Повышение эффективных показателей тракторных дизелей электронным управлением топливоподачи

Размещено на http://www.allbest.ru//

40

Размещено на http://www.allbest.ru//

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Повышение эффективных показателей тракторных дизелей электронным управлением топливоподачи

Галиуллин Рустам Рифович

Санкт-Петербург-Пушкин - 2009

Работа выполнена в ФГОУ ВПО «Башкирский государственный аграрный университет»

Научный консультант: доктор технических наук, профессор,

заслуженный деятель науки РФ и РБ

Баширов Радик Минниханович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Сковородин Василий Яковлевич

доктор технических наук, профессор Ефремов Борис Дмитриевич

доктор технических наук, профессор Русинов Ростислав Викторович

Ведущая организация: ФГОУ ВПО «Московский государственный

агроинженерный университет имени В.П. Горячкина»

Защита диссертации состоится 30 октября 2009 г. в 13.30 ч. на заседании диссертационного совета Д 220.060.05 при Санкт-Петербургском государственном аграрном университете по адресу: 196601, Санкт-Петербург-Пушкин, Петербургское шоссе, 2, ауд. 529.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный аграрный университет».

Отзывы на автореферат, заверенные печатью Вашего учреждения, просим направлять в двух экземплярах по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан “____” _____________ 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

доктор технических наук, профессор Т.Ю. Салова

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. К тракторным дизелям, работающим в широких диапазонах частот вращения и нагрузок, причем неустановившихся нагрузок, предъявляется комплекс довольно жестких требований по их технико- экономическим показателям, важнейшими из которых являются эффективные, в частности мощностные и топливно - экономические, определяемые соответствующими индикаторными показателями и механическим к.п.д.

Эффективные показатели наиболее высокими оказываются при работе на относительно больших, причем постоянных нагрузках. С уменьшением нагрузки на двигатель, а также при переходе на неустановившиеся нагрузки они заметно ухудшаются.

Это во многом является результатом несовершенства ныне применяемых аппаратуры топливоподачи непосредственного действия (обусловленного жестким приводом плунжера их насоса высокого давления (НВД)) и механических регуляторов центробежного типа (инертностью их действия). Из-за этих недостатков при них трудно решаются вопросы обеспечения оптимальных для каждого режима работы параметров топливоподачи.

В этой связи применительно к тракторным дизелям особый интерес представляют появившиеся в последние годы топливоподающие системы с аккумуляторной аппаратурой топливоподачи и малоинерционными электронными регуляторами.

При них относительно просто регулируются почти все основные параметры топливоподачи и, как следствие, не только улучшаются эффективные показатели работы двигателя, но и сравнительно легко решаются и многие другие проблемы, в частности снижения жесткости процесса сгорания и токсичности выхлопных газов. Вместе с тем следует отметить, что разработанные за рубежом такие системы, в частности типа Commоn Rail оказались высокотребовательными к чистоте топлива и, в итоге, не всегда достаточно приспособленными к нашим условиям.

В последние годы электронные регуляторы стали применяться и в отечественных автомобильных дизелях ЯМЗ с топливоподающими системами непосредственного действия, хорошо отработанными конструктивно и технологически и оправдавшими себя в течение многолетней эксплуатации.

В этой связи большой практический интерес представляет дальнейшее совершенствование электронно- управляемых топливоподающих систем как аккумуляторного типа, так и непосредственного действия, особенно применительно к тракторным дизелям.

Все это обуславливает высокую актуальность темы диссертационной работы.

Работа выполнялась в соответствии с федеральной целевой программой «Повышение эксплуатационных показателей топливоподающих систем тракторных дизелей» (№ 281-3-3М МСХ и П РФ, 1995…97гг.), республиканской программой «Научные основы создания ресурсосберегающих конструкций, методов эксплуатации и ремонта сельскохозяйственной техники» (№ 164/АН РБ, 1993…2000гг., АН РБ) и государственной научно- технической программой «Повышение машинно- технологического и энергетического потенциалов сельского хозяйства» (№18/8 с.х., 2008г.), выполнявшихся на основе договорных работ с АН РБ, ОАО «Ногинский завод топливной аппаратуры», Уфимским тепловозоремонтным заводом (ТРЗ) и рядом других предприятий и организаций.

Цель работы - повышение эффективных показателей тракторных дизелей электронным управлением топливоподачи.

Для достижения поставленной цели предусматривалось решение следующих задач:

- разработать целесообразные схемы электронно- управляемых топливоподающих систем, причем применимые для тракторных дизелей, находящихся как в производстве, так и в эксплуатации;

- создать математические модели процесса топливоподачи предложенных топливоподающих систем;

- теоретическими исследованиями с использованием разработанных моделей уточнить основные параметры важнейших элементов электронно- управляемых топливоподающих систем;

- разработать основы методики расчета и проектирования отдельных элементов и в целом электронно- управляемых топливоподающих систем;

- разработать алгоритмы и программы, обеспечивающие работу их электронных регуляторов;

- с использованием полученных данных уточнить разработанные схемы и создать опытные варианты электронно- управляемых топливоподающих систем;

- провести безмоторные и моторные исследования разработанных электронно- управляемых топливоподающих систем и на основе анализа их результатов дать рекомендации по применению их в тракторных дизелях.

Научную новизну основных положений, выносимых на защиту, представляют:

- математические модели процесса топливоподачи электронно- управляемых систем;

- методики расчета и проектирования основных узлов электронно- управляемых топливоподающих систем и разработки необходимых для обеспечения их работы базовых скоростных характеристик, а также корректирования степени нечувствительности электронного регулятора;

- алгоритмы и программы, обеспечивающие микропроцессорное управление топливоподачей в соответствии с условиями работы тракторных дизелей; топливоподача дизель тракторный

- способы повышения топливной экономичности дизелей, снабженных электронно- управляемыми топливоподающими системами;

- разработанные электронно- управляемые системы топливоподачи с гидрозапорными (патенты РФ № 2201523 и № 2201524) и обычными форсунками (патенты РФ № 2258823 и № 2301903) и устройство для оценки неравномерности подачи топлива (патент РФ № 2301910).

Практическая ценность заключается в полученных обширных теоретических и экспериментальных данных по оптимизации параметров топливоподачи систем с электронными регуляторами и в указанных выше предложениях, представляющих научную новизну.

Объект исследования - тракторные дизели.

Предмет исследования - влияние параметров топливоподачи на эффективные показатели тракторных дизелей с электронными регуляторами.

Методы исследований и достоверность результатов. В начале велся теоретический анализ. Затем его результаты проверялись экспериментами, проведенденными по обычным или многофакторным планам.

Безмоторные испытания проводились на стендах для регулировки дизельной топливной аппаратуры КИ-22205-01УХЛ4.2-ГОСНИТИ и КИ-22210-УХЛ4-ГОСТ 15150-69, а моторные - на стендах КИ- 5527-ГОСНИТИ и DS- 926v и на станции испытания дизелей Уфимского тепловозоремонтного завода.

Достоверность результатов исследований обеспечивалась использованием при экспериментах кроме многоцилиндровых также и одно- и двухцилиндровых двигателей, исключающих влияние числа цилиндров на анализируемые показатели, высокоточных стандартных датчиков и сертифицированных средств испытаний и измерений с лицензионными программными обеспечениями. Регистрирующее оборудование было собрано на базе IBM PC Pentium IV и крейтовой системы LTC. Результаты испытаний обрабатывались при помощи специализированных и лицензионных программных пакетов научно-производственного предприятия «Мера» и ОАО «Автоматизированные системы» (г. Москва).

Апробация работы. Основные результаты работы обсуждены и одобрены на региональных, межрегиональных и международных научно- технических конференциях: «Достижения науки - агропромышленному производству» - Челябинск: ЧГАУ, 2001, 2002 г.г.; «Улучшение эксплуатационных показателей двигателей тракторов и автомобилей» - СПб. - Пушкин: СПбГАУ, 2002 г.; «Проблемы экономичности и эксплуатации ДВС в АПК СНГ» - Саратов: СГАУ, 2002г.; «Проблемы разработки и внедрения прогрессивной сельскохозяйственной техники и оборудования» - Уфа: БГАУ, 2002 - 2009 г.г.; «Улучшение энергетических и экологических показателей автотракторной техники» - Уфа: БГАУ, 2007 г.; «Современные проблемы транспорта» - Ульяновск: УГСХА, 2007 г.; «Механизация, техническое обслуживание и ремонт машин» - Чебоксары: ЧГСХА, 2007 г.; «Проблемы энергообеспечения предприятий АПК и сельских территорий» - СПб. - Пушкин: СПбГАУ, 2008 г.

Реализация результатов исследований. Они рекомендованы МСХ РБ с.х. ремонтным предприятиям для модернизации находящихся в эксплуатации тракторных дизелей и приняты Уфимским тепловозоремонтным заводом для модернизации тепловозных двигателей в процессе их ремонта, гарантийным представительством ОАО «Ногинский завод топливной аппаратуры» по Уральскому региону ООО «Башдизель» для использования при разработке перспективных топливных систем, а монография и учебное пособие, изданные с использованием результатов исследований, широко используются в учебном процессе Башкирского ГАУ и ряда других аграрных вузов.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 47 работ, в том числе монография, учебное пособие для студентов вузов, 9 статей в центральных научных журналах, получены свидетельство на регистрацию программы для ЭВМ и 5 патентов Российской Федерации.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из двух томов. Том 1 включает введение, 5 глав, общие выводы, библиографический список и приложения (основной текст - 284 стр., 187 рисунков, 18 таблиц, библиографический список из 213 наименований). Том 2 объемом 307 стр. состоит из шести приложений к диссертации и содержит программы для электронно- управляемых топливоподающих систем.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность работы, сформулирована ее цель, указаны научная новизна и практическая ценность.

В первой главе проанализировано влияние условий работы тракторных дизелей на показатели их работы и сформулированы задачи исследования. При этом использованы результаты собственных исследований автора и научно-исследовательских работ Аллилуева В.А., Астахова И.В., Баширова Р.М., Болтинского В.Н., Габитова И.И., Грехова Л.В., Голубкова Л.Н., Ефремова Б. Д., Иващенко Н.А., Инсафуддинова С.З., Крутова В.И., Кислова В.Г., Лышевского А.С., Маркова В.А, Николаенко А.В., Неговора А.В., Патрахальцева Н.Н., Русинова Р.В., Сковородина В. Я., Стефановского Б.С., Суркина В.И., Хачияна А.С., Хомича А.З., Хватова В.А., Шкрабака В.С., Эммиль М.В. и др.

Эффективность внедрения электронного управления топливоподачей определяется типом топливоподающей системы.

Известные системы непосредственного действия при электронном управлении позволяют сравнительно просто обеспечить управление цикловой подачей. При регулировании опережения впрыска конструкция их существенно осложняется. Регулирование же давления впрыскивания при них представляет вообще сложную проблему.

У топливоподающих систем аккумуляторного типа процессы подачи их НВД и впрыска топлива разделены по времени. Благодаря этому при них оказывается ослабленной зависимость показателей работы топливной системы от частоты вращения и нагрузки двигателя и, в результате, относительно просто регулируются все основные параметры топливоподачи - цикловая подача, равномерность топливоподачи, опережение и давление впрыска топлива и др.

Практический интерес представляет то обстоятельство, что и у систем непосредственного действия имеются определенные аккумулирующие свойства. Разработка электронных регуляторов с учетом этого обстоятельства может существенно упростить и при них решение проблемы корректирования опережения и давления впрыска топлива по мере снижения частоты вращения и нагрузки двигателя.

Решению этой проблемы в определенной мере может способствовать и впрыск увеличенной цикловой подачи топлива и на режимах малых нагрузок, например, регулируя режимы работы двигателя путем отключения цилиндров. Однако такое регулирование пока еще изучено совершенно недостаточно, особенно применительно к тракторным дизелям.

В любом случае применительно к тракторным дизелям большой практический интерес представляют топливные системы, оборудованные регуляторами электронного типа. Аппаратура топливоподачи может быть при этом как аккумуляторного типа, так и непосредственного действия.

Во второй главе дан теоретический анализ электронно- управляемых топливных систем.

При этом учтено, что регулирование параметров топливоподачи перспективной микропроцессорной техникой, спроектированной для условий работы тракторных дизелей, в значительной степени расширяет функциональные возможности систем топливоподачи.

Информационная модель тракторного дизеля с микропроцессорным управлением представлена на рисунке 1.

Оптимальные значения управляемых параметров топливоподачи (х1, х2,…,

хz) должны обеспечиваться, естественно, исходя из требуемых оптимальных значений выходных параметров двигателя (у1, у2,…, уj) и возмущающего фактора - нагрузки на двигатель N. В соответствии с этим, микропроцессорный контроллер должен формировать импульсы на входах исполнительных механизмов ИМ1, ИМ2, …, ИМc с тем, чтобы они вырабатывали усилия F1, F2, …, Fc, обеспечивающие соответствующие режиму работы положения исполнительных механизмов аппаратуры топливоподачи, например, рейки НВД, золотника и др.

Рисунок 1 - Информационная модель тракторного дизеля с микропроцессорной системой управления топливоподачей: I и II - регулятор и аппаратура топливоподачи; III - микропроцессорный контроллер

Система уравнений, описывающая связь сигналов между входом в двигатель и выходом из него, с учетом нагрузки на двигатель может быть записана в виде:

х1 = f1(N, y1, y2,…, yj); х2 = f2(N, y1, y2,…, yj); … хz = fz(N, y1, y2,…, yj).		(1)

При j+1 входах и c выходах микропроцессорного контроллера формируемые им импульсы могут описываться системой уравнений:

Uф1 = f1(N, y1, y2,…, yj); Uф2 = f2(N, y1, y2,…, yj); … Uфc = fc(N, y1, y2,…, yj).		(2)

Возможное число различных сочетаний параметров, входящих в систему 2, определяется при этом по выражению:

L = р1 j+1 + р2 j+1 + … + рc j+1, (3)

где р - число уровней управляемых параметров.

Для упрощения целесообразно рассматривать лишь основные наиболее существенные параметры модели. Таковыми являются из числа параметров управляемых - цикловая подача qц и суммарная (межсекционная и межцикловая) степень неравномерности топливоподачи д, опережение И и давление впрыска Рв, число работающих цилиндров i и количество подач топлива m; выходных - удельный эффективный расход топлива gе и частота вращения коленчатого вала n; возмущающих - нагрузка N.

В соответствии с этим могут выделяться системы аккумуляторного типа и непосредственного действия, причем каждая из них может отличаться методами регулирования режимов работы двигателя - воздействием на цикловую подачу, изменением давления начала впрыска, выключением части цилиндров, пропуском отдельных подач и др.

Как видно, тракторный дизель представляет весьма сложную систему, составные элементы которой взаимно влияют друг на друга. В таких условиях оптимальная система с электронным регулированием может быть разработана лишь в случае приспособления, с одной стороны, системы топливоподачи к электронному регулятору (подбором методов регулирования параметрами топливоподачи) и, с другой, приспособления электронного регулятора к самой системе топливоподачи (выбором исполнительного механизма и разработкой соответствующих алгоритма и программы управления топливоподачей).

Системы с электронным регулированием могут быть изображены по схемам рисунка 2. Их электронный регулятор представляет исполнительный механизм, управляемый заложенной в память микропроцессорного контроллера программой.

В зависимости от принятого принципа действия электронных регуляторов регулирование может осуществляться непрерывно, дискретно или комбинированно (рисунок 2).

При аккумуляторном впрыске (рисунок 2, в) параметры топливоподачи мало зависят от режимов работы двигателя и к тому же могут регулироваться сравнительно просто; давление впрыска - воздействием на подачу НВД, опережение и величина подачи - на момент и продолжительность соединения аккумулятора с форсункой.

	а)		в)
	б)

Рисунок 2 - Функциональные схемы электронно- управляемых топливоподающих систем непосредственного действия с исполнительными механизмами (ИМ) с непрерывным (НР) (а) и дискретным (ДР) (б) регулированиями и аккумуляторного типа (в): h1 и h2 - ходы привода исполнительных механизмов; qцн - цикловая подача НВД; фи - длительность управляющего импульса; АД - аккумулятор давления

При аппаратурах топливоподачи непосредственного действия параметры топливоподачи в намного большей степени зависят от режима работы двигателя. Регулирование их упрощается при усилении их аккумулирующих свойств и регулировании режима работы двигателя последовательным отключением цилиндров.

Степень аккумулирующих свойств систем непосредственного действия, как и аккумуляторного типа, может оцениваться коэффициентом аккумулируемости К, показывающим во сколько раз объем аккумулированного топлива превышает цикловую подачу.

Их коэффициент аккумулируемости можно записать в виде суммы трехчленов, соответствующих объемам топлива, аккумулированным за счет сжимаемости топлива ЛВД (первый член), расширяемости ЛВД (второй) и гибкости привода плунжера НВД (третий):

.	(4)

Здесь а0=9,825•108; а1=10,497 и а2=0,9•10-10 - коэффициенты, соответствующие температуре 20 оС и плотности топлива 835 кг/м3; V - объем ЛВД, мм3; dп - диаметр плунжера, мм; Сп - жесткость привода плунжера, Н/мм ; Рв.max - максимальное давление впрыска, МПа; qц - цикловая подача, мм3.

Рисунок 3 - Расчетные зависимости коэффициента К от давления топлива и объема ЛВД при qц = 60 мм3 / цикл; dп= 0,01м; Сп= 2,0?10 4 Н/мм

Для большинства топливоподающих систем тракторных дизелей с аппаратурой типа BOSСH V 6 см3; dп 0,01м; Сп 2,0?10 4 Н/мм; qц 60 - 120 мм3/цикл и Рв.max доходит до 130 МПа.

Результаты расчетов по выражению (4), приведенные на рисунке 3, показывают, что при встречающихся на практике размерах деталей ЛВД и относительно жестком приводе плунжера коэффициент аккумулируемости зависит в основном от сжимаемости топлива, т.е. в конечном счете, от его давления и объема ЛВД.

При этом объем аккумулированного в ЛВД топлива оказывается вполне достаточным для впрыска реальных величин цикловых подач.

Резко усилить аккумулирующие свойства топливной системы можно, конечно, повышением гибкости привода (проектированием привода плунжера по аналогии с приводом насоса Ганс Эндрассик).

В целом невозможно провести четкую грань между системами непосредственного действия и аккумуляторного типа. Системы непосредственного действия более правильно называть системами комбинированного типа. Усилив их аккумулирующие свойства можно также сравнительно просто регулировать как цикловую подачу, так и опережение и давление впрыска топлива.

Эффективность последовательного отключения цилиндров можно оценить следующим образом.

Если допустить, что у многоцилиндрового двигателя с числом цилиндров i и числом выключенных цилиндров z мощности индикаторныеи механических потерь по цилиндрам одинаковы, а некоторое снижение (сохранение) мощности механических потерь у выключенных цилиндров (из-за исключения возрастания давления в надпоршневом пространстве при сгорании топлива) учесть коэффициентом kн, то на основе известных выражений можно получить и следующее выражение эффективного к.п.д.:

, (5)

где - процент цилиндров, продолжающих работать.

Из этого выражения следует, что с уменьшением нагрузки (увеличением числа выключенных цилиндров z) и снижением механического к.п.д. зм эффективность работы двигателя с последовательным отключением цилиндров снижается. Увеличить эффективный к.п.д. можно снижением величины kн, т.е. механических потерь на трение у выключенных цилиндров, насосные ходы поршня, теплоотвод в систему охлаждения (в процессе сжатия) и др.

Широкие перспективы для снижения этих механических потерь энергии открываются при переходе на регулирование пропуском подач топлива.

Обеспечение «желаемых» скоростных характеристик остается проблемой и при электронном управлении топливоподачей. Эта проблема должна решаться с учетом того, что число предшествующих пропускаемой подаче реализуемых подач (m) определяется частотой вращения вала двигателя (n) и нагрузкой от потребителя (N):

m = f (n, N).	(6)

В качестве режимов, на которых будут реализовываться 100% подач, можно выбрать режимы, соответствующие максимальному крутящему моменту (первый вариант) и номинальной частоте вращения (второй) (рисунок 4).

	Рисунок 4 - Скоростные характеристики топливоподающих систем (штриховые кривые) и регуляторная характеристика «желаемого» вида (сплошная): n и qц - частота вращения и цикловая подача; индексы в обозначениях соответствуют режимам пуска (n), рассматриваемых частот вращения (i), максимального крутящего момента (м.к), номинальному (н) и выключению подачи (в)

Регуляторная характеристика должна соответствовать «желаемой». При этом корректорные ветви характеристик рекомендуется формировать на основе скоростных характеристик qцс1 (первый вариант) или qцс2 (второй) (рисунок 4).

При первом варианте двигатель будет работать пропуском подач дискретнокак на регуляторной, так и корректорной ветвях, а втором - на регуляторной ветви будет работать пропуском подач дискретно, а на корректорной - воздействием на величину цикловой подачи непрерывно или дискретно.

На любых частотах вращения ni число mi реализованных очередных подач должно быть таким, чтобы каждая убавленная на величину Дqц.i подача позволила собрать одну пропущенную:

.	(7)

Порядковый номер пропускаемой подачи будет, вполне очевидно, на единицу больше (mi+1), а число пропускаемых подач в процентах составит:

	(8)

На основе выражения (7) можно и для случая регулирования пропуском подач получить выражение для оценки эффективного к.п.д.:

. (9)

Из него следует, что чем больше реальная скоростная характеристика приближается к характеристике «желаемого» вида (т.е., чем выше разница qц.с.i - qц.к.i и больше mi), тем выше оказывается эффективный к.п.д. двигателя. Это объясняется снижением числа пропускаемых подач (холостых ходов поршней).

Для тракторных дизелей особое значение имеет обеспечение «желаемых» скоростных характеристик на основе их реальных характеристик.

У топливных систем современных двигателей реальные и «желаемые» характеристики таковы, что для участка nмк - nн могут быть описаны уравнениями парабол:

qц.с.i=а2 •пi2+b2• ni+с2; qц.к.i=а1•пi2+b1•ni+ c1,	(10) (11)

где ni - текущее значение частоты вращения;

а1, а2, b1, b2, c1 и c2 - постоянные величины, а индексы с и к соответствуют скоростной и корректорной ветвям характеристик.

На участке nн - nв они представляют почти прямые линии:

qц.с.i= а4 •ni+ b4; qц.р.i= а3 •ni+ b3.	(12) (13)

На основе выражений 7 и 8 получаем:

; (14) ; (15)	; (16) ; (17)

- для участка nмк - nн - для участка nн - nв

; (18)	.(19)

На основе рассмотренной методики можно найти значения m, к и е для любого конкретного двигателя. Так, для двигателя Д-21А1:

; (20)	; (23)
; (21)	; (24)
; (22)	.(25)

Текущий «номер», пропускаемый электронным регулятором подачи, рассчитанный с помощью выражения (21) или (24), является не целым числом. Электронный же регулятор может работать только с целыми (округленными) числами. Поэтому полученную расчетным путем текущую цифру кi приходится округлять, т.е. принять ki = round(ki). Из-за этого появляется статическая ошибка регулирования.

Статическую ошибку регулирования рекомендуется устранять, используя интегральный закон регулирования.

Текущую ошибку регулирования можно найти по выражению:

Дi = ki - round(ki) (26)

и добавить к ней ошибку предыдущего цикла Дi = Дi + Дi-1.

Если Дi наберет целую часть (int(Дi) 1), то номер текущей пропускаемой подачи нужно снизить на единицу, т.е. принять round(ki) - 1. Остаток от Дi - int(Дi) следует добавить к ошибке следующего цикла: Дi+1 = Дi+1 + Дi и т.д.

При таком интегральном законе регулирования ошибка полностью компенсируется, но, конечно, с некоторым запаздыванием, т.е. появляется «зона нечувствительности», в которой регулятор не реагирует на изменение частоты вращения:

, (27)

где щр2, щр1 и щрср - максимальная, минимальная и средняя угловые скорости в пределах «зоны нечувствительности».

Расчеты показывают, что «зона нечувствительности» окажется тем уже, чем меньше будет разница между реальной и «желаемыми» скоростными характеристиками (рисунок 5).

Так, в случае 100% подачи на режиме максимального крутящего момента и характеристики q/цс1 (рисунок 5, а), «степень нечувствительности» дойдет до 5,2%, а при q///цс1 - не будет превышать 3,9%. В случае, когда характеристика q/цс2 и 100% подача реализовывается на номинальном режиме (рисунок 5, б), «степень нечувствительности» не превышает 3,8%, а при q///цс2 - 2,4%.

Расчеты с использованием выше полученных выражений показывают, что при работе по первому варианту на корректорной ветви с увеличением частоты вращения реализуемая цикловая подача будет превышать цикловую подачу по «желаемой» характеристике, например, на режиме ni на величину qц..i., причем на номинальном режиме это превышение может достичь 20% и двигатель будет работать с соответствующим пониженным коэффициентом избытка воздуха (порядка 1,3 вместо 1,5), а по второму варианту - на частотах вращения, меньших номинальных, наоборот, с большим коэффициентом избытка воздуха.

	Рисунок 5 - Варианты скоростных характеристик (qцс), внешних характеристик «желаемого» вида (qцк) с регуляторной ветвью (qцр) и зависимости номера пропускаемой подачи (к) и «степени нечувствительности регулятора» (де) от частоты вращения кулачкового вала насоса НД-21/2 при работе на «корректорной» и регуляторной ветвях по первому варианту (а) и второму (б); заштрихованная зона - одна секция выключена полностью, а во второй пропускаются последова- тельно две и более подач Отсюда следует, что при обоих вариантах по мере увеличения частоты вращения следует корректировать величину реализуемой цикловой подачи топлива - уменьшать (первый случай) или увеличивать (второй - до регуляторной ветви).

Для исключения указанного нежелательного изменения коэффициента избытка воздуха, рекомендуется к увеличить на единицу, а у реализуемых подач снизить величину цикловой подачи до требуемой для данного нагрузочного режима.

На рисунке 6 представлен график условных реализуемых цикловых подач qцу (сплошные столбики) и пропускаемых (штриховые) для случаев работы без увеличения к и с его увеличением на единицу (к + 1) и последующей коррекцией цикловых подач на величину Дqц.

При этом текущее значение откорректированной цикловой подачи можно определить по выражению:

Рисунок 6 - Условный график реализуемых (сплошные столбики) и пропускаемых (штриховые) цикловых подач

, (28)

где round(ki) - текущее округленное увеличением на единицу «номера» пропускаемой подачи.

Для определения этих откорректированных величин цикловых подач разработана программа ДВС-2008 (свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ №2008612426) (приложение VI тома II диссертации).

На рисунках 7 и 8 представлены алгоритм этой программы и результаты расчетов на примере тракторного дизеля Д-21А1.

Рисунок 7 - Алгоритм программы расчета откорректированных величин цикловых подач

Как видно, в случае работы двигателя по внешней характеристике с округленным к появляются заштрихованные участки, на которых цикловые подачи оказываются недостаточными по величине для конкретного нагрузочного режима. Восполнить эти подачи невозможно, т.к. они выходят за пределы скоростной характеристики qцс. Эта проблема решена именно увеличением к на единицу (к+1). При этом корректируемая подача qцo оказалась уже ниже, чем qцс и нагрузка N2 изменялась плавно до полного выключения подачи.

	Рисунок 8 - Зависимости порядковых номеров следующих за реализуемыми подачами пропускаемых очередных подач к, цикловых подач qц и степени нечувствительности регулятора де от частоты вращения кулачкового вала nк: индексы 1 и 2 соответствуют случаям к и к+1; заштрихованные зоны - не поддающиеся для реа лизации цикловые подачи Характеристики qIц.р на частичных режимах (рисунок 4) могут быть определены по текущему значению положения имитатора рычага управления Ri с учетом шага изменения частоты вращения:

, (29)

где nв и nвmin - частота вращения полного выключения подач при максимальном и минимальном значениях положения имитатора рычага управления Rmax и Rmin.

Координаты характеристики qц.р проще определять, проводя вспомогательную линию (штрих- пунктирную на рисунке 4), параллельную оси абсцисс на высоте qц.мк и на режимах частичных нагрузок, каждый раз продолжая характеристику qц.р до пересечения с этой штрих- пунктирной линией (точки 1).

Тогда начальные координаты частичной характеристики qIц.р при Ri (в точке 2) будут: qц.мк и nр1i, где nр1i = n1 - Дn? (100 - Ri). При этом конечные координаты (в точке 2I) будут соответственно равны: 0 и nр2i, где nр2i = nв - Дn? (100 - Ri).

Далее для ni следует определить qц.рi и qц.кi.

Необходимая для определения текущих значений mi цикловая подача при Ri < Rmax найдется из условий:

	(30)

Систему топливоподачи, способную обеспечить регулирование топливоподачи рассмотренными способами целесообразно снабдить электронным регулятором с исполнительным механизмом дискретного типа, позволяющим воздействовать на топливоподачу каждой секции насоса высокого давления отдельно и, в результате, свести к минимуму межсекционную и межцикловую неравномерности топливоподачи и, к тому же, сравнительно просто регулировать режимы работы двигателя пропуском подач топлива.

Исполнительные механизмы с дискретным регулированием топливоподачи зарубежными фирмами обычно выполняется в виде дорогостоящего электронно- управляемого перепускного клапана (для систем дизелей 1KZ-TE и 2L-TE фирмы Denso клапан реализуется в настоящее время почти за 4,5 тыс. рублей).

Большое практическое значение имеет упрощение конструкции перепускного клапана, а также использование одного клапана для обслуживания нескольких цилиндров двигателя путем, например, использования насосов распределительного типа.

Наиболее простая конструкция достигается при кольцевом клапане (рисунок 9). Здесь топливо, подводимое по каналу 1, приподнимает кольцо 6 на величину h1 и проходит во внутриклапанную полость 7. Свободный конец кольца при этом перемещается на величину р •h1, но не закрывает отверстие канала управления 4.

	Рисунок 9 - Экспериментальные зависимости коэффициента управляемости KУ кольцевого клапана от зазора между электромагнитом и внутренней поверхностью клапана S (в притянутом к электромагниту положении) при клапанах массой: - 4г.; - 5г. и - 7г; I - зона повышенного проявления электромагнитного “залипания”; 1 - нагнетательный канал; 2 - электромагнит; 3 - штифт; 4 - канал управления; 5 - шпонка; 6 - кольцо; 7 - внутриклапанная полость

При подаче тока на обмотку электромагнита 2 кольцо 6 дополнительно притягивается к электромагниту на величину h2, а его свободный конец, перемещаясь дополнительно на величину р •h2, закрывает канал управления 4, разъединяя его от внутриклапанной полости 7. Общий ход свободного конца клапана при этом составит р • (h1 +h2). При необходимости увеличения этого хода рекомендуется использовать многовитковое винтовое кольцо с числом витков н (в этом случае общий ход составит р?н ? (h1 +h2).

При обесточивании обмотки электромагнита 2 кольцо 6 возвращается (за счет силы своей упругости) в исходное положение и, открывая отверстие канала управления 4, соединяет канал управления с ЛВД.

Вполне работоспособный кольцевой клапан был сконструирован с массой подвижных деталей 4 г (при золотниковом она составила 18 г, т.е. было в 4,5 раза больше).

Кольцевой клапан экспериментально исследовался с использованием секции НВД 4УТНМ.

Было выявлено, что при небольшой притирке кольца к гнезду клапан по плотности не уступает клапанам грибкового типа; давление 20 МПа, созданное в ЛВД, и в том и другом случае сохранялось в течение 28 часов и более.

Качество работы кольцевого клапана, как и любого другого, предлагается оценивать коэффициентом управляемости, представляющим собой отношение длительности подачи управляющего импульса к общей продолжительности перемещения исполнительного механизма.

При кольцевом клапане общая продолжительность нахождения кольца в отошедшем от управляющего отверстия положении составила 3,9 мс и превышала длительность подводимого к обмотке электромагнита импульса на 2,1 мс, т.е. коэффициент управляемости составил Ку=0,46.

Такая сравнительно низкая управляемость во многом объяснялась залипанием кольца к электромагниту, обусловленным гидравлическими и (или) магнитными явлениями, массой кольца и силами трения свободного конца кольца о корпус.

Для устранения залипания был введен упор (рисунок 9), выполненный в виде шпонки 5, ограничивающей ход свободного конца кольца и, тем самым, препятствующей прикосновению кольца к поверхности электромагнита.

Из рисунка 9 следует, что при массе кольца 7 г обеспечение гарантированного зазора величиной порядка 0,2 мм повысило управляемость кольцевого клапана с 0,46 до 0,63 (на 26,9%), а уменьшение массы кольца от 7 до 4 г - до 0,7 (еще на 8%).

С учетом результатов исследований были разработаны электронно- управляемые системы с насосами рядным и распределительного типа.

Система с рядным насосом изображена на рисунке 10.



Рисунок 10 - Схема системы с электронным управлением топливоподачи: 1 - игла; 2 - форсунка; 3 - перепускной клапан ; 4 и 5 - пружины; 6 и 8 - топливопроводы ; 7 и 11 - над- и подыгольные полости; 9 - полость; 10, 14 и 18 - каналы; 12 и 13 - плунжер и втулка; 15 - разрезное кольцо; 16 - вытеснитель; 17 - магнитопровод; 19 - обмотка; P, V, с и f - соответственно давление, объем, скорость и сечение; индексы т, нп, п, пл, ф, с, вс, рад, к, ку соответствуют топливопроводу, над - и подыгольным полостям, плунжеру, форсунке, соплам, впускной полости, радиальному, кольцу и каналу управления

Здесь подвижный конец кольца управляет моментами разъединения и соединения надыгольной 7 и подыгольной 11 полостями иглы распылителя 1; при подаче тока к обмотке 19 электромагнита закрывает отверстие канала 18, а при прекращении подачи - открывает.

При таком принципе работы опережение впрыска и цикловая подача могут регулироваться соответственно моментом и продолжительностью подачи тока к обмотке 19 электромагнита (при работе по предложенной специальной программе управления, представленной в приложении I тома II диссертации). Давление впрыска топлива возрастает с уменьшением опережения закрытия канала управления 18 подвижным концом кольца 15. Оно может регулироваться и воздействием на затяг пружины 4 перепускного клапана 3 (например, через специально предусмотренный для этого электромагнит).

Математическая модель этой системы была разработана на основе методики гидродинамического расчета И.В. Астахова, откорректированной с учетом особенностей системы.

Система уравнений, описывающая процесс в насосе, состояла из уравнений объемного баланса топлива и динамического равновесия кольцевого клапана:

		(31)

Процесс в форсунке описывался системой уравнений объемного баланса топлива и динамического равновесия иглы и движущихся с ней деталей:

		(32)

В этих соотношениях: f - сечение, м2; P - давление, МПа; с - скорость, м/с; V - объем, м3; Q - расход топлива, м3/с; и n - угол поворота и частота вращения кулачкового вала насоса, град. и мин-1 соответственно; - коэффициент сжимаемости топлива, МПа-1; М - масса подвижных деталей, кг; у - утечки топлива через зазоры между плунжером и втулкой, м3/с; - ступенчатая функция.

Индексы в обозначениях соответствуют полостям и деталям системы топливоподачи, указанным на рисунке 10.

Расчетные данные по влиянию объема ЛВД и частоты вращения кулачкового вала на цикловую подачу, полученные с использованием предложенной модели представлены на рисунке 11.

Рисунок 11 - Влияние V и nК на qц при L = 500 мм и Рз = 17,5 МПа

Как видно, увеличение внутреннего объема ЛВД повышало цикловую подачу и положительно влияло на скоростные характеристики системы топливоподачи, т.е. действительно приближало ее к аккумуляторным системам.

Существенное влияние оказывал затяг перепускного клапана 3. По мере ее увеличения (при диаметре канала управления 0,2мм) цикловая подача возрастала; при Ркл= 5,0 МПа она достигала своего максимума 133 мм3.

Такая закономерность объясняется возрастанием сопротивления стравливанию топлива с полости кольцевого клапана (в случае, когда электромагнит клапана обесточен) через перепускной клапан.

При повышении затяжки пружины перепускного клапана с 2 до 6 МПа давление у топливоподводящего штуцера в подыгольную полость повышалось почти в 2 раза (с 30 до 60 МПа), а коэффициент аккумулируемости К возрастал с 2,3 до 3,9.

Система с насосом распределительного типа представлена на рисунке 12. Насос выполнен с использованием золотникового клапана. Не исключается и использование здесь как кольцевого, так и двухзатворного клапана фирмы Denso.

В соответствии с рисунком 12 золотниковый клапан управляет отсечкой подачи плунжера.

Для обеспечения подачи топлива к форсунке на обмотку электромагнита 7 подается ток. При этом якорь 9 притягивается к электромагниту и, преодолевая усилие пружины 5, перемещает золотник 6 и перекрывает канал 4 (так, как показано на схеме Б рисунка 12). Нагнетаемое в последующем плунжером топливо проходит (через распределительный паз 11 плунжера 2, нагнетательный канал 10) к форсунке и впрыскивается в цилиндр двигателя.

В случае, если ток к электромагниту 7 не подается, то золотник 6 остается в исходном положении, а топливо, нагнетаемое плунжером, через канал 4 направляется в линию низкого давления (ЛНД) (подача пропускается).

По несколько иной схеме будет выполняться этот золотниковый исполнительный механизм для случая аккумуляторных систем; канал 4 следует соединять с аккумулятором, а золотник 6 выполнять с распределительным пазом с тем, чтобы он совершая вращательное движение, поочередно соединял форсунки с аккумулятором.

	Рисунок 12 - Система с распределительным насосом и золотниковым исполнительным механизмом: 1, 3, 4, 10, 12 - осевой, впускной, перепускной, нагнетательный и радиальный каналы; 2 - плунжер-распределитель; 5 - пружина; 6 - золотник; 7 - электромагнит; 8 - регулировочный винт; 9 - якорь; 11 - радиальный паз; А - полость; х и tхз - ход и продолжительность перемещения золотника; R - усилие на золотник от давления топлива в канале 4 Здесь один клапан может обслуживать несколько цилиндров двигателя. С целью определения числа фор сунок, могущих обслуживаться одним клапаном была разработана модель рабочего процесса этой системы.

Условные графики зависимости управляющих импульсов U, перемещений золотника х и плунжера h от времени t при работе по схеме рисунка 12 представлены на рисунке 13.

	Рисунок 13 - Условные графики зависимости управляющих импульсов U, перемещений золотника х и плунжера h от времени t: индексы з, о, зс соответствуют закрытию, открытию и нахождению золотника при закрытом состоянии канала 4; с - опережению подачи в электромагнит управляющего импульса; п, н, вн и а - полному ходу, нагнетания плунжера НВД, выстою его в НМТ и активному ходу; от - открытому состоянию впускного окна; ф, у и о - импульсам форсирующему, удерживающему и обратной полярности; 1, 2 и 3 - значениям перемещений золотника на I, II и III этапах; хз и вз - полному ходу золотника и нахождению его в крайнем правом положении Продолжительность перемещений золотника tхз больше, чем продолжительность подачи управляюще го импульса tи. Чем больше эта разница, тем ниже управляемость золотника.

В системах непосредственного действия число форсунок (цилиндров) двигателя, могущих обслуживаться одним клапаном с учетом Ку составит:

	(33)

В аккумуляторных системах величина tвз =0. Поэтому это число намного выше.

Из этих выражений следует, что чем выше Ку, т.е. ниже tи, tз, tзс и tо, тем большее число форсунок может обслуживаться одним перепускным клапаном. Вполне очевидно, при системах непосредственного действия это число можно увеличить и сокращением общей продолжительности впрыска топлива.

Для анализа величины tхз была разработана математическая модель процесса работы перепускного устройства. При этом золотник вместе с перемещающимися заодно с ним деталями рассматривался в виде колебательной системы, а процесс его движения - состоящим из выделенных на рисунке 13 трех этапов (I, II и III).

Система уравнений, описывающая перемещение золотника на этих этапах, была получена в следующем виде:

		(34)

Здесь Fэ - усилие электромагнита; Сп и хо - жесткость и предварительный затяг пружины; m - суммарная масса подвижных деталей; kтр - коэффициент трения золотника; tз, tзс и tо - значения промежутков времени, соответствующих I, II и III этапам.

Система уравнений (34) не имеет аналитического решения. Поэтому решалась численным методом.

Предварительно из конструктивных соображений были приняты основные размеры золотникового клапана (диаметр и длина золотника d1=0,009 м и l=0,01 м; зазор между золотником и его втулкой д=0,000002 м; жесткость и предварительный затяг пружины Сп =940 Н/м и хо=0,002 м) и спроектирован якорь электромагнита. При этом общая масса подвижных деталей составила m=0,01824 кг.

Для принятых соотношений на рисунке 14 представлен полученный с использованием системы уравнений (34) график перемещений золотника в зависимости от времени после начала подъема плунжера кулачком насоса (сплошная кривая).

Как видно, колебания золотника не выявились. Это результат того, что усилия на золотник со стороны пружины после упора якоря на электромагнит оказались больше его инерционных усилий. С учетом этого из систем уравнений (34) вообще можно исключить величину х2.

Рисунок 14 - Расчетные зависимости перемещения золотника от времени для случая nк= 1020 мин-1 при учете сил трения (сплошная кривая) и без их учета (штрихпунктирная)

Общая продолжительность перемещения золотника и нахождения его на упоре при открытом состоянии канала 4 составила 11,5 мс (70,38 г.п.к.в.н.), а коэффициент управляемости равнялся Ку = 0,83. При nк = 1020 мин-1 один золотник мог обслуживать в случае систем непосредственного действия 2 цилиндра двигателя (360:70,38Ч2), а аккумуляторного типа - 5.

Анализ системы уравнений (34) позволил выяснить, что на управляемость золотника существенное влияние оказывают действующие на золотник силы трения и масса подвижных деталей золотникового клапана.

Если пренебречь трением (kтр=0), представленная выше система уравнений принимает более простой вид:

; ; .		(35)

Продолжительность tхз перемещения золотника, определенная по системе уравнений (35), была меньше, чем по уравнениям (34) на 1,7 мс и составила 9,8 мс (рисунок 14) и, соответственно, получилось, что один золотник может обслуживать 3 цилиндра двигателя. Снижая силы трения и усилие пружины можно приближаться к этому числу или превысить его.

Силы трения снижаются при использовании гидравлически уравновешенного золотника, в частности, при подведении топлива к нему через, например, два противоположно расположенных канала, сокращении хода золотника (выполнением выходных отверстий в виде паза) и др.

Массу подвижных деталей золотникового клапана можно снизить, выполняя золотник полым и рационализируя конструкцию самого клапана.

Управляемость клапана можно повысить и сокращая величины tз (увеличением, например, подводимого к обмотке напряжения от удерживающего Uу =0,5В (12В - при использовании широтно-импульсной модуляции) до форсирующего Uф) и tо - импульса обратной полярности Uо (см. штриховые линии графика напряжений рисунка 13). При Uф=50В получился Ку=0,85.

Увеличению Ку способствует и использование гидроусилителей (например, как в двухзатворных клапанах фирмы Denso).

Алгоритмы и программы для микропроцессорного непрерывного и дискретного управления топливоподачей предложенных систем для тракторных дизелей представлены на рисунке 15 и приведены в приложениях II-V тома II диссертации. За основу при этом были приняты тракторные дизели 1Ч12,5/14, 2Ч10,5/12 и 4Ч10,5/12.

Дискретное управление обеспечивается модулем 1 с 8-ми разрядным микроконтроллером mega128 быстродействием 16 MIPS (16 миллионов операций в секунду).

Для непрерывного управления величиной подаваемого топлива предусмотрен модуль 2 с микроконтроллером mega8 быстродействием 8 MIPS (при кварцевой стабилизации частоты на 16 МГц быстродействие его доходит до 16 MIPS). Обмен информацией между модулями 1 и 2 обеспечивается по последовательному периферийному интерфейсу SPI.

В случае необходимости контроля дополнительных параметров (например, давление и температура надувочного воздуха и т.д.) в модуле 1 (электронного регулятора) может быть использован микроконтроллер более высокой разрядности (16 или 32) и быстродействия (выше 16 MIPS).

В третьей главе приведены конструкции топливных систем, спроектированных с использованием результатов представленного выше теоретического анализа.

Система с гидрозапорной форсункой и клапаном кольцевого типа была выполнена по схеме рисунка 10 и собрана с использованием топливного насоса 4УТНМ (его одной секции) и одинаковых по длине топливопроводов высокого давления длиной (500мм), соединяющих над- и подыгольные полости гидрозапорной форсунки с НВД.

Система с регулированием режимов работы двигателя пропуском подач была собрана в 2-х вариантах - на базе распределительного и рядного насосов.

В обоих вариантах были предусмотрены сменные электронно- управляемые исполнительные механизмы с золотниковым, кольцевым и двухзатворным (фирмы Denso) клапанами. Для повышения точности регулирования топливоподачи при золотниковом клапане был предусмотрен исполнительный механизм с шаговым электродвигателем. Требуемая точность регулирования топливоподачи (без дополнительной корректировки) достигалась использованием двухзатворного клапана.

	Рисунок 15 - Алгоритм программы управления топливоподачей воздействием на число пропускаемых подач дискретно и величину подаваемого топлива непрерывно либо дискретно

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований.

На рисунке 16 изображены файлограммы процесса топливоподачи системы с гидрозапорной форсункой при частоте вращения кулачкового вала 800 мин?№.

Как следует из них, момент подачи управляющего импульса действительно определял опережение впрыска топлива (ц). Так, при его подаче без запаздывания относительно отметки начала отсчета (т.е. при t=0) опережение впрыска составило 1,6 мс (7,7 град.п.к.в.), а при запаздывании на 0,6 мс - 2,1 мс (10,1 град.п.к.в.). С запаздыванием подачи максимальное давление впрыска возрастало с 30 до 35 МПа, т.е. на 0,5 МПа/ град. Эту величину можно было регулировать за счет объема ЛВД.

	Рисунок 16 - Файлограммы процесса топливоподачи при подачах управляющего импульса с запаздыванием (t) относительно метки начала отсчета на 0,6 мс (а) и без него (t=0) (б и в): - продолжительность впрыска; hи - ход иглы; Р1нп и Р1п - давления у топливоподводящих штуцеров
в над - и подыгольные полости

На рисунке 17 приведены зависимости цикловой подачи (qц), расхода на управление (Gупр) и подачи насоса (?) от продолжительности управляющего импульса (ф) (при nк=800 мин?№).

Как видно, длительность управляющего импульса действительно определяла цикловую подачу топлива. Ее можно было регулировать (изменяя расход на управление) в пределах 16…150 мм3.

На номинальном режиме цикловая подача составила 60 мм3, а на управление затрачивалось 130 мм3. Из-за затрат топлива на управление мощность привода экспериментальной системы оказалась на 3,4% выше, чем у серийной.

Сравнительные исследования показали, что при экспериментальном насосе с кольцевым клапаном межцикловая неравномерность подачи оказалась ниже на всем диапазоне подач. При подаче, например, 80 мм3/цикл она составила 10%, в то время как у серийной была 16%, а при 35 мм3 /цикл разница была еще больше

(25 и 35%). Это результат, вероятно, использования в нем гладкого плунжера и отсутствием грибкового клапана с отсасывающим пояском.

Моторные испытания проводились на дизеле 1Ч 12,5/14, укомплектованном форсункой с распылителем Б80.16.032Б и одинаковыми по длине топливопроводами высокого давления длиной (500) мм и внутренним диаметром 2 мм. Давление начала впрыска было отрегулировано на 12,5 МПа.

Испытания проводились по многофакторному плану. В качестве переменных были выбраны: ? - угол опережения впрыска; (Рз+Рнп') - давление начала впрыска и n - частота вращения вала двигателя. За параметр оптимизации был принят удельный эффективный расход топлива - gе.

На основе анализа априорных экспериментальных данных была выбрана функция отклика вида:

gе = в0 + в1 • ? + в2 •(Рз+Рнп') + в3 • n + в12 • ?•(Рз+Рнп') + + в13 • ? • n + в23 •(Рз+Рнп') • n + в11 •(Рз+Рнп') 2 + + в22 •(Рз+Рнп') 2 + в33 • n 2,	(36)
Рисунок 18 - Корректорная ветвь внешней регуляторной характеристики дизеля 1Ч12,5/14 при РЗ =12,5 МПа и работе со штатным () и опытным () насосами

где в0, в1, в2, в3, в12, в13, в23, в11, в22, в33 - коэффициенты уравнения; ? - опережение впрыска; Рз и Рнп' - давления затяга пружины иглы распылителя и в надыгольной полости.

Значения факторов определялись по общепринятой методике с использованием экспериментальных данных.

Для случая n =1100 мин-1 они оказались равными: ? = 23,551 град.; (Рз+Рнп') =19,150 МПа. При этих значениях получилось gе = 364,763 г/(кВт?ч).

Адекватность модели была доказана критерием Фишера; рассчитанное значение его не превышало табличного (1,89 2,0).

Результаты расчетов, выполненных с использованием выражения (36) и экспериментов, приведены на рисунке 18.

Как видно, при экспериментальной системе экономичность была значительно выше. На режиме, например, n = 1600мин-1 удельный расход топлива был меньше на 2,48% (на 7,2 г/(кВт•ч)) и на 15 град. была ниже температура отработавших газов. Это является, вероятно, результатом обеспечения оптимальных значений опережения и давления впрыска топлива.

...