ОСНОВЫ ТЕОРИИ РАБОЧИХ ПРОЦЕССОВ В ЦИЛИНДРЕ ДИЗЕЛЯ § 1.1. Идеальный цикл дизеля 5 страница

Со штоком связана система рычагов 5, обеспечивающая пере­мещение пишущего пера строго вертикально.

Каждая пружина имеет номер, по которому в прилагаемой к индикатору таблице определяется максимальное давление, ко­торое можно измерить, и масштаб давлений. Масштаб т_р имеет размерность мм/бар и показывает на сколько мм перемещается перо при воздействии на поршень давления в 1 бар.

На рисунке 2.6. показана снятая механическим индикато­ром нормальная индикаторная диаграмма и полярный плани­метр, с помощью которого определяется ее площадь.

Рис. 2.6. Планиметрирование индикаторной диаграммы: 1 - ролик; 2 - съемный рычаг; 3 - груз; 4 - счетчик; 5 - верньер; 6 - рычаг; 7 - центр регистрирующего устройства; 8 - индикаторная диаграмма; 9 - начальная точка; 10 - нулевая линия.

Листок с записанной индикаторной диаграммой 8 закреп­ляется кнопками на доске для обработки диаграмм, как показано на рис. 2.6. Полярный планиметр состоит из двух рычагов 2 и б. Рычаг 2 на одном конце имеет груз 3 с иглой, которые фикси­руют его относительно доски. Второй конец вставляется в гнез­до измерительной каретки. Каретка прикреплена к рычагу 6, оборудована роликами 1 и счетчиками площади 4,5. Второй ко­нец рычага 6 оборудован лупой с точкой 7 в ее центре.

Для измерения площади индикаторной диаграммы на нее наносят начальную точку отсчета Р, затем устанавливают в эту точку центр лупы 7. Записывают показания счетчика. Затем ак­куратно по контуру обводят диаграмму не менее трех раз, запи­сывая после каждого оборота показания счетчика. Площадь диа­граммы определяют как среднее арифметическое по числу замеров.

Линия 10 на рисунке получена при включенном индика­торном при воде и закрытом индикаторном кране, ее называют нулевой линией. Вполне очевидно, что площадь индикаторной

диаграммы /,лш² пропорциональна индикаторной работе, а длина нулевой линии /, мм пропорциональна рабочему объему цилиндра. Их отношение / / / будет пропорционально средне­му индикаторному давлению. С учетом масштаба пружины ин­дикатора т_р, реальное значение р_{ определится как

Pi = ~г~~. бар.

1т_р

Индикаторные диаграммы снимают с каждого цилиндра. При индицировании по суммарному счетчику точно определяют частоту вращения коленчатого вала двигателя.

Цилиндровые мощности подсчитывают по формуле

N_t = 100 * С - р₍ -п, кВт. Значения среднего индикаторного

давления по цилиндрам в реальном дизеле отличаются друг от друга, поэтому будут отличаться и цилиндровые мощности. Общую индикаторную мощность двигателя определяют как

сумму цилиндровых мощностей N_t = ^ N_iJf .

При обработке индикаторных диаграмм также определяют р_с и p_z в каждом цилиндре. В процессе индицирования записы­вают ряд общих параметров дизеля, а также температуру газов на выходе из каждого цилиндра t₂. При наличии расходомерного устройства определяется часовой расход топлива G₄, кг/ч и рас­считывается удельный индикаторный расход топлива g_i = G₄ *1000/ N₍, г/(кВт ч).

Полученные значения энерго-экономических показателей сравниваются с данными стендовых и ходовых испытаний дви­гателя, и делается заключение о его техническом состоянии.

В настоящее время широкое распространение на морском флоте получили электронные системы индицирования. Наибо­лее простым вариантом таких систем являются переносные электронные индикаторы, включающие пьезокварцевый датчик давления, датчик частоты вращения и ВМТ и переносной элек­тронный регистрирующий блок. Электрический сигнал от дат­чика давления газов (напряжение в милливольтах, пропорцио­нальное давлению газов в цилиндре) передается в регистри­рующий блок, дискретизируется, масштабируется (милливольты пересчитываются в бары) и сохраняется в памяти регистрирую­щего блока. Импульсы ВМТ цилиндров позволяют точно опре­делить частоту вращения коленчатого вала двигателя и привя­зать снятые индикаторные диаграммы к ВМТ цилиндров.

После завершения индицирования всех цилиндров двига­теля информация переписывается в обычный персональный компьютер, в котором обрабатывается по специальной про­грамме. Определяются все необходимые параметры индикатор­ной диаграммы, включая упомянутые выше энергетические по­казатели. Примеры измеренных электронным индикатором ин­дикаторных диаграмм приведены на рисунках 2.1 и 2.2.

Преимуществом электронных индикаторов является воз­можность индицировать любые двигатели, отсутствие ручной обработки диаграмм и удобство хранения и передачи информа­ции (включая электронную почту).

Более подробную информацию по контролю и диагностике состояния двигателя с использованием механических и элек­тронных индикаторов Вы найдете в Главе 10.

Глава 3

ТОПЛИВОПОДАЧА, СМЕСЕОБРАЗОВАНИЕ И СГОРАНИЕ ТОПЛИВА

§ 3.1. Топливовпрыскивающая аппаратура, процесс топливоподачи^[1]

Процесс подачи топлива в цилиндры дизелей обычно осуществляется с исполь­зованием топливного насоса высокого давления (ТНВД), в задачи которого входит отмеривание необходимого количества топлива, его сжатие до высоких давлений и подача в заданные моменты времени. Из на­соса топливо поступает к форсунке, осуществляющей впрыскивание топлива в цилиндр двигателя и его распыливание на мельчайшие частицы размером 30 и менее микрон.

Рис. 3.1-1. ТНВД золотникового типа двигателя Вяртсиля 22 HF

3.1.1. Топливные насосы золотникового типа. Конструкция и принцип действия

В силу своей простоты и относительно низкой стоимости этот тип насосов получил наибольшее распространение. Типич­ный пример насосов золотникового типа приведен на рис. 3 Л-1.

Основным элементом насоса является плунжерная пара, состоящая из плунжера 5 и прецизионно изготовленной втул­ки 3. Зазор между ними для сведения к минимуму утечек топли­ва выдерживается в пределах 5-12 микрон (в зависимости от размеров пары и вязкости используемого топлива). Плунжер приводится в движение топливным кулачком, обратный ход происходит за счет силы сжатой пружины.

В золотниковых насосах находят применение три способа регулирования количества и фаз впрыскиваемого топлива. Они представлены на рис. 3.1-2.

При первом способе регулирования (регулирование по концу подачи) - рис. 3.1-2 (а) начало подачи топлива (точка А) остается неизменным независимо от числа оборотов и нагрузки двигателя. Конец нагнетания (точки Bl, В2 и ВЗ) изменяется путем поворота плунжера 5 и вызванного этим изменением по­ложения его отсечной кромки 6 относительно перепускных от­верстий 7 во втулке плунжера 8. Поворотный механизм состо­ит из зубчатой рейки, входящей в зацепление с шестерней, на­саженной на поворотную втулку, которая, в свою очередь, свя­зана с хвостовиком плунжера.

Рис. 3.1-2. Способы регулирования подачи топлива

Рейка соединена с тягой управления двигателя и при из­менении режима работы двигате­ля регулятором при необходимо­сти уменьшить или увеличить подачу топлива перемещается в прямом или обратном направле­нии. В насосах этого типа конец подачи при всех нагрузках про­исходит на участке кривой дви­жения плунжера, когда скорость его достигает максимума и тем

самым обеспечиваются высокие давления и скорости впрыска практически на всем участке подачи топлива в цилиндр. Это, в свою очередь, определяет хорошее распыливание и сгорание топлива. Четкий конец подачи обеспечивается нагнетательным клапаном 9 с разгрузочным пояском 1 - рис 3.1-6.

При втором способе регулирования (регулирование по началу подачи) - рис. 3.1-2 (б) начало подачи топлива пере­менно (точки А1, А2 и АЗ), а конец подачи неизменен (точка В). В этих насосах косая кромка, регулирующая величину подачи топлива, располагается в верхней части плунжера и при его раз­вороте и движении вверх раньше или позже перекрывает впуск­ное (отсечное) отверстие во втулке, с этого момента начинается активный ход плунжера. А это означает, что раньше или позже начинается сжатие и подача топлива. Конец активного хода со­ответствует началу отсечки - сообщению отсечного окна с про­точкой в нижней части плунжера, которая, как и в предыдущей конструкции, через продольную прорезь сообщается с надплун- жерным пространством.

В этом насосе с изменением цикловой подачи одновремен­но меняется и угол опережения впрыска топлива. Уменьшение подачи приводит к уменьшению угла опережения, что обеспе­чивает более мягкое и своевременное сгорание топлива на ре­жимах малых нагрузок и оборотов дизелей, работающих на гребной винт. Важно также - начало подачи смещается на уча­сток больших скоростей плунжера (от точки А1 к точке АЗ), что означает более интенсивный рост давлений в начальной стадии впрыска. Это способствует улучшению распыливания и сгора­ния топлива, что для малых нагрузок и оборотов существенно важно, так как при снижении оборотов давления впрыска про­порционально падают.

При третьем способе регулирования (регулирование по началу и концу подачи - смешанное регулирование). Как видно из рис. 3.1-2 (в) начало (точки Al, А2, АЗ) и конец пода­чи (точки Bl, В2 и ВЗ) переменны, так как в этих насосах плун­жеры имеют две косые кромки, управляющие началом и концом подачи. При перемене нагрузки двигателя и вызванным этим изменением количества впрыскиваемого топлива происходит изменение как начала, так и конца подачи. Такой способ регу­лирования обеспечивает сохранение ранее отмеченных преиму­ществ первых двух способов регулирования, но, одновременно исключает их недостатки. Это обусловливает широкое приме­нение в современных дизелях насосов со смешанным регулиро­ванием.

Рассмотренные выше моменты начала и конца подачи то­плива по насосу являются геометрическими, действительные моменты подачи от них отличаются. Здесь сказывается влияние нескольких факторов.

Первый фактор определяется сжимаемостью топлива, на­ходящегося в надплунжерной полости и в топливопроводе к форсунке. Чем больше заключено в них топлива, тем большая часть хода плунжера затрачивается на его сжатие и тем позже начнется действительная подача топлива из форсунки. Одно­временно, позже закончится процесс впрыска вследствие рас­ширения топлива, сжатого в топливопроводе.

Вторым фактором, определяющим различие в геометри­ческих и действительных фазах подачи, является наличие дрос­селирования топлива в узких щелях, образующихся между кромками движущегося с большими скоростями плунжера и стенками впускных и отсечных окон. Благодаря влиянию дрос­селирования давление в надплунжерном пространстве начинает подниматься раньше, до того, как закроется впускное отверстие, т.е. раньше происходит действительная подача. Действительный конец подачи, определяемый началом отсечки, в связи с дроссе­лированием также смещается в сторону запаздывания.

Третьим фактором наличия различия между геометриче­скими (по насосу) и действительными фазами подачи топлива из форсунки в камеру сгорания является скорость продвижения создаваемых плунжером импульсов давления по топливопрово­ду к форсунке. Эта скорость определяется величиной скорости звука в сжатой среде топлива. Она составляет 1100-1400 м/с.

Пример: При длине топливной трубки к форсунке L = 1,5 м и числе оборотов n = 100 об/мин время движения волны давле­ния т = L / а = 1,5 / 1100 = 0,00136 с. В градусах угла поворота вала: (р = 6 п т - 6 х 100 х 0,00136 = 0,82° . Таким образом, на­чало подачи топлива произойдет с запаздыванием в 0,8 с.

В действительности это смещение будет еще больше, так как топливопровод оказывает сопротивление движению топлива и по мере продвижения волны давления к форсунке часть дав­ления теряется. Момент достижения давления открытия иглы форсунки произойдет также с запаздыванием. Причем это за­паздывание тем больше, чем больше вязкость топлива и, тем самым, больше потери давления в топливопроводе. Иллюстра­цией смещения подачи топлива форсункой относительно фаз подачи насосом служит рис. 3.1-4. Здесь видно, что давление, при котором могла бы открыться игла форсунки Рфо в насосе достигается значительно раньше. Вся фаза подачи форсункой (рис. 3.1-4-6) смещена в сторону запаздывания.

Следует также обратить внимание на появление по оконча-

У

нии основной подачи повторного открытия иглы (КПФ), что объясняется возникновением у форсунки волны давления. Воз­никновение волновых процессов в топливопроводах и форсун­ках особенно часто проявляется в быстроходных двигателях и в топливных системах с большой длиной топливопроводов. Кон­структоры двигателей стремятся от них избавиться или, по крайней мере, снизить их влияние на процесс топливоподачи, прибегая к сокращению длины и объема топливопроводов к форсункам (оптимальный вариант в их полном исключении - насос-форсунки). Сжимаемое топливо представляет собой упру­гую среду и в ней при движении плунжера и сжатии топлива в примыкающем к плунжеру объеме возникает прямая волна дав­ления, которая распространяется по топливопроводу к форсунке со скоростью звука (1000-1400 м/с). В форсунке, встречая пре­пятствие в виде иглы или малых сечений под ней, волна отража­ется и возникает обратная волна, бегущая навстречу прямым волнам.

Сложение прямых и обратных волн при неудачно подоб­ранных геометрических элементах системы нагнетания может привести к резонансу, при котором амплитуда волны увеличи­вается, и это приводит либо к многократным открытиям и за­крытиям иглы (крайне плохой дробный впрыск), либо к повтор­ным кратковременным впрыскам топлива после основной пода­чи, что и отмечается на рис. 3.1-4. Распыливание топлива в этот период практически отсутствует, так как давления низкие. Про­исходит подтекание топлива под иглу, что, в свою очередь, про­воцирует быстрое закоксовывакие сопловых отверстий. Исклю­чать повторные впрыски удается разгрузкой топливопровода от высоких давлений путем применения нагнетательных клапанов с разгрузочным пояском.

Рис. 3.1-4. Смещение фаз подачи топлива в ТНВД и форсунке

Падение давления в надплунжерной полости при отсечке приводит к посадке нагнетательного клапана 2 на седло 4 (рис. 3.1-5). Разъединение нагнетательной полости насоса и форсуночного трубопровода начинается с момента входа ци­линдрического пояска 1 в направляющий канал корпуса седла 4 клапана. Давление в трубопроводе резко снижается вследствие увеличения объема трубопровода на величину объема, описы­ваемого цилиндрической частью 1 клапана. В трубопроводе пе­ред форсункой устанавливается такое давление, чтобы оно было ниже давления открытия иглы форсунки и не могло вызвать ее
последующих открытий в период, когда подача топлива насосом прекратилась (это давление называется оста­точным - Рост)* Снижение давления также обеспечива­ет возможность исключить подтекание топлива под иглу между впрысками и, тем са­мым, предотвратить коксо­вание сопловых отверстий распылителя. В отдельных высокооборотных двигателях

прибегают к разгрузке до давления, близкого к нулю, или даже равного вакууму. Однако это приводит к потере значительной части активного хода плунжера на сжатие топлива в топливо­проводе и соответствующему запаздыванию открытия иглы форсунки.

Однако нагнетательные клапаны с разгрузочным пояском обладают одним существенным недостатком - падение давле­ния в форсуночном топливопроводе зависит от величины давле­ния в момент разгрузки Проведенные фирмой Вяртсиля иссле­дования показали, что если остаточное давление при работе на полной нагрузке составляло 17,0 МПа, то при нагрузке 50% па­дало до 7 МПа и ниже. Поэтому в новой модификации ТНВД в дополнение к обычному нагнетательному клапану уже без раз­грузочного пояска 2 (рис. 3.1-1) был введен специальный невоз­вратный клапан разгрузки 7, разгружающий топливопровод до давления 10 МПа вне зависимости от режима работы двигателя.

В большинстве насосов золотникового типа соотношение активного хода плунжера к полному ходу составляет 1:3.

Следует отметить, что присущее насосам с регулированием по концу подачи постоянство угла опережения вне зависимости от режима работы двигателя не является критичным для двига­телей, работающих основную долю времени при полных оборо­тах, и режимы малых оборотов у них занимают незначительное
время. В то же время переменный конец подачи на долевых на­грузках при начале подачи, когда плунжер имеет достаточно высокую скорость движения, обеспечивает высокую эффектив­ность рабочего процесса. В большинстве случаев насосы этого типа, как уже отмечалось, применяются в дизелях, работающих с постоянной скоростью вращения (дизель-генераторы).

ТНВД золотникового типа в двигателях малой размерности обычно группируются в общем корпусе, с отдельным кулачко­вым валом, приводимым шестернями от коленчатого вала. В двигателях больших размеров насосы выполняются в отдель­ных корпусах и располагаются возможно ближе к крышкам ци­линдров, чтобы сократить длину топливных трубок к форсункам

и, тем самым, избежать смещения начала впрыска по форсунке и развития нежелательных колебания давлений в топливопроводе.

Преимуществом золотниковых топливных насосов яв­ляется то, что они в сравнении с традиционно применяе­мыми фирмой Зульцер насосами клапанного типа_у проще по своей конструкции, дешевле в изготовлении и, как показала практика, отсутствие впускных и отсечных клапанов упро­щает их эксплуатацию и повышает надежность.

Недостатком насосов золотникового типа является более быстрое изнашивание и потеря плотности плунжер­ных пар. В отличие от насосов клапанного типа уплотнение по­лости сжатия в золотниковых насосах осуществляется только очень узкой поверхностью точно обработанной головки плун­жера, расположенной на участке между верхней и нижней вин­товыми кромками или торцом плунжера и винтовой отсечной кромкой. При износе этой поверхности (даже незначительном) сильно увеличивается утечка топлива и падает давление распы- ливания. Топливо, устремляясь с большой скоростью в перепу­скное отверстие в момент его открытия скошенной кромкой плунжера, сильно изнашивает кромки, особенно, если в нем имеются мельчайшие твердые частицы. Наряду с этим, имеет место повышенный односторонний износ трущихся поверхно­стей насосной пары, которому способствует вертикальная про­резь на образующей головки плунжера. В ней и в полости, вы- фрезерованной в плунжере под косой кромкой в процессе на­гнетания поддерживается высокое давление топлива, которое и

создает одностороннее прижатие плунжера к втулке и их одно­сторонний износ. Для уменьшения одностороннего бокового прижатия плунжера и износа надплунжерное пространство со­общают с выемкой под отсечной кромкой плунжера вертикаль­ным каналом, высверливаемым по центру плунжера и заме­щающим собой прорезь на его боковой поверхности. Вместо одной отсечной кромки фрезеруют две кромки, располагающие­ся симметрично относительно оси по обеим сторонам плунжера. Для судовых двигателей в целях обеспечения реверса отсечным кромкам придают разное направление.

Для уменьшения влияния на наполнение насосного эле­мента волновых явлений, возникающих при открытии перепу­скного окна, впускное и перепускное отверстия во втулке рас­полагают на разной высоте.

3.1.2. Форсунки

Конструкция. Форсунки служат для непосредственного впрыскивания топлива в цилиндр двигателя, распыливания его на час­тицы с размером не более 5-30 рк и распре­деления их внутри камеры сгорания.

Представленная на рис. 3.1-6 форсунка размещается в крышке цилиндра на проста- вочном кольце 1 и состоит из двух основ­ных элементов - корпуса 1 и распылителя 2, прижимаемого к корпусу накидной гай­кой 3. Топливо от насоса подводится к ка­налу 9, откуда попадает в кольцевую вы­точку 10 на торце распылителя и по трем каналам 11 подается в полость 12 распыли­теля. Отверстие 8 в корпусе в верхней части служит для отвода топлива, просачивающе­гося через неплотности иглы.

Игла 4 распылителя через толкатель б нагружена пружиной 5, затяг которой может регулироваться винтом 7.

Изменением силы затяга устанавливается давление отрыва иглы от седла (начальное давление впрыскивания - Рф₀). При закрытом положении игла своим конусом сидит на конусе сопла и препятствует проникновению топлива в ниже расположенную камеру сопловых отверстий. Положение иглы определяется дей­ствием двух сил: силы затяга пружины Р_пру прижимающей иглу к седлу, и силы давления топлива Рф, действующей на диффе­ренциальную площадку

fu - /м⁼ nd_u /4 - d_KU /4-см. рис. 3Л-7.

С повышением давления до Рф₀ = Р_пр / (nd_u² /4 - ж d _ки²/4) игла поднимается до упора и сила давления топлива теперь бу­дет действовать уже на всю площадь поперечного сечения иг­лы/, = 7г d и / 4, удерживая ее в этом положении до падения дав­ления до Рф₃. Последнее находится из следующего выражения Рфз = Р_Пр! ltd * /4.

Таким образом, давление закрытия иглы ниже давления, при котором она открывается и распыливание топлива в этой фазе впрыска существенно хуже.

Высота подъема иглы форсунки ог­раничивается упором и в зависимости от размеров форсунки и количества про­пускаемого ею топлива находится в пре­делах 0,5-1,5 мм. С увеличением хода иглы растут динамические силы ее удара

о седло и упор, что приводит к появле­нию наклепа и потере плотности посадки иглы. Посадочный конус иглы обычно принимается равным 60°. Посадочный конус седла в целях достижения узкой притирочной поверхности посадки, при которой достигается наиболее высокая плотность, принимается на 2° меньше.

Игла и ее направляющее отверстие в распылителе являют­ся прецизионными и изготовлены с высокой точностью. Путем селективного подбора выбирают пару «игла-направляющая» такой, чтобы зазор между ними укладывался в заданный техно­
логический допуск, величина которого зависит от размеров, те­плового режима работы, вязкости используемого топлива и на­ходится в пределах 5-12 микрон. Скомплектованная таким об­разом пара является «неразлучной» и при эксплуатации их за­мена должна производиться только парами, без перекомплек- тации.

По типу запорных органов и распыливающих отверстий применяются следующие виды распылителей:

- клапанные многодырчатые (рис. 3.1-7) — получили наи­большее распространение в основном в двигателях с непосред­ственным впрыском, количество отверстий - от 1 до 9, диаметр 0,20-1,5 мм.

- клапанные однодырчатые (рис. 3.1-8, а); применяются в предкамерных двигателях, для которых наилучшей формой рас- пыливания является сосредоточенный факел с малым углом ко­нуса и с большой пробивной способностью.

- штифтовые распылители, имеющие одно сопловое от­верстие; применяют в сравнительно маломощных дизелях с раз­деленными камерами сгорания. Штифтовый распылитель с ци­линдрическим штифтом (рис. 3.1-8, б) имеет постоянное сече­ние истечения и образует сосредоточенный факел с малым уг­лом конуса. У штифтового распылителя (рис. 3.1-8, в) штифт выполнен в виде двух усеченных конусов, сложенных меньши­ми основаниями. Штифты выполняются с различными углами при вершине нижнего конуса (от 0 до 50°), благодаря этому в процессе движения штифта угол конуса распыливаемого факела изменяется в широких пределах, захватывая все большее про­странство камеры сгорания.

б)

а)

Рис. 3.1-8. Виды распылителей: а) клапанный однодырчатый; б) штифтовый цилиндрический; в) штифтовый конический.

Форсунки с многодырчатыми распылителями.

Распыливание топлива

Факел топлива, вылетающего с большими скоростями из соплового отверстия, состоит из центральной части-струи, включающей грубо распыленные частицы топлива и оболочку, содержащую большое число отрываемых воздухом расходя­щихся нитей и мелких частиц. Компактная стержневая часть факела обладает значительной энергией и движется с большой скоростью, глубоко проникая в массу сжатого в камере воздуха.

Дробление струй происходит под воздействием внешних сил аэродинамического сопротивления воздуха. Чем выше ско­рость движения струи и чем выше давление в камере сжатия, тем быстрее происходит распад струи на мельчайшие капли. На распад также влияют давление впрыскивания топлива, опреде­ляемое суммарным сопротивлением сопловых отверстий (их диаметром) и вязкость топлива. С уменьшением диаметра со­пловых отверстий давления и скорость истечения растут и, со­ответственно, увеличивается мелкость распыливания, увеличи­вается угол конуса струи факела распыла и уменьшается его длина. Это сегодня широко используется в современных двига­телях для повышения эффективности сгорания тяжелых высо­ковязких топлив. С ростом вязкости топлива увеличиваются си­лы поверхностного натяжения, препятствующие распаду струи. При распыливании образуется меньше мелких капель и увели­чивается число и размер крупных частиц. Уменьшается угол конуса распада струи и увеличивается ее длина, в связи с чем возникает опасность ее касания открытых поверхностей стенок рабочей втулки и донышка поршня. Топливо, оседающее на этих поверхностях сгорает неполностью, что вызывает нагаро- отложения и перегрев, который может привести к сквозному прогоранию поршней (алюминиевые поршни) или появлению трещин (чугунные). Это требует уделять особое внимание по­догреву тяжелых топлив до температур, которые обеспечили бы его вязкость перед подачей в ТНВД не более 10-12 сСт.

С увеличением диаметра сопловых отверстий, а это в экс­плуатации происходит вследствие их эрозионного изнашивания,
падают давления распиливания, и увеличивается число и размер крупных частиц. Поэтому все ведущие фирмы требуют перио­дически проверять диаметр отверстий и не допускают к даль­нейшей эксплуатации распылители, в которых диаметр отвер­стий превышает номинал на 10 и более %.

Исследования, проведенные фир­мой МАН на двигателях МС, показали, что объем внутренней полости соплово­го наконечника играет существенную роль в образовании в цилиндрах сажис­тых частиц и углеводородов (СН), а так­же коксовании сопловых отверстий.

Уменьшение этой полости на 15%, достигнутое путем введения в канал со­пла золотника, изготовленного за одно целое с иглой (см. рис. 3.1-9) позволило существенно улучшить чистоту выхлопа.

К уменьшению объема камеры со­пла сегодня прибегают и при производ­стве форсунок среднеоборотных двига­телей.

В большинстве случаев отверстия в распылителях сверлятся. На выходе сверла образуются заусенцы, провоци­рующие образование вихрей, приводя­щих к кавитационно-эрозионным раз­рушению и быстрому износу отверстий. Поэтому, во избежание отмеченных яв­лений, ряд фирм обладающих техноло­гическими возможностями, применяют скругление кромок отверстий, чем существенно продлевают их ресурс (см. рис 3.1-10).

В мало- и среднеоборотных двигателях в целях удешевле­ния изготовления и замены сопловых наконечников при их из­носе сопла изготавливают отдельно от основного корпуса рас­пылителя.

Тепловое состояние и охлаждение форсунок

В общем случае, количество подводимого к распылителю форсунки тепла определяется температурой газов t_2a3 в камере сгорания и величиной площади их соприкосновения с распыли­телем F_p:

qj + Ч2~Яз = F_p а_газ (t_2a3 ~ t_pacr), где: q_} и ^количества теп­ла, передаваемые распылителю через его торцевую 1 и цилинд­рическую 2 поверхности (рис. 3.1-11);

q₃ - количество тепла, отводимое с впрыскиваемым топливом;

F_p - площадь распылителя, сопри­касающаяся с газами. С увеличением Fp количество передаваемого в распыли­тель тепла растет;

(х_газ - коэффициент теплоотдачи от газов; t_2Q3 - средняя заменяющая темпе­ратура газов и t_p - температура стенок соплового наконечника.

Естественен вывод, что для уменьшения тепловых потоков целесообразно идти на сокращение лобовой и цилиндрической поверхностей распылителя, а также - его бокового зазора в крышке (но не менее 0,5 мм в двигателях средней размерности и