетом их текущих массовых долей в смеси. Кроме того, теплоемкость, газовая постоянная продуктов сгорания и теоретическая масса воздуха для сгорания 1 кг топлива определяются с учетом элементарного состава топлива. Низшая теплота сгорания топлива рассчитывается по эмпирической формуле в зависимости от его плотности, вязкости, содержания серы, воды, золы и механических примесей.

Указанные выше дополнения в математическую модель индикаторного процесса дизеля позволяют учитывать влияние влажности атмосферного воздуха и сорта топлива на показатели работы дизеля и величину удельного выброса окислов азота. Предусмотрена также возможность оценить влияние впрыска воды в цилиндр или подачи водотопливной эмульсии форсункой на эмиссию окислов азота.

Расчет процесса сгорания топлива осуществляется с учетом реального закона подачи в цилиндр по методике, которая подробно описана в работе [2]. Предусмотрена возможность задания любого закона подачи — однофазного, двухфазного и др. Продолжительность периода задержки самовоспламенения рассчитывается по эмпирической формуле в зависимости от давления и температуры газов в цилиндре в момент начала подачи топлива в цилиндр, частоты вращения коленчатого вала и цетанового числа топлива. При расчете рабочего процесса на тяжелом топливе продолжительность периода задержки самовоспламенения и скорость сгорания топлива корректируются по величине расчетного углеродно-ароматического индекса (CCAI). Этот показатель определяется по эмпирической формуле, предложенной фирмой "Шелл", с учетом перечисленных выше характеристик тяжелого топлива.

Читайте также:  Где вин на логане

Теплообмен между газами и стенками цилиндра рассчитывается по формуле конвективного теплообмена с учетом текущих параметров и поверхности теплообмена,коэффициент теплоотдачи от газов к стенке рассчитывается по эмпирической формуле Эйхельберга.

Точность расчета показателей индикаторного процесса и eNOx в значительной мере определяется правильностью выбора эмпирических коэффициентов в уравнениях сгорания, теплообмена и эмиссии окислов азота (всего этих коэффициентов 6).

Решение системы дифференциальных уравнений осуществляется с постоянным шагом 1 градус поворота коленчатого вала от начала сжатия (точка а) до момента открытия выпускных органов (точка Ь). Итогом расчета являются значения среднемассовой температуры газов в цилиндре и давления на участках сжатия, сгорания и расширения. Дополнительная полезная работа на нерассчитывемом участке газообмена оценивается приближенно с учетом тактности дизеля. Расчет скорости образования окислов азота и ее интегрирование осуществляется от момента самовоспламенения топлива до окончания его сгорания.

Математическая модель индикаторного процесса построена на строгих уравнениях сохранения энергии и массы, поэтому, в принципе, применима для расчета любого ДВС. Однако отсутствие достаточно простых теоретических методов расчета смесеобразования и сгорания топлива, теплообмена в цилиндре и образования окислов азота, пригодных для инженерных расчетов, обусловило применение для этих целей эмпирических и полуэмпирических зависимостей, которые применимы для ограниченного класса двигателей.

Настоящая математическая модель и составленная на ее основе программа расчета рабочего процесса в цилиндре дизеля может применяться для дизелей:- с обычным кривошипно-шатунным механизмом- с неразделенной камерой сгорания, непосредственным впрыском жидкого нефтяного топлива и объемным способом смесеобразования- с частотой вращения коленчатого вала не более 1000 об/мин- при расчете процессов на различных нагрузочно-скоростных режимах достоверные результаты могут быть получены в диапазонах: по частоте -(50-100% от номинальной); по нагрузке- (25-120% от номинальной)

Применение методики для двигателей иного класса требует корректировки математической модели, поэтому в этом случае следует обратиться за консультацией к разработчику.

Параметры Исследуемые режимы
Обознач. -5 -10 -15 -20 -25
Давление конца сжатия, бар Рсотр 84,51 83,66 77,81 72,42 64,12
Температура конца сжатия, К Тсотр 860,8 845,6 830,9 806,1
Максимальное давление сгорания, бар Ртах 109,4 125,7 142,1 157,6 171,6
Максимальная температура цикла, К Ттах
Давление в конце расширения, бар РЬ 9,557 9,372 9,221 9,103 9,027
Температура в конце расширения, К ТЬ
Степень повышения давления lam 1,295 1,503 1,826 2,176 2,676
Средняя скорость нарастания давления, бар/град dP/dFi 1,66 2,628 3,573 4,733 5,375
Угол достижения Ртах, град. Tpmax
Угол начала видимого сгорания, град. Tigni
Период задержки самовоспламенения, град Lind
Коэффициент избытка воздуха AL 2,106 2,106 2,106 2,106 2,106
Среднее индикаторное давление, бар MIP 18,91 19,37 19,65 19,75 19,65
Индикаторная цилиндровая мощность, кВт PWI 523,9 536,5 544,3 547,2 544,4
Удельный индикаторный расход топлива, г/кВт. ч Gi 182,3 175,5 174,5 175,4
Индикаторный КПД, % Eff. 45,66 46,76 47,44 47,69 47,45
Доля тепла, потерянная в охл. среду, % XW 11,31 11,73 12,32 13,04 14,01
Доля тепла, потерянная с уходящими газами, % Qe 43,03 41,51 40,25 39,27 38,54
Удельный выброс окислов азота, г/кВт. ч eNOx 11,28 13,93 17,6 22,55 29,3
Расчетный углеродно-ароматический индекс CCAI
Масса воздуха, необх.для сгорания 1 кг топлива, кг LO 14,45 14,45 14,45 14,45 14,45
Низшая теплота сгорания топлива, кДж/кг QH
Влагосодержанеие атмосферного воздуха WCA 0,00367 0,00367 0,00367 0,00367 0,00367

По полученным данным строим графики зависимостей Pz(φ), Tmax(φ), Ni(φ), Pi(φ).

Механическая напряженность

График зависимости максимального давления сгорания от угла опережения топлива

График зависимости максимальной температуры цикла от угла опережения топлива

Зависимость среднего индикаторного давления от угла опережения топлива

Зависимость индикаторной цилиндровой мощности от угла опережения топлива

В данной работе мною была частично исследована работа двигателя марки 16V32/35 при изменяемом угле опережения подачи топлива. Угол менял от -5 до -25 с шагом 5 градусов, включая номинальное значение -10 градусов. При увеличении угла опережения подачи топлива, меняются и другие показатели, а именно: увеличивается средняя скорость нарастания давления, которая является следствием ударных нагрузок, также повышается температура отходящих газов, и происходит перегрев поршня и повышение температурных напряжений цилиндра. Ещё одним существенным показателем неправильно выбранного угла является возрастающие потери теплоты, что приводит к увеличению удельного расхода топлива.

Список использованной литературы.

1. Березний В.В. Методические указания к выполнению курсового проекта. : “Проектирование энергетических установок промысловых судов”, Мурманск, 1999г.

2. Артемов Г.А.,”Системы судовых энергетических установок”-Л.:Судостроение,1980г.

3. Голубев Н.В. Проектирование энергетических установок морских судов- Л.:Судостроение,1990г.

4. Коршунов Л.П. Энергетические установки морских судов: Учебник- Л.: Судостроение, 1991г.

5. Ваншейдт В.А. Судовые установки с двигателями внутреннего сгорания- Л. Судостроение, 1980г.

6. Олейников Б.И. Техническая эксплуатация дизелей судов ФРП.- М.: Агропромиздат, 1998г.

Основными параметрами топливоподачи, которые оказывают наибольшее существенное влияние на рабочий процесс дизеля, являются: качество распыливания топлива, характеристика впрыскивания, способ смесеобразования и т. д. Однако для организации рабочего процесса крайне важными являются не только количественные и качественные показатели процесса топливоподачи, но и привязка процесса топливоподачи к положению поршня в рабочем цилиндре двигателя на такте сжатия.

Существенное влияние на весь процесс сгорания топлива в рабочем цилиндре оказывает начальный этап поступления топлива в камеру сгорания до его воспламенения и сгорания. Этот период получил название периода задержки самовоспламенения топлива τ.

На развернутой индикаторной диаграмме рабочего процесса дизеля (рис. 5.20) продолжительность этого периода определяется как угловой промежуток от момента поступления первых порций топлива в рабочий цилиндр (точка 1) и до момента отрыва линии сгорания от линии сжатия (точка 2). Под линией сжатия подразумевается кривая изменения давления в рабочем цилиндре при отсутствии подачи топлива, под линией сгорания кривая изменения давления при сгорании топлива.

На протяжении периода задержки самовоспламенения протекает ряд последовательно-параллельных физико-химических процессов, получивших название предпламенных.

При попадании в рабочий цилиндр первых порций топлива часть теплоты заряда расходуется на их прогрев и испарение. В результате температура и давление в цилиндре несколько снижаются, кривая сгорания идет ниже кривой сжатия (позиция А на рис. 5.22).

По мере испарения топлива начинаются химические реакции образования первичных комплексов, получивших название предпламенных реакций. Эти реакции могут носить как экзо-, так и эндотермический характер. Только после накопления в камере сгорания продуктов первичных реакций начинается их взаимодействие с кислородом воздуха, носящее, как правило, цепной характер и сопровождающиеся выделением большого количества тепла. Повышение температуры заряда приводит к повышению давления, в результате чего кривая сгорания пересекает кривую сжатия, что и соответствует моменту окончания периода задержки самовоспламенения.

Читайте также:  Эльф трансэльф nfj 75w80

Продолжительность периода задержки самовоспламенения в основном определяется температурой заряда на момент впрыска топлива, свойствами самого топлива, качеством его распыливания. Последнее в значительной степени зависит от показателей работы топливной аппаратуры.

Для получения заданного характера изменения давления в рабочем цилиндре нужно учитывать время, необходимое на предпламенные процессы. Для этого момент начала подачи топлива устанавливают раньше теоретически определенного момента начала тепловыделения на величину задержки самовоспламенения. На практике влияние периода задержки самовоспламенения на рабочий процесс учитывается путем установки угла опережения подачи φоп.

С увеличением φоп топливо в цилиндр впрыскивается раньше (точка 1` на рис. 5.22), что приводит к его более раннему воспламенению. В результате большее количество теплоты выделяется еще до прихода поршня в ВМТ, что приводит к более резкому возрастанию давления и росту его максимального значения. Рабочий процесс становится более динамичным и более жестким. С дальнейшим увеличением угла опережения такая тенденция будет ослабевать, так как топливо будет впрыскиваться в среду с более низкой температурой и давлением, а это приведет к увеличению периода задержки самовоспламенения.

С увеличением φоп экономичность дизеля сначала возрастает, так как некоторое увеличение работы сжатия до ВМТ с избытком компенсируется повышением термического КПД цикла вследствие подвода теплоты к рабочему телу при более высокой температуре. При больших значениях угла φоп работа сжатия существенно возрастает и становится больше, чем выигрыш в термическом КПД, поэтому экономичность дизеля падает.

С уменьшением угла φоп, особенно до значений, соответствующих началу сгорания топлива после ВМТ (точка 1` на рис. 5.22), происходит снижение механической напряженности двигателя, но одновременно снижается и его экономичность. Сгорание основной порции топлива смещается на линию расширения, что повышает температуру отработавших газов и теплонапряженность деталей цилиндропоршневой группы.

Очевидно, что угол опережения впрыска должен увеличиваться с повышением оборотов двигателя, чтобы обеспечить необходимый временной промежуток на протекание предпламенных процессов. Кроме того, изменение нагрузки на двигатель, давление наддува, внешних условий, сорта топлива могут потребовать корректировки угла опережения подачи топлива.

Угол опережения является важным параметром воздействия на показатели рабочего процесса, экономичность двигателя, его экологические показатели. В этой связи основная масса топливных систем современных судовых дизелей оборудуются устройствами для автоматического изменения данного параметра в зависимости от режима работы двигателя. Устройство таких систем нами было рассмотрено в предыдущих разделах. Следует отметить, что наиболее полно реализовать принцип выбора оптимального угла опережения удается только в системах с электронным управлением топливоподачей.

В ряде современных высоко- и среднеоборотных дизелей предусмотрено изменение характера протекания рабочего процесса в зависимости от нагрузочно-скоростного режима. В частности, переход с классического цикла со смешанным подводом теплоты на режимах малых и средних нагрузок на цикл Миллера на режимах нагрузок, близких к максимальным.

Такой переход сопровождается одновременным изменением фаз газораспределения и топливоподачи. На рисунке 5.23 представлен вариант технического решения, позволяющего осуществлять такой переход, который разработан фирмой MaK и реализован в двигателях серий M 20–M 43.

Принцип работы устройства основан на изменении положения ролика рычажного толкателя относительно кулачковой шайбы распределительного вала. Для этого ось рычага закреплена эксцентрично на валу, который имеет возможность проворачиваться на угол, близкий к 180°. В результате толкатель совершает поступательное движение, изменяя угол опережения подачи топлива и углы начала открытия и закрытия впускного клапана.

Привод эксцентричных валов роликовых толкателей осуществляется от пневматического серводвигателя через систему шестерен. Предусмотрен также и ручной перевод двигателя с одного режима на другой.

Изменение угла опережения в данной конструкции позволяет не только обеспечить оптимальный закон тепловыделения на режиме максимальной мощности, но и улучшить условия распыливания топлива при снижении нагрузки за счет смещения начала впрыска на более скоростной участок подъема плунжера.

На рисунке 5.24 показано устройство для изменения угла опережения подачи, используемое фирмой MAN в своих среднеоборотных двигателях. В данном устройстве вал привода насосов соединяется с шестерней привода через наклонное шлицевое соединение. Ступица шестерни при осевом перемещении скользит вдоль шлицов и проворачивает распределительный вал относительно коленчатого на некоторый угол, величина которого определяется углом наклона шлицов к оси вала и величиной осевого перемещения. Для осевого перемещения шестерни вместе со ступицей используется гидравлический сервопривод, располагаемый в торце вала на остове двигателя.

На высокооборотных двигателях, которые работают на разных скоростных режимах, находят применение автоматические муфты опережения впрыска центробежного типа. Они предназначены для автоматического изменения угла опережения впрыска топлива при изменении числа оборотов коленчатого вала двигателя. Схематически работа такой муфты показана на рисунке 5.25. В корпусе муфты, через который осуществляется ее привод, смонтирована полумуфта, через которую приводится вал ТНВД блочного типа. Полумуфта имеет выступы, которые с одной стороны нагружены пружинам, а с другой упираются в эксцентрики, выполненные на неуравновешенных грузах. Таким образом, полумуфта занимает определенное положение относительно корпуса. При увеличении частоты вращения на неуравновешенную часть грузов начинает действовать центробежная сила. Под действием этой силы грузы, преодолевая усилие пружин, раздвигаются и через эксцентрики, проворачивая полумуфту на угол γ против направления вращения корпуса, изменяют тем самым угол опережения подачи.

Продолжительность впрыскивания (угол φппф) также оказывает большое влияние на рабочий процесс. Для повышения экономичности и снижения температуры отработавших газов необходимо обеспечить сравнительно небольшое значение угла φппф на номинальном режиме. Этот угол можно уменьшить путем увеличения максимального давления впрыска или увеличения эффективного проходного сечения распылителя. В первом случае возрастут механические нагрузки на детали топливной аппаратуры, а во втором — на режимах малых нагрузок будет низкое давление впрыскивания, что приведет к ухудшению распыливания топлива.

Ссылка на основную публикацию
Adblock detector