|
|
|
Навигация
|
Главная » Мануалы Подвод масла из систеты два выступа 9. Между втулками помещена текстолитовая шайба 7 с прорезями, в которые входят выступы втулки 1 и фланца 3. Фланец 3 крепится на ступице втулки 4 при помощи двух болтов, входящих в кольцевые прорези 8. При ослаблении болтов фланец 3 может быть повернут на некоторый угол, а вместе с ними может быть повернут и валик топливного насоса. Клин 5 служит для закрепления ступицы втулки. Существенным недостатком муфты является то, что установку необходимого угла впрыска можно производить только при остановленном двига- теле. При этом сохранение необходи- мого угла опережения впрыска, обеспечиваемое трением, возникающим при затяжке болтов, недостаточно надежно. Автоматическое изменение момента опережения подачи осуществляется обычно устройством, работающим по принципу центробежного регулятора. На фиг. 271 показано устройство механизма для автоматического изменения момента впрыска с дополнительным сервомеханизмом. Корпус 2 центробежного регулятора установлен на шестерне I привода кулачкового валика 13 топливного насоса. Два грузика 3 регулятора воздействуют своими рычагами на муфту, являющуюся одновременно золотником 4 сервомеханизма. Поршень 7 сервомеханизма сидит на втулке 14, на наружной поверхности которой  Фиг. 271. Механизм сцепления с автоматическим регулированием утла оиереже-ния впрыска. нарезаны прямые, а на внутренней - винтовые шлицы. Втулка 14 надета на конец кулачкового валика 13 насоса, а на втулку в свою очередь посажена ступица 8 шестерни / привода. Корпус 2 регулятора служит цилиндром поршня 7 сервомеханизма. Масло поступает в цилиндр через отверстие 15 из полости 12, которая сообщается с циркуляционной системой смазки двигателя через каналы 11 в торце валика, каналы 10 в ступице шестерни и кольцевую выточку 9. Работа механизма протекает следующим образом: с увеличением числа оборотов двигателя грузики регулятора перемещают золотник 4 вправо, открывают отверстие 15 и доступ масла из полости 12 в цилиндр сервомотора. Сила от давления масла на поршень преодолевает силу упругости пружин 6 и заставляет поршень 7 двигаться вправо. Осевое перемещение поршня, связанного со втулкой 14, вследствие шлицевого соединения последней с шестерней привода и кулачковым валиком будет сопровождаться поворотом валика насоса относительно шестерни, что вызовет увеличение угла опережения впрыска. При установившемся числе оборотов вала двигателя передвижение поршня вправо под действием давления масла будет зависеть от положения остановившегося золотника до момента полного перекрытия отверстия 15 кромкой золотника. При снижении числа оборотов вала и уменьшении перестановочной силы центробежного регулятора пружины 5 регулятора переместят золотник влево, откроют отверстие 15, и масло начнет вытекать из цилиндра. Под воздействием пружины 6 с этого момента поршень начнет перемещаться также влево до нового перекрытия перепускного отверстия, при этом угол опережения подачи будет уменьшаться. Топливоподкачивающие насосы Топливоподкачивающие насосы, устанавливаемые в топливных системах между расходным баком и насосом высокого давления, служат для создания подпора иа впуске в насосы высокого давления. Подкачивающие насосы, применяемые для двигателей с внутренним смесеобразованием, вьшолняют поршневыми, коловратными и шестеренчатыми. По конструкции привода они могут быть: 1) с механическим приводом от распределительного или коленчатого валов при помощи шестерен или от свободного торца; 2) с электрическим приводом. Часто подкачивающий насос устанавливают непосредственно на корпусе впрыскивающего пасоса; тогда подкачивающий насос приводится в движение кулачковой шайбой (эксцентриком), сидящей на валике насоса.  Кфильтру   Фиг. 272. Топливоподкачивающий порш- Фиг. 273. Схема действия подкачиваю-невой насос. щего насоса поршневого типа. Производительность подкачивающего насоса обычно превышает максимальную подачу впрыскивающего насоса в 2 раза и более. Излишнее топливо, нагнетаемое подкачивающим насосом, перепускают через специальный клапан, отрегулируемый на требуемое давление, обратно в расходный бак из впускной полости впрыскивающего насоса. При этом одновременно с перепускаемым топливом удаляются пузырьки воздуха, выделяющиеся из топлива. На фиг. 272 показаны разрезы подкачивающего поршневого насоса, а на фиг. 273-схема его действия. Обозначения отдельных деталей на обеих фигурах одинаковые. Поступательное движение поршенек 5 насоса получает от кулачкового валика топливного насоса через толкатель 3; обратное перемещение поршенька происходит под действием пружины 7. При движении поршенька под действием пружины (положение / на фиг. 273) топливо через впускной клапан 10 поступает в полость насоса и при перемещении поршенька толкате- При угле наклона шлицев 17° и наружном диаметре кулачкового валика 35 мм перемещению поршня сервомотора на 5 мм соответствует поворот валика на 5°. леи (положение ) подается через нагнетательный клапан 8 в топливную магистраль низкого давления. Одновременно с этим по каналу J заполняется полость под поршеньком, из которой топливо вытесняется обратно в нагнетательную магистраль при ходе впуска. При повышении давления в нагнетательной магистрали поршенек не доходит до своего крайнего положения при ходе впуска (положение /). Положение поршенька определяется условием уравновешивания сил от давления топлива и усилия пружины. С повышением давления ход нагнетания уменьшается и, таким образом, давление в топливной магистрали на различных режимах работы двигателя будет поддер- оо/мин живатьСя неизменным. Выточка 4 Фиг. 274. Характеристика подачи топлива в направляющей толкателя, сооб-подкачивающего Р^невого насоса двига- щающаяся каналом 6 с впускной полостью подкачивающего насоса, предусмотрена для предупреждения утечек топлива в механизм привода и предупреждения загрязнения смазочного масла. Для заплонения топливной системы перед пуском двигателя иа корпусе 2 подкачивающего насоса установлен ручной поршневой насос 9. Производительность подкачивающего насоса q зависит от числа п оборотов вала и противодавления в нагнетательной магистрали. На фиг. 274 показана характеристика подачи подкачивающего насоса поршневого типа двигателя Д-35 при противодавлении 1,5 кг1см.  § 4. ТОПЛИВНЫЕ ФИЛЬТРЫ Топливные фильтры, устанавливаемые на двигателе, служат для очистки топлива от примесей, засоряющих систему и вызывающих усиленный износ деталей топливоподающей аппаратуры, а также заедание плунжеров, игл распылителей и нагнетательных клапанов. Поэтому очистка топлива должна быть возможно более совершенной. В системах подачи топлива современных двигателей с внутренним смесеобразованием применяют последовательную очистку топлива в нескольких фильтрах. Предварительная (грубая) очистка производится фильтрами, установленными между расходным баком и топливоподкачивающим насосом. Вторичная очистка (тонкая) осуществляется между подкачивающим и впрыскивающим насосами. Затем в большинстве двигателей топливо подвергается дополнительной тонкой очистке в фильтрах, устанавливаемых в нагнетательной магистрали (фильтры высокого давления). Топливо от механических примесей очищают путем пропускания его через специальные фильтрующие материалы или через узкие щели, образованные проволочной сеткой, набором пластин различной толщины и др. В качестве фильтрующего материала применяют концы, хлопчатобумажную пряжу, бумагу, фетр, специальную поглощающую массу и др. Топливные фильтры необходимо периодически очищать. Сроки очистки устанавливают в зависимости от степени загрязнения топлива и величины фильтрующей поверхности. Топливные фильтры в судовых и стационарных установках топливные фильтры обычно делают сдвоенными, вследствие чего обеспечивается очистка любого из фильтров без остановки двигателя. Перепад давления в топливном фильтре не должен превышать устанавливаемого в зависимости от конструкции фильтра. При увеличении перепада давления в фильтре ухудшается очистка топлива, а также может произойти   Фиг. 275. Топливный фильтр предварительной очистки двигателя бД-gQ . повреждение фильтрующего элемента и вынос с топливом загрязнений вместе с материалом фильтра. При проектировании топливной системы пропускную способность чистого фильтра выбирают ориентировочно равной удвоенному количеству топлива, протекающего через фильтр. На фиг. 275 показан топливный фильтр предварительной (грубой) очи- стки топлива двигателя 6Д , устанавливаемый на приемной магистрали топливных насосов. В корпусе 1 фильтра установлен фильтрующий элемент, который состоит из ряда сеток 5, зажатых между дисками 3 и собранных иа общей трубе 4. Фильтрующий элемент опирается при помощи фланца 6 на бурт 5 корпуса фильтра и закрывается крышкой 7. Топливо из расходного бака подводится, как показано стрелками, в нижнюю полость А фильтра, откуда через отверстия в дисках 3 и через сетки 2 поступает в трубу 4. Из трубы 4 фильтрованное топливо попадает в полость В и далее направляется в топливную магистраль. В нижней части фильтра расположены кран 9 для спуска отстоя, а также змеевик 10 для подогрева топлива. Кран 11 служит для выпуска воздуха. Фильтр выполнен из двух секций, соединенных распре- делительным краном 8. Каждая секция при этом может работать самостоятельно. При засорении рабочей секции, через которую поступает топливо, краном 8 можно на ходу двигателя переключать питание на другую секцию фильтра, а затем разбирать и чистить загрязненную. На фиг. 276 изображен фильтр тонкой очистки топлива. Фильтр состоит из корпуса и, фильтрующего элемента и крышки 7, соединенных между собой шпилькой /, на которую навертываются гайки 6. Фильтрующее устройство состоит из металлической сетки 2, шелкового чехла 3 и пятнадцати фильтрующих пластинок 10 и Р, изготовленных из войлока. Восемь тонких пластинок 9 изготовлены из более плотного войлока. Толстые и тонкие пластины надевают на сетку с чехлом поочередно. Крышка 7 фильтра имеет три прилива для ввертывания штуцеров подвода и отвода топлива и пробки 12 для выпуска воздуха. Снизу в крышку ввернута трубка 4, сообщающая полость Л отфильтрованного топлива с отводящим штуцером и препятствующая попаданию воздуха, скопляющегося под крышкой. Топливо поступает в фильтр через' штуцер 8, проходит с внешней стороны через войлочные пластины, чехол и сетку во внутреннюю полость и далее поступает к отводящему штуцеру 5. Пропускная способность незагрязненного фильтра 1,5- 2,5 л/мин при напоре 1 м топлива. В топливном фильтре двигателя ЯАЗ-204 фильтрующий элемент выполнен из пористой твердой массы, изготовленной из минеральной шерсти, пропитанной клеящим веществом. Сопротивление нового фильтра колеблется в пределах 0,1 - 0,2 кг/см. При загрязнении сопротивление доходит до 2 кг/см. Фильтрующий элемент рекомендуется менять примерно через 240 рабочих часов. Так как клеящее вещество элемента легко растворяется в воде, то топливо не должно содержать воды. Проволочно-щелевые и пластинчато-щелевые топливные фильтры по своему устройству одинаковы с масляными фильтрами. Для предохранения сопла форсунки от засорения твердыми частицами, которые могут быть пропущены фильтрами низкого давления, устанавливают щелевые фильтры высокого давления или перед форсункой, или непосредственно в форсунке перед соплом.  Мля спуска Воздуха Фиг. 276. Топливный фильтр очистки. для тонкой   Фиг. 277. Щелевой фильтрвьтсо-кого давления двигателя 18Д. Фиг. 278. Щелевой фильтр высокого давления двигателя 6Д. § 5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИИ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ТОПЛИВНОГОНАСОСА И ФОРСУНКИ Определение конструктивных размеров топливной системы, обеспечивающих необходимые характеристики впрыска и распыливания топлива, сводится к выбору размеров диаметра и хода плунжера впрыскивающего на-23* На фиг. 277 показано устройство устанавливаемого на форсунке щелевого фильтра высокого давления двигателя 18Д. Фильтр состоит из корпуса 1 и вставленного в него стержня 2 с шаровой головкой, которой он прижимается к посадочному гнезду. Стержень имеет два пояска в верхней и нижней части, хорошо притертые к корпусу. На боковой поверхности стержня профрезе-ровано двенадцать канавок, из которых шесть пересекают нижний поясок 4 и доходят до верхнего пояска и шесть пересекают верхний поясок 3 и доходят лишь до нижнего пояска. Канавки с выходом вверх и вниз чередуются. В средней части между поясками вставленный в корпус стержень имеет диаметральный зазор 0,04 жж. Так как продольные канавки на наружной поверхности стержня не сквозные, то из канавок, открытых со стороны насоса, топливо продавливается через боковой зазор между стержнем и корпусом в канавки, имеющие выход к соплу форсунки. Проходя через эти щели, топливо фильтруется, и механические примеси размером более 0,02 мм оседают в канавках. На фиг. 278 показан щелевой фильтр двигателя Д-6, устанавливаемый в корпусе 2 форсунки перед распылителем У. Щелевой фильтр состоит из втулки 4 и помещенного в ней фильтрующего элемента 3. Фильтруюшлй элемент представляет собой полый стальной цилиндрик, на наружной поверхности которого прорезано 40 продольных, несквозных канавок глубиной 0,4-0,5 мм с попеременным выходом в одну или другую стороны. Цилиндрик вставлен во втулку с зазором по диаметру от 0,02 до 0,04 мм. Фильтрация топлива происходит при его проходе через зазоры так же, как и в фильтре, описанном ранее. При расположении щелевого фильтра непосредственно перед соплом форсунки сопловые отверстия лучше предохраняются от засорения, кроме того, фильтрующий элемент можно выполнять в виде цилиндрической детали сравнительно большого диаметра, что обеспечивает достаточное суммарное сечение для протекания топлива. coca, а также отверстий сопла форсунки, из условий необходимой производительности и параметров процесса впрыскивания. Производительность топливного насоса для проектируемого двигателя определяют на основании заданных значений удельного расхода топлива при номинальной мощности с учетом возможной перегрузки. Объемное количество топлива hVg, которое необходимо подавать насосной секцией в рабочий цилиндр двигателя за один цикл, при этом может быть найдено по уравнению о = -ш!ммт^л, (251) где ge.- эффективный удельный расход топлива в г/с. л. ч. при номинальной мощности; Ng - номинальная мощность в л. с.\ X - число тактов; п - номинальное число оборотов коленчатого вала в минуту; i -- число цилиндров двигателя; \ - удельный вес топлива в г1мм. При подстановке в уравнение (251) значения мощности, определяемой уравнением ы - РеУпШ . - 450т где pg - среднее эффективное давление в кг/см; - рабочий объем цилиндра в л. Объемное количество топлива, подаваемого на цикл, может быть определено также по заданным значениям: удельного эффективного расхода топлива g, среднего эффективного давления и рабочего объема V цилиндра: = ммЩшл. (252) Уравнение (252) справедливо для четырехтактного и для двухтактного двигателей. Для обеспечения подачи необходимого количества топлива AVq в цилиндр двигателя на один цикл теоретическое количество топлива AV-p, подаваемого насосной секции, равное объему, описываемому плунжером за активный ход, должно быть принято иным, так как количество топлива AV , подаваемого насосом при совместной его работе с форсункой, не соответствует теоретическому объему LVj-. В зависимости от конструкции насоса, форсунки, объема нагнетательной полости системы, параметров впрыска, режима работы и т. д. на производительность топливной системы влияют многие факторы; утечка топлива через зазоры и неплотности, сжимаемость топлива, деформация деталей, запаздывание посадки клапанов, дросселирование во впускных и перепускных окнах и др. Производительность системы оценивается коэффициентом 7j подачи насоса, который правильней следовало бы назвать коэффициентом подачи системы; этот коэффициент представляет собой отношение объемного количества топлива Д\/ , подаваемого системой на цикл, к объему AVj, описываемому плунжером за активный ход и определяемое опытным путем -п - UVt В качестве примера приведены экспериментальные' кривые подач топлива AV , AVt- и коэффициента подачи насоса в зависимости от отдельных факторов и режима работы для топливных систем с^насосом золотникового и клапанного типов. На фиг. 279 показаны экспериментальные кривые Д1/ , Д1/у. и т; для золотникового насоса с диаметром плунжера dj = 6 мм при совместной работе его с форсункой закрытого типа, при давлении затяжки пружины форсунки Рф = 250 кг/см и числе оборотов вала насоса в минуту п = 1200 в зависимости от активного хода плунжера. Для указанной системы на фиг. 280 показано изменение коэффициента подачи в зависимости от числа оборотов кулачкового валика в минуту 160 М 120 100 80 W 20
0.8- о.и
W Zfl 3.0 4.0 5,0 6.0 ha мм Фиг. 279. Кривые подачи АУ Vj и коэффициента подачи % золотникового насоса. 500 900 1300 ПООпоб/тн. Фиг. 280. Изменение коэффициента подачи в зависимости от числа оборотов кулачкового валика: /-при давлении р^==.БО кг\сМ и /г^=3,8л- ; 2 - при Рф = 100 кг\слС- к Н^ = 3,8 мм; 3 - при Рф= = 250 Kzjcjtfl н = 5,5 мм; 4 - при = 100 кг\см и ft = Ъ.Ъмм; 5 - для насос-форсунки, имеющей плунжер диаме-ом d =6,35 мм. при различных значениях активного хода плунжера и давления форсунки Рф-, приводятся значения 7j для насос-форсунки с диаметром плунжера dj = 6,35 мм. Экспериментальные кривые AV , LV-p и т) клапанного насоса с диаметром плунжера = 14 мм при работе с открытой форсункой показаны на фиг. 281 Б зависимости от активного хода плунжера и на фиг. 282 в зависимости от числа оборотов п в минуту. Значение коэффициента т] подачи насоса может быть меньше и больше единицы. Чаще значение tj < 1, в особенности у систем с большим объемом нагнетательной полости и высоким давлением впрыска. Ориентировочно значения коэффициента т] подачи насоса, могут быть приняты: Для топливных систем с золотниковым насосом и форсункой закрытого типа (при длинных нагнетательных трубопроводах) . . 0,8-0,9 Для насос-форсунок и золотниковых насосов с форсункой открытого типа...................... 0,9-1.0 Для насосов клапанного типа..................0,75-0,85 Таким образом, учитывая производительность топливной системы, а также предусматривая некоторый запас на перегрузку двигателя и износы ммз код плунжера 800 \ 0,8 600 - - 0.6 400 - 0.Ч гоо -- 0.2
о W 2.0 3.0 и,0 5.0 ho мм Фиг. 281. Изменения подачи LVц!Ут и коэффициента подачи т) клапанного насоса в зависимости от активного хода плунжера h. плунжерной пары ~20-30%, получают подачу топлива на один цикл топливной системы: AV, = (1.2-f-l,3)AV (253) а объем, описываемый плунжером за активный ход, :(254) лодплутера V Из равенства AVj d\h определяют значения диаметра плунжера djj и активный ход h. Соотношение между диаметром'плунжера и активным ходом /г^ принимают из условий обеспечения необходимой закономерности и продолжительности процесса впрыска, а также получения надежной подачи топлива при холостом ходе двигателя (при малых подачах). Закономерность и продолжительность процесса впрыска зависят от профиля кулачковой шайбы привода насоса и диаметра плунжера. Для современных двигателей с воспламенением от сжатия продолжительность впрыска в градусах угла <f поворота коленчатого вала составляет 15-30°. Принимая угол впрыска <f и кривую подъема плунжера в соответствии с профилем кулачковой шайбы, находят активный ход и подсчитывают диаметр плунжера п. = УЩ. (255) 100 80 60
о 100 гоо 300 Шп об/пин. Фиг. 282. Изменение подачи и коэффициента подачи г\у1 в зависимости от числа оборотов кулачкового валика. Конструктивные соотношения основных размеров плунжерной пары даны на фиг. 283 и в табл. 39 для золотниковых насосов и на фиг. 284 и в табл. 40 - для клапанных насосов. Размеры сопловых отверстий форсунки определяют в зависимости от количества впрыскиваемого топлива в рабочий цилиндр за один цикл и числа сопловых отверстий в форсунке при заданных значениях давления и продолжительности впрыска. Суммарную площадь fy сопловых отверстий по уравнению расхода определяют из выражения f мм\ (256) сум li.-W jX где ДУ - объемная подача топлива системой за один цикл; - средняя скорость топлива в м1сек\ т - время впрыскивания в секундах; ji - скоростной коэффициент сопла (р среднем 0,7-0,8). Среднюю скорость истечения из сопла для ориентировочного расчета приближенно определяют из уравнения w ,= = 102 2Я Реп ~Рц (257) где g - ускорение силы тяжести (9,81 м/сек'); среднее давление впрыскивания в кг/см; давление в цилиндре вмомент впрыскивания в кг/см; 1, удельный вес топлива в/сг/сж г^   Фиг. 283. Конструктивные соотношения основных размеров плунжерной пары золотникового насоса. Фиг. 284. Конструктивные соотношения основиы.ч размеров плунжерной пары клапанного насоса. Время впрыскивания при выбранной продолжительности впрыска определяют по формуле . - = . <258) где -продолжительность подачи в градусах угла поворота коленчатого вала; п-номинальное число оборотов коленчатого вала в минуту. Диаметр сопла форсунки = 1/ где fyJ - суммарное сечение в мм\ Z - число одинаковых отверстии сопла; \з. - коэффициент истечения сопла. . 1 ... 14 15 16 17 18 19 |
 |
 |