Введение. Основной энергетической установкой в отечественных тракторах и комбайнах, благодаря экономичному и надежному функционированию, остаются дизельные двигатели [1]. В условиях сельскохозяйственного производства машинно-тракторные агрегаты большую часть рабочего времени функционируют в частичных режимах нагрузки из-за особенностей эксплуатации [2].
В большей части дизелей, находящихся в эксплуатации, установлены надежные в работе и хорошо конструктивно исполненные системы топливоподачи непосредственного действия. Однако стабильность качественной работы этих систем зависит от частоты вращения вала и цикловой подачи из-за падения давления впрыскивания на малых частотах вращения коленчатого вала, и, как следствие, снижения технико-экономических показателей дизеля. Отрицательное влияние при этом оказывает и снижение равномерности подачи топлива [3].
Решение этих проблем актуально для повышения эффективности работы дизеля, особенно на режимах частичных нагрузок.
В работах D. Qian et al. предлагается увеличение давления и интенсивности подачи топлива в цилиндр дизельного двигателя путем совершенствования клапанного механизма и выключением цилиндров на низких частотах вращения коленчатого вала [4].
Известна попытка добиться повышения интенсивности и давления впрыскивания топлива путем изменения кинематики кривошипно-поршневого механизма, введением планетарной некруглой зубчатой передачи между кривошипом и маховиком [5].
Цель исследования – разработка метода повышения интенсивности и давления впрыскивания в системах топливоподачи дизеля непосредственного действия.
Уcловия, материалы и методы. На основании анализа научных работ и данных заводов-изготовителей было установлено, что различные направления повышения давления или интенсивности впрыскивания связаны прежде всего с увеличением скорости подачи топлива или с гибким электронным управлением. Поэтому требуется или модернизация на заводе-изготовителе в целом, или создание топливной аппаратуры другой конструкции [6].
Рис. 1 – Обобщенная модель структурно-регулировочных элементов топливной системы дизеля.
Ранее выполненными исследованиями было установлено, что надежное повышение интенсивности подачи топлива без существенных изменений конструкции насоса, возможно только путем модернизации отдельных конструктивных и регулировочных элементов топливной системы. При этом к числу наиболее важных элементов повышения давления впрыскивания топлива относится привод плунжера насоса высокого давления (рис.1).
Для дальнейшей модернизации не усложняя в целом конструкцию и надежную в эксплуатации систему топливоподачи непосредственного действия, был предложен вариант ее усовершенствования путем изменения кулачкового механизма.
Предварительно был проведен анализ тангенциального закона подачи топлива существующего насоса. Для анализа аналитического выражения тангенциального закона движения плунжера топливного насоса 4УТНИ по кулачку его рабочая зона подъема была разбита на два участка (рис. 2):
зона постоянной скорости, с законом движения плунжера ;
зона отрицательного ускорения, с законом движения плунжера .
Аналитическое выражение тангенциального закона движения для этих зон имеет следующий вид:
, (1)
, (2)
где ;
;
.
– начальный радиус кулачка, мм;
– конечный радиус кулачка, мм;
– высота подъема плунжера, мм;
– угол поворота кулачкового вала, град;
– начальное угловое положение кулачкового вала, град;
– конечное угловое положение кулачкового вала, град;
– угол, за который осуществляется подъем кулачка, град;
κ – коэффициент перемещения кулачка вала.
Скорость движения плунжера в первой и второй зоне легко определить, продифференцировав уравнения (1) и (2 ):
(3)
. (4)
Аналогично определяется ускорение плунжера :
(5)
Ри с. 2 – Схема к выводу аналитического выражения закона перемещения плунжера насоса 4УТНИ: – начальный радиус кулачка, мм;
– конечный радиус кулачка, мм;
– начальное угловое положение кулачкового вала, град;
– конечное угловое положение кулачкового вала, град;
– угол, за который осуществляется подъем кулачка, град.
. (6)
Решая эти уравнения для каждого положения кулачка, можно построить график перемещений, скоростей и ускорений толкателя (рис. 3а).
Кулачок вала насоса 4УТНИ дизеля функционирует в условиях высокого переменного скоростного режима с большой нагрузкой при подаче топлива на впрыскивание [7].
При увеличении скорости движения плунжера для повышения давления впрыскивания топлива важным условием служит обеспечение безударного перемещения (без отрыва) плунжера по кулачку. При модернизации системы топливоподачи для повышения интенсивности впрыскивания был рассмотрен синусоидальный закон перемещения плунжера, описание которого выглядит следующим образом:
, (7)
где – угол текущий поворота кулачка вала, град;
s – радиус кулачка, мм.
Дифференцировав уравнение (7), получим выражения скорости перемещения плунжера и его ускорения:
, (8)
, (9)
где – угловая скорость вала насоса, град.
Для выполнения расчетов, предварительно были установлены граничные условия безударного и безотрывного движения кулачка и толкателя при изменении угла поворота кулачкового вала φ. С учетом этих ограничений и габаритных размеров насоса 4 УТНИ были рассчитаны профиль, скорость и ускорение кулачка.
На основе полученных данных построили графики перемещения, скорости и ускорения ведомого звена кулачкового механизма (р ис. 3б).
Проверочные расчеты кулачкового вала и корпуса насоса показали достаточный запас прочности при увеличении нагрузки на кулачки и высоких скоростях работы.
а) б)
Рис. 3 – Графики перемещения s, скорости V и ускорения a ведомого звена кулачкового механизма: а) ТНВД 4УТНИ; б) ТНВД с измененным законом подачи топлива.
Результаты и обсуждение. Разработанный экспериментальный насос с измененным законом топливоподачи позволил повысить интенсивность и давление впрыскивания топлива при достаточно высокой степени надежности работы (рис. 4). На частичных режимах работы экспериментального насоса оно составляет 35 МПа, что на 20 % выше, чем у штатного.
Рис. 4 – Сравнительная осциллограмма давления у штуцера форсунки штатного (линия тонкая) и усовершенствованного насосов (утолщенная линия) в зависимости от длительности подачи топлива.
В случае уменьшения частоты вращения кулачкового вала падение давления подачи у штатного насоса происходит заметно быстрее, чем у модернизированной системы топливоподачи. Давление у штуцера форсунки при максимальной частоте вращения вала насоса 4УТНИ с усовершенствованным насосом было на 9 % выше, чем со штатным насосом. При уменьшении частоты вращения разница между значениями давления становится выше. Так, при частоте вращения вала n=800 мин-1 она составила 10,5 % и 11,7 %, при n=600 мин-1, при n=200 мин-1 – 16,8 % (рис.5).
При номинальном режиме работы у экспериментального насоса достигается повышение интенсивности нагнетания на 9 %, а при пусковой частоте вращения кулачкового вала – на 20 %.
Межсекционная равномерность топливоподачи экспериментального насоса на частичных режимах так же была выше, чем при штатной системе. Например, при n=200 мин-1 разница составляла 18 %.
Результаты анализа скоростных и нагрузочных характеристик дизеля (рис. 5) свидетельствуют, что при частоте вращения вала n=500 мин-1 давление впрыскивания у экспериментального насоса высокого давления было выше, чем у штатного, на 20 %, а интенсивность – на 35%.
При работе дизеля с экспериментальным насосом оптимальный угол опережения подачи топлива на 3° меньше, чем при использовании базового из-за более высокой интенсификации процесса впрыскивания.
а) б)
Рис. 5 – Зависимости давления (а) и интенсивности впрыскивания топлива(б) 
штатной и 
с измененным законом топливоподачи от частоты вращения кулачкового вала насоса.
Результаты экспериментальных исследований свидетельствуют, что при установке ТНВД с измененным законом топливоподачи дизель обеспечивает более высокие технико-экономические показатели. Так, удельный расход топлива при частоте вращения коленчатого вала 1600 мин-1 составил ge=271г/(кВт·ч), что на 8,5 % ниже, чем при использовании штатного насоса (рис. 6).
В целом было установлено, что экспериментальный насос обеспечивает более устойчивую работу дизеля на частичных режимах эксплуатации.
а) б)
Рис. 6 – Зависимость скоростных (а) и нагрузочных (б) характеристик дизеля Д-144
– в случае работы с экспериментальным насосом; – в комплектации со штатным 4УТНИ.
Выводы. Модернизированная система топливоподачи непосредственного действия с топливоподачей, усовершенствованной путем профилирования кулачков вала на синусоидальный закон движения плунжера, позволяет повысить интенсивность подачи топлива на частичных режимах функционирования на 35 %, давление впрыскивания – на 20 % и равномерность подачи – на 18 %.
Полученное аналитическое выражение синусоидального закона топливоподачи позволило провести расчеты и изготовить экспериментальный насос высокого давления.
Дизель Д-144 с ТНВД с усовершенствованным топливным насосом продемонстрировал более экономичную работу, чем при использовании штатного насоса, особенно на частичных режимах функционирования. Удельный расход топлива при частоте вращения коленчатого вала 1600 мин-1 составил ge=271г/(кВт·ч), что на 8,5% ниже, чем при работе со штатным насосом.
