регулятор топливоподачи дизеля с турбонаддувом

Формула изобретения

РЕГУЛЯТОР ТОПЛИВОПОДАЧИ ДИЗЕЛЯ С ТУРБОНАДДУВОМ, содержащий центробежный чувствительный элемент с главным рычагом, кинематически связанный с кулачковым валом, пневматический чувствительный элемент со штоком и мембраной, соединенной с впускным трубопроводом дизеля, и кинематически связанный с главным рычагом топливный насос высокого давления с плунжером, жестко соединенным с шестерней, толкателем плунжера, дозирующей рейкой, соединенной одним концом с шестерней плунжера, а другим концом - посредством кулисного соединения с числом степеней свободы равным двум, с главным рычагом и штоком пневматического чувствительного элемента, отличающийся тем, что, с целью повышения точности дозирования впрыска топлива и снижения дымности отработавших газов, он снабжен дополнительным центробежным чувствительным элементом с дополнительным рычагом, кинематически связанным с кулачковым валом двигателя, дополнительным пневматическим чувствительным элементом с мембраной и штоком, связанным с дополнительным главным рычагом при помощи кулисного соединения с числом степеней свободы равным двум, дополнительной зубчатой рейкой, толкатель выполнен с дополнительной шестерней и косой кромкой, дополнительная зубчатая рейка связана с дополнительной шестерней и кулисным соединением дополнительного рычага и штока дополнительного пневматического корректора, причем толкатель установлен с возможностью образования совместно с плунжером гидравлической полости со сливным отверстием, а косая кромка выполнена с возможностью перекрытия сливного отверстия.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к топливным системам дизелей и может быть использовано в области двигателестроения (ДВС).

В связи с резким ужесточением в последние годы норм выброса токсичных веществ и топливной экономичности транспортных дизелей повышаются требования к топливной аппаратуре и на нее возлагаются новые функции по обеспечению стабильности давления впрыскивания топлива в цилиндр дизеля и гибкого регулирования фазы и количества впрыскиваемого топлива в цилиндр двигателя.

Поэтому успешно идут разработки топливных насосов высокого давления (ТНВД) новых типов золотникового типа, в которых отказываются от использования механических муфт изменения угла опережения впрыскивания топлива. Например, топливный насос фирмы Diesel Kiki (Япония) на базе многоплунжерного топливного насоса с регулируемым началом нагнетания, которое выполняется с помощью перемещения подвижной отсечной втулки, управляемой электронным регулятором, а дозирование топливоподачи осуществляется путем поворота плунжера.

Начальное положение отсечной втулки устанавливается в известной системе путем поступательного перемещения втулки вдоль плунжера и фиксации втулки от вращательного движения с помощью штифтов в корпусе. Так как рассмотренная конструкция требует обеспечения поступательного перемещения и движения втулки по плунжеру для регулирования угла опережения впрыскивания топлива, то это вызывает снижение точности регулирования за счет повышенного трения в поступательной кинематической паре по сравнению с вращательной кинематической парой. При поступательном управляющем движении отсечной втулки действующая сила будет суммироваться на приводе с переменным усилием по перемещению в ней плунжера при впрыскивании топлива, что также снижает точность фазирования топливоподачи и требует более мощного управляющего привода.

Близкой по конструкции к предлагаемому регулятору топливоподачи дизеля является регулятор топливоподачи с трубонаддувом, содержащий центробежный чувствительный элемент с главным рычагом, кинематически связанный с кулачковым валом, пневматический чувствительный элемент, сообщенный с впускным трубопроводом и кинематически связанный с главным рычагом, топливный насос с плунжером и шестеpней, дозирующей рейкой, соединенной с шестерней плунжера, а другим концом посредством кулисного соединения - с главным рычагом и штоком пневматического чувствительного элемента. Недостатком этого регулятора является недостаточная точность дозирования топлива.

Известно, что повышенное дымление дизелей на низких скоростных режимах вызывается ухудшением качества распыливания опрыскиваемого в цилиндр топлива из-за снижения энергии и давлений впрыскиваемого топлива и наддувочного воздуха из-за снижения скорости вращения ротора турбокомпрессора. Давление впрыскивания снижается на низких скоростных режимах по причине роста утечек топлива в ТНВД при увеличении продолжительности цикла дизеля.

Таким образом, даже высокое давление впрыскивания на номинальном режиме работы дизеля не будет гарантировать повышения давления впрыскивания топлива на малых скоростных режимах и особенно при пуске дизеля. Поэтому для снижения дымления дизелей на малых скоростных режимах, а также для снижения токсичности выпускных газов дизелей из-за нестабильности давления впрыскивания при малых скоростных режимах необходимо разработать систему стабилизации давления впрыскивания топлива на малых скоростных режимах дизеля.

Рассмотренные системы с этих точек зрения не полностью обеспечивают эти необходимые функции организации топливоподачи за счет низкой точности. Указанные недостатки рассмотренных систем могут быть исправлены, например, при разделении плунжера на две части, одна из которых является регулирующей величину цикловой подачи топлива, другая дает возможность управлять изменением давления и угла опережения впрыскивания топлива в цилиндр в каждом цикле работы дизеля с большой точностью. Таким образом реализуется перспективный способ повышения точности управления подачи топлива дизеля путем формирования импульса топливоподачи ТНВД сверх необходимо подачи в цилиндр дизеля. В процессе движения плунжера ТНВД вверх на сжатие топлива впрыскивание необходимой дозы топлива в цилиндр может быть осуществлено на различных участках профиля кулачка, обеспечивающих различную интенсивность нарастания давления впрыскивания по углу поворота вала дизеля. Выбирая различные участки профиля кулачка для впрыскивания с разными производными перемещения толкателя по углу поворота кулачкового вала _к, можно обеспечить постоянное или меняющееся по благоприятным закономерностям изменение скорости подъема плунжера

v = dS/d _к, (1) где dS/d _к - интенсивность перемещения плунжера по углу поворота;

= - угловая скорость вращения вала дизеля.

Таким образом, меняя скорость подъема плунжера по оптимальному закону или поддерживая ее постоянной в процессе впрыска на разных скоростных режимах дизеля, можно скомпенсировать неблагоприятное влияние утечек топлива в зазорах плунжерной пары на изменение давления впрыскивания. Поскольку уменьшение давления впрыскивания за счет увеличения утечек топлива в зазорах плунжера и втулки особенно сильно проявляется при снижении угловой скорости вращения вала дизеля, за счет изменения времени утечек, составляющих часть времени цикла дизеля

Т = _впр/ , (2) где _впр - угловая продолжительность впрыска, то стабилизация давления впрыскивания возможна только при воздействии на фазирование топливоподачи при изменении скоростного режима. Таким образом, фазирование топливоподачи и стабилизация давления впрыскивания связанны прямым образом. Однако возможность применения такого метода стабализации давления впрыскивания топлива может быть реализована только при повышении точности топливоподачи.

Целью изобретения является повышение точности фазирования, дозирования и давления впрыска топлива в цилиндр двигателя на малых скоростных режимах и снижение дымности выпускных газов, повышение динамических качеств дизеля.

Указанная цель достигается тем, что регулятор топливоподачи дизеля с трубонаддувом, содержащий кулачок и подпружиненный в осевом направлении плунжер, опирающийся на кулачок, регулятор скорости, шестерню, рейку и соединительный кривошипно-ползунный механизм, имеющий число степеней свободы, равное 1, соединенные между собой, снабжен дополнительным регулятором скорости с пневмокорректором топливоподачи и механизмом в виде кулисы, ползуна и штока, связанных с механизмом регулятора скорости при помощи вращательной и поступательной кинематических пар, имеющим число степеней свободы, равное 2. Кроме того, он снабжен опирающимся на кулачок дополнительным толкателем, соединенным с плунжером дополнительной гидравлической полостью с отверстием и дополнительными рейкой и шестерней, соединенным с дополнительным толкателем.

Стабилизация давления впрыска может осуществляться путем использования для впрыскивания топлива в цилиндр на малых скоростных режимах двигателя участка профиля кулачка с более высокой интенсивностью движения плунжера - производной его перемещения по углу кулачка dS_к/d _к, связанную со скоростью его движения

v = _к dS_к/d_к, где _к - угловая скорость вращения кулачка.

Переход на новый участок профиля может быть выполнен задержкой впрыскивания при сохранении заданного дозирования топливоподачи. Этот переход на новый участок профиля кулачка для интенсификации перемещения толкателя и более высокого давления впрыскивания на малых скоростных режимах обеспечивается в предлагаемой конструкции путем применения дополнительного поворотного толкателя, связанного с дополнительным регулятором скорости, оснащенным корректором.

Увеличение давления впрыскивания на малых скоростных режимах в конструкции ТНВД фирмы Diesel Kiki (Япония) так же, как в предлагаемой конструкции, обеспечивается за счет изменения угла опережения впрыскивания топлива, но иными конструктивными мерами, а именно путем применения дополнительного толкателя, регулировки угла опережения впрыскивания топлива, движения плунжера, усилие по перемещению которого не суммируется с управляющим воздействием по изменению угла опережения впрыска и не затрудняет его регулирование.

Таким образом, предлагаемая конструкция отличается от обеих противопопоставляемых: от первой конструктивно и возможностью регулирования интенсивности впрыскивания. От второй отличается конструктивно и повышенной точностью регулирования топливоподачи за счет замены поступательного управляющего воздействия на вращательное, т. е. за счет изменения картины силового нагружения регулировочного узла.

Таким образом, имеются существенные отличия конструкций.

Сравнительный анализ предлагаемого стабилизатора давления впрыска топлива с аналогичными техническими решениями позволяет установить в них наличие отдельных признаков, однако заявляемая совокупность признаков (особенно изменение конструкции регулировочного узла интенсивности впрыскивания, включая шестерню привода поворота толкателя и дополнительный регулятор скорости и корректором, каналы в корпусе с отверстиями, позволяющими производить раздельное дозирование и фазирование топливоподачи поворотом плунжера) свидетельствует о значительных принципиальных отличиях конструкций, приводящих к более полному и точному выполнению поставленной цели - повышению точности фазирования, дозирования и давления впрыска топлива в цилиндре дизеля на малых скоростных режимах и снижению дымности выпускных газов, повышению динамических качеств дизеля.

Неизвестны другие устройства (регуляторы), имеющие признаки, сходные с отличительными признаками предложенного регулятора и решающие ту же задачу. В связи с этим предложенный регулятор соответствует критерию "существенные отличия".

На фиг. 1 изображена схема предлагаемого регулятора. В корпусе 1 топливного насоса высокого давления (ТНВД) выполнена цилиндрическая расточка, образующая полость 2, заполняемую впрыскиваемым топливом. В этой полости 2 размещен плунжер 3, в котором выполнен канал 4 и канавка 5, а также две отсечные кромки 6 и 7. Полость 2 соединяется с отверстием 8, через которое осуществляется слив и наполнения топлива. В плунжере размещена гидравлическая полость 9.

На плунжере выполнена шестерня 11, соединенная с рейкой 13 регулятора скорости, на толкателе выполнена дополнительная шестерня 12, которые входят в зацепление с дополнительной рейкой 14, соединенной с дополнительным регуляторам скорости. Плунжер 3 соединен с пружиной 15, которая заключена между ним и корпусом 1, толкатель 10 прижат к кулачку 16 вала ТНВД при помощи пружины 17.

В плунжере 3 выполнено отсечное отверстие 18, сообщающее полость 9, образованную толкателем 10 и плунжером 3, со сливной полостью ТНВД. Отверстие 18 перекрывается косой кромкой 19, выполненной на толкателе 10.

На фиг. 2 изображен вариант конструкции топливовпрыскивающей системы. Отличия ее состоят в том, что гидравлическая полость 9 образована не только плунжером 3 и толкателем 9, но и корпусом 1 ТНВД, что позволяет разнести толкатель 10 и плунжер 3 на значительное расстояние, т. е. позволяет толкатель 10 оставить в ТНВД, а плунжер 3 перенести в регулируемую форсунку, установленную в цилиндре дизеля, как дополнительный вариант возможно разделение полости 9 на две части, соединенные обратным клапаном, как это выполняется при соединении традиционных ТНВД с форсунками.

Дополнительное дренажное отверстие 20, выполнено в корпусе 1 и перекрывается косой кромкой 7 регулирования топливоподачи, отверстие 18 имеется в обеих конструкциях, но выполняется в корпусе 1.

На фиг. 4 представлена кинематические диаграммы -S₃ перемещения плунжера 3, dS₃/d _к - аналог скорости плунжера в зависимости от угла поворота кулачка 16, обозначенного на схеме _к, _оп - угол опережения впрыскивания; _к = d _к/dТ - скорость вращения кулачка. ₁₂ - угол поворота шестерни 1 изменения угла опережения впрыска топлива; ₁₁ - угол поворота шестерни 11, изменения цикловой подачи топлива; ₆ = arctg H₆/2r - угол наклона винтовой линии от отсечной кромки 6, ₁₉ - угол наклона винтовой кромки 19, ₃ - координата отсечной кромки 19 относительно отсечного отверстия 18; > = arctgH₇/2r - угол наклона винтовой линии отсечной кромки 7; Н - ход винтовой линии отсечной кромки, r - радиус плунжера 3, ₁ - координата положения отсечной кромки 6 относительно отсечного отверстия 8; ₂ - расстояние по вертикали отсечного отверстия 8 или 20 между отсечными кромками 6 и 7.

На фиг. 3 представлена схема регулятора скорости топливоподачи дизеля, 14 - рейка изменения угла опережения подачи _оп топлива, h_р - координата изменения положения рейки 14. Кулачок 16 вала топливного насоса соединен с шарнирными грузами 21, закрепленными между корпусом 1 ТНВД и подвижной тарелкой 22, упирающейся в главный рычаг 23 регулятора скорости, соединенного кулисой 24 и тягой 25 с рейкой 14 изменения угла опережения впрыскивания. Кулиса 24 соединена штоком 26 с пневмокорректором 27. Пружина 28 размещена между корпусом 1 ТНВД и штоком 26. Пневмокорректор 27 соединен трубкой 29 со впускным патрубком 30, соединяющим дизель 32 с турбокомпрессором 31. Главная пружина 34 регулятора скорости концами соединена с главным рычагом 23 и рукояткой 33 датчика скорости, _упр - координата рукоятки давления.

На фиг. 5 представлена идеализированная характеристика топливоподачи регулятора скорости в координатах h_р - изменение перемещения рейки изменения топливоподачи g_тц, , _ном, _xx - угловая скорость вала дизеля, номинальная и холостого хода; регуляторная характеристика при включенном (кривая 1) и отключенном (кривая 2) корректоре, 3, 4 - внешние характеристики на упорах при включенном или отключенном пневмокорректоре, D_h - диапазон корректирования, равный отношению доли топливоподачи, контролируемой корректором к максимальной цикловой подачей топлива дизеля, b - точка номинального режима на диаграмме фиг. 5.

На фиг. 6 представлены экспериментальные характеристики дизеля 6ЧН 15/18: 1, 2 - регуляторные характеристики при включенном отключенном корректоре, 3, 4 - внешняя характеристика при включенном и отключенном корректоре, М (Н*м) - момент на валу дизеля, _д - угловая скорость коленчатого вала (рад/с).

На фиг. 7 представлена идеализированная характеристика регулятора давления впрыскивания изменением опережения впрыска топлива _оп в координатах; _оп - угол опережения впрыскивания, отсчитываемый от верхней мертвой точки (ВМТ), h- координата положения рейки 14, _упр - координата рычага управления 33, _д - скорость вращения коленчатого вала дизеля, b - точка номинального режима работы дизеля, _xx - угловая скорость холостого хода дизеля, _MIN - минимальная угловая скорость коленчатого вала дизеля.

Регулятор скорости перемещает рейку 14 изменения угла опережения впрыска топлива по алгоритму (см. фиг. 7), обеспечивая постоянство давления впрыскивания Р_т (см. фиг. 8, кривая 2), в то время как при нерегулируемом угле опережения впрыскивания давление впрыска падает при снижении скоростного режима дизеля (кривая 1 фиг. 8). Одновременно изменение угла опережения впрыскивания по алгоритму фиг. 7 обеспечивает увеличение давления наддувочного воздуха Р_в, скорости вращения ротора турбокомпрессора _тк и расхода воздуха G_в на малых скоростных режимах. Таким образом, реализуемый с помощью регулятора скорости (фиг. 3) алгоритм изменения угла опережения впрыскивания топлива снижает дымность газов и повышает экономичность дизеля с турбонаддувом на режимах малых скоростей и нагрузок, подготавливая дизель к разгону (см. фиг. 9).

На фиг. 10 показаны экспериментальные зависимости изменений скорости дизеля _д, скорости турбокомпрессора _тк и давления наддувочного воздуха Р_в при разгоне дизеля 6ЧН 15/18 с турбокомпрессором ТКР14 с частичной нагрузки, составляющей 25% от номинальной, по винтовой характеристике угла опережения впрыска топлива при мгновенном отключении корректора топливоподачи по давлению наддувочного воздуха. Как показывает эксперимент, время разгона дизеля при этом сокращается на 25% при неизменной максимальной подаче топлива. Одновременное увеличение цикловой подачи топлива в период разгона на 30% (при одинаковых воздухотопливных соотношениях с нерегулируемым углом опережения впрыска топлива) приводит уже к сокращению времени разгона на 50% .

Регулятор топливоподачи работает следующим образом.

Вращение кулачка 16 (фиг. 1) вызывает периодические поднятие и опускание толкателя 10 и плунжера 3. Кинематические диаграммы движения показаны на фиг. 4:

S - подъем, пропорциональный координате z,

dS₃/d _к- аналог скорости или производная перемещения по углу поворота кулачка _к, характеризующая скорость перемещения и интенсивность возрастания давления впрыскивания.

Эти кинематическиие диаграммы (см. фиг. 4) построены в зависимости от угла поворота кулачка _кул, таким образом, выбирая для впрыскивания топлива различный участок подъема плунжера, _опер - угол опережения впрыска, можно обеспечить различную интенсивность (скорость) v подъема плунжера 3 и тем самым можно скомпенсировать разную величину утечек топлива (вызывающих снижение давления впрыскивания) на различных скоростных режимах .

Движение толкателя 10 и плунжера 3 на величину ₁+₃ вверх (см. фиг. 1) вызывает перекрытие кромкой 6 отсечного отверстия 8 и начало впрыскивания в цилиндр дизеля. Регулировка начала впрыскивания (_опугол опережения) производится поворотом толкателя 10 с помощью шестерни 12 путем перемещения рейки 14, конца - с помощью поворота плунжера 3 рейкой 13. Таким образом,

_оп= f(₁₂, S₁₀, ₁+₃),

_дт= f(S₁₀, ₂, ₁₁), где S₁₀ - ход толкателя 10; - углы поворота шестерен 11, 12 при перемещении h реек 13 и 14; ₁₁ - угол, определяющий изменение цикловой подачи топлива; ₁₂ - угол, пропорциональный углу опережения впрыска.

Таким образом, угол опережения впрыскивания _оп, определяемый изменением координаты отсечной кромки 6 плунжера относительно отсечного отверстия 8 будет определяться перемещением рейки h 14 с коэффициентами передачи K

_оп= Kh, (4) т. е. будет определяться режимом работы дизеля _д и величиной цикловой подачи топлива по алгоритму фиг. 7.

Идеализированная диаграмма изменения угла опережения впрыска _оп топлива, отрабатываемая регулятором, изображенным на фиг. 3, показана на фиг. 7. Необходимость увеличения угла опережения топлива _опот ВМТ при росте угловой скорости дизеля диктуется сокращением времени цикла дизеля, необходимость увеличения _оп с ростом нагрузки вызывается необходимостью прекращения впрыскивания топлива ближе к ВМТ.

Точками на фиг. 5, 7 обозначены: а - точка минимальной скорости вала дизеля при максимальной цикловой топливоподаче, b - точка номинального режима работы с максимальной топливоподачей, с - точка холостого хода с максимальной скоростью, d - точка холостого хода с минимальной скоростью и минимальной топливоподачей.

Поскольку винтовые отсечные кромки 6, 19 плунжера 3 и толкателя 10 выполняются наклонными под углом , поворот толкателя 10 и плунжера 3 вызывает изменение положения и скорости его в момент начала впрыска _опер, тем самым определяя интенсивность (скорость подъема v = dS₃/d _ккул) плунжера 3 в момент начала впрыскивания, как показано на фиг. 5, 7). Таким образом, повороты толкателя 10 плунжера 3 приводят к изменению давления впрыскивания и угла опережения впрыскивания в зависимости от настройки регулятора скорости по скорости и по нагрузке дизеля и давления наддува. Таким образом, поворот толкателя 10 вызывает изменение угла опережения впрыска топлива за счет использования для впрыскивания нового участка профиля кулачка, так как начало нагнетания топлива соответствует моменту перекрытия отсечной кромок 6 плунжера 3 отверстия 8, соединенного с топливопитающей полостью. Поскольку при этом меняется скорость подъема v в момент начала впрыска, то поворот толкателя 10 на угол ₁₂ меняет и интенсивность изменения давления Р_ввпрыскивания. Подбирая оптимальный закон изменения угла опережения впрыскивания _оп и давление впрыскивания от угла поворота толкателя 10, можно обеспечить оптимальное возрастание давления впрыскивания на малых скоростных режимах. При пуске дизеля дополнительное корректирование топливоподачи осуществляется корректором регулятора давления впрыскивания, соединенного с главным рычагом регулятора. Алгоритм изменения угла опережения впрыскивания топлива от скорости вращения отрабатывается механическим чувствительным элементом скорости (см. фиг. 7 и 5). Алгоритм изменения угла опережения впрыска топлива по цикловой топливоподаче отрабатывается с помощью косой винтовой отсечной кромки 7 плунжера 3 ТНВД.

Экспериментальные исследования, проведенные фирмой Diesel Kiki (Япония), установили, что при перемещении отсечного отверстия подвижной втулки на 3 мм и изменении угла опережения впрыскивания топлива на 8^орост интенсивности нагнетания топлива позволяет сократить продолжительность впрыскивания на 2^о на всех режимах дизеля и повысить давление впрыскивания на 15,0-25,0 МПа при низких частотах вращения, а также сократить оптимальные давления впрыскивания на номинальном режиме работы. Экспериментальные исследования показали, что система управления интенсивностью впрыскивания с помощью дополнительной втулки имеет стабильные параметры, не зависящие от скоростного режима работы дизеля и температурных условий работы дизеля.

По данным фирмы "Diesel Kiki", разработавшей и испытывавшей подобную по харакеристикам топливную аппаратуру, сопоставление ее с традиционными системами и аккумуляторными системами впрыска показывает, что регулирование интенсивности впрыскивания позволяет повысить на 15-20% эксплуатационную экономичность и снизить на 20% выбросы токсичных веществ с выхлопными газами дизелей большегрузных автомобилей при работе на малых скоростных режимах. По данным фирмы "Diesel Kiki", максимальная цикловая подача топлива составляла 180 мм³ при 1075 мин^-1, управление производилось специальным электронным регулятором при крайних положениях отверстия отсечной втулки по высоте подъема плунжера, различающихся на 3 мм.

В предлагаемой конструкции регулирование может осуществляться и в более широких пределах от обычного неэлектронного центробежного механического регулятора, причем с большей точностью управления за счет снижения нечувствительности системы управления путем замены поступательной кинематической пары управляющего устройства на вращательную. Такая замена вызывает изменение картины силового нагружения управляющего устройства, повышает точность управления топливоподачей и снижение дымности и токсичности выпускаемых газов дизеля на малых скоростных режимах.

Таким образом был рассмотрен вопрос формирования характеристик изменения угла опережения впрыскивания топлива на различных режимах. При дальнейшем движении плунжера 3 вверх (см. фиг. 1) открывается отверстие 8 отсечной кромкой плунжера 7, в связи с чем впрыскивание топлива в цилиндр дизеля прекращается. Таким образом, продолжительность впрыскивания и величина цикловой подачи топлива g_тц определяется координатой плунжера 3 ₂ между началом перекрытия и открытием отверстия 8

g_ц = K_g11, (5) ₁₁ - угол поворота шестерни 11, связанной с рейкой 13 изменения цикловой подачи топлива g_цт;

₁₁= ;

z - число зубцов шестерни 11;

h_р - изменение z m координаты рейки 13 с модулем m.

Таким образом, изменения величины топливоподачи от угла ₁₁поворота шестерни 11 плунжера 3 происходит за счет изменения расстояния 8 между отсечными кромками 6 и 7 на вертикали отсечного отверстия 8 из-за неравенства углов подъема ₆= ₇ винтовых отсечных кромок плунжера 3.

Работа регулятора скорости (см. фиг. 3) происходит следующим образом.

Изменение скорости _к кулачка 16 вала дизеля сообщается грузами 21 механического чувствительного элемента и передается главным рычагом 23 главной пружине 32, связанной с рычагом управления скорости 33 дизеля. При увеличении скорости дизеля регулятор скорости перемещает рейку 13 на уменьшение топливоподачи, осуществляя тем самым отрицательную обратную связь. Кинематически эта обратная связь реализуется с помощью кулисы 24 и тяги 25. Например, перемещение главного рычага 23 при увеличении скорости влево вызывает перемещение рейки 13 топливоподачи на величину h_р, осуществляя регуляторную характеристику по кривы 1 и 2 на фиг. 5 и 6.

Зависимость (5), определяющая независимость цикловой топливоподачи от угла опережения впрыска, свидетельствует об автономности контура регулирования скорости от контура регулятора давления впрыскивания.

Управление регулятором топливоподачи может осуществляться вручную через рычаг управления 33 (см. фиг. 3) с корректировкой характеристики по давлению наддувочного воздуха, учитывающей различные параметры турбопоршневого двигателя. Коррекция характеристик топливоподачи дизеля (см. фиг. 3) производится путем перемещения штока 26 корректора и изменения положения кулисы 24 при передаче сигнала главной обратной связи по скорости. Эта коррекция характеристик осуществляется в зависимости от различных параметров дизеля, например давления наддувочного воздуха, а также по специальному алгоритму обогащения топливоподачи при пуске дизеля и в зависимости от температурного режима работы.

Корректирование топливоподачи пневмокорректором, осуществляемое через кулису 24 (см. фиг. 3) одновременно с непосредственным воздействием на топливоподачу путем перемещения рейки 13 при перемещении штока 26, позволяет путем изменения передаточного отношения рычага АВС (см. фиг. 3) изменять коэффициент усиления регулятора скорости (см. фиг. 5) с целью обеспечения неизменности степени неравномерности регулирования скорости.

Это значительно облегчает наладку и контроль регулятора в производственных и эксплуатационных условиях, поскольку такие двухимпульсные регуляторы могу быть испытаны и отлажены на получивших широкое распространение безмоторных стендах. Дополнительное удобство двухимпульсных регуляторов с независящей степенью неравномерности регулирования состоит в том, что они без изменений могут использованы на дизелях с различной корректировкой.

Приведенный алгоритм регулирования двухимпульсного регулятора использовался при проектировании регулятора по схеме на фиг. 3 дизеля 6ЧН 15/18 с турбокомпрессором ТКР-14. При этом был выбран диапазон корректирования D_п = 0,25, геометрический коэффициент усиления регулятора скорости менялся от значения К^*₁ = 2,6 на номинальном режиме до значения К^*₁ = 3,5 на холостом ходу при снижении давления наддувочного воздуха до атмосферного давления.

На фиг. 6 приведены данные экспериментального исследования регулятора, рассчитанного по приведенной методике. Анализ проведенных в МГТУ им. Н. Э. Баумана экспериментальных и теоретических исследований подтвеpждает правомерность выбранных при расчете допущений, двухимпульсный и базовый одноимпульсный регуляторы обеспечивают удовлетворительное совпадение номинального режима работы и режима холостого хода даже при имитации заедания штока корректора в положениях максимальной (кривая 1, фиг. 4) и минимальной (кривая 2, фиг. 4) подачи топлива.

Регуляторы скорости и давления впрыскивания имеют идентичные конструкции, приводятся во вращение от одного и того же сидящего на валу ТНВД кулачка 16 и соединяются с рейкой топливоподачи 13 и рейкой угла опережения впрыскивания 14, перемещая их в зависимости от скоростного режима дизеля. Коррекция в обоих регуляторах производится пропорциональным корректором, управляемым в зависимости от давления наддувочного воздуха фиг. 3.

Применение представленных на фиг. 3 механических регуляторов гарантирует при выходе из строя пневмокорректора или турбокомпрессора продолжение работы дизеля по характеристикам фиг. 4 с сохранением основных эксплуатационных свойств машинного транспортного агрегата, оснащенного предлагаемым регулятором топливоподачи.

Для того, чтобы эта работоспособность машинного агрегата при выходе из строя корректора была сохранения в максимальной степени, применено корректирующее устройство, выполненное на базе суммирующего механизма с числом степени свободы, равной 2, и переменным коэффициентом усиления, обеспечивающим стабильность максимальной скорости вращения вала дизеля, что повышает надежность системы управления.

Применение управления впрыском топлива по предлагаемому алгоритму (см. фиг. 5) позволяет снизить дымность выпускаемых газов на малых скоростных режимах до 20% (по данным фирмы Diesel Kiki), а также повысить экономичность и динамичность транспортного дизеля в эксплуатационных условиях.

Пневматический корректор регулятора топливоподачи дизеля прошел экспериментальные исследования в МГТУ им. Н. Э. Баумана, изготовлен в опытном производстве на ЧТЗ им. В. И. Ленина и показал высокую эксплуатационную надежность и эффективность.

В настоящее время произведены испытания нового типа ТНВД с разделенным на две части плунжером, которые также подтвердили его работоспособность и обеспечение автономности регулирования двух импульсов.

Таким образом, вcе элементы регулятора топливоподачи дизеля прошли экcпериментальную проверку, подтверждающую верноcть заложенных принципов раcчета регулятора. (56) Авторское свидетельство СССР N 1030568, кл. F 02 D 1/02, 1982.