топливный насос для дизеля (варианты)

Формула изобретения

1. Топливный насос для дизеля, содержащий корпус с размещенным в нем плунжером, втулку плунжера с впускным отверстием и нагнетательной полостью, штуцер насоса, в полости которого размещен нагнетательный клапан с выполненными в его корпусе входным отверстием со стороны нагнетательной полости и каналом для прохода топлива, подпружиненный запирающий элемент, установленный в корпусе клапана с возможностью перекрытия канала для прохода топлива и имеющий на своем торце со стороны входного отверстия цилиндрический штифт в качестве дросселирующего элемента, а также полость между корпусом клапана и торцем запирающего элемента и канал, сообщающий полость штуцера насоса с топливопроводом, отличающийся тем, что цилиндрический штифт запирающего элемента имеет на своем конце ступенчатую часть, соосную штифту.

2. Насос по п.1, отличающийся тем, что ступенчатая часть цилиндрического штифта выполнена в виде цилиндра меньшего диаметра, чем диаметр штифта.

3. Насос по любому из пп.1 и 2, отличающийся тем, что цилиндр выполнен с переходным к цилиндрическому штифту участком в виде усеченного конуса, больший диаметр которого равен диаметру штифта, а меньший диаметр - диаметру цилиндра.

4. Насос по п.1, отличающийся тем, что ступенчатая часть цилиндрического штифта выполнена в виде усеченного конуса, больший диаметр которого равен диаметру штифта.

5. Топливный насос для дизеля, содержащий корпус с размещенным в нем плунжером, втулку плунжера с впускным отверстием и нагнетательной полостью, штуцер насоса, в полости которого размещен нагнетательный клапан с выполненными в его корпусе входным отверстием со стороны нагнетательной полости, и каналом для прохода топлива, подпружиненный запирающий элемент, установленный в корпусе клапана с возможностью перекрытия канала для прохода топлива и имеющий на своем торце со стороны входного отверстия цилиндрический штифт в качестве дросселирующего элемента, а также полость между корпусом клапана и торцем запирающего элемента и канал, сообщающий полость штуцера насоса с топливопроводом, отличающийся тем, что входное отверстие в корпусе нагнетательного клапана со стороны торца запирающего элемента выполнено со ступенчатым участком.

6. Насос по п.5, отличающийся тем, что ступенчатый участок входного отверстия выполнен в виде цилиндрической поверхности большего диаметра, чем диаметр входного отверстия.

7. Насос по любому из пп.5 и 6, отличающийся тем, что цилиндрическая поверхность выполнена с переходным к входному отверстию коническим участком, меньший диаметр которого равен диаметру входного отверстия, а больший диаметр - диаметру цилиндрической поверхности.

8. Насос по п.5, отличающийся тем, что ступенчатый участок входного отверстия выполнен в виде конической поверхности, меньший диаметр которой равен диаметру входного отверстия.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к двигателестроению и может быть использовано для дизеля в нагнетательных клапанах топливных насосов высокого давления (ТНВД).

Известен дизельный топливный насос, снабженный нагнетательным клапаном грибкового типа, состоящим из корпуса с седлом, запирающего элемента и пружины, осуществляющей предварительное его нагружение [1].

Недостатком указанной конструкции является то, что насосы высокого давления, укомплектованные таким клапаном, имеют повышенную чувствительность к изменению эквивалентного проходного сечения распылителя µ _pf_p и появлению дополнительных впрыскиваний в условиях форсирования топливоподачи по давлению впрыскивания [2].

Известен топливный насос высокого давления, нагнетательный клапан которого содержит корпус с каналом для прохода топлива и размещенный с возможностью перекрытия этого канала подпружиненный запирающий элемент, штифт, расположенный во входном канале корпуса и имеющий кольцевую проточку, выполненную на основании штифта [3].

Недостатком указанной конструкции является то, что достижение высокой стабильности топливоподачи системы обеспечивается при определенных конструктивных параметрах штифта и канала в корпусе. При этом значение проходного сечения между штифтом клапана и каналом седла, обеспечивающего высокие показатели системы с позиции стабильности топливоподачи, далеко не оптимально с точки зрения обеспечения повышений давлений впрыскиваний в условиях многорежимности дизеля и надежности привода плунжера.

Технической задачей, на решение которой направлено изобретение, является повышение стабильности топливоподачи, давлений впрыскиваний и надежности системы в условиях многорежимности дизеля за счет совершенствования объемно-энергетического баланса в насосе и повышения активного хода плунжера в заданном режиме работы насоса.

Решение поставленной технической задачи достигается тем, что в одном варианте в топливном насосе для дизеля, содержащем корпус с размещенным в нем плунжером, втулку плунжера с впускным отверстием и нагнетательной полостью, штуцер насоса, в полости которого размещен нагнетательный клапан с выполненными в его корпусе входным отверстием со стороны нагнетательной полости и каналом для прохода топлива, подпружиненный запирающий элемент, установленный в корпусе клапана с возможностью перекрытия канала для прохода топлива и имеющий на своем торце со стороны входного отверстия цилиндрический штифт в качестве дросселирующего элемента, а также полость между корпусом клапана и торцем запирающего элемента и канал, сообщающий полость штуцера насоса с топливопроводом, согласно изобретению цилиндрический штифт запирающего элемента имеет на своем конце ступенчатую часть, соосную штифту.

На решение поставленной технической задачи направлено и то, что ступенчатая часть цилиндрического штифта выполнена в виде цилиндра меньшего диаметра, чем диаметр штифта.

На решение поставленной технической задачи направлено и то, что цилиндр выполнен с переходным к цилиндрическому штифту участком в виде усеченного конуса, больший диаметр которого равен диаметру штифта, а меньший диаметр - диаметру цилиндра.

Решение поставленной технической задачи достигается и тем, что ступенчатая часть цилиндрического штифта выполнена в виде усеченного конуса, больший диаметр которого равен диаметру штифта.

Также решение поставленной технической задачи достигается тем, что в другом варианте в топливном насосе для дизеля, содержащем корпус с размещенным в нем плунжером, втулку плунжера с впускным отверстием и нагнетательной полостью, штуцер насоса, в полости которого размещен нагнетательный клапан с выполненными в его корпусе входным отверстием со стороны нагнетательной полости, и каналом для прохода топлива, подпружиненный запирающий элемент, установленный в корпусе клапана с возможностью перекрытия канала для прохода топлива и имеющий на своем торце со стороны входного отверстия цилиндрический штифт в качестве дросселирующего элемента, а также полость между корпусом клапана и торцем запирающего элемента и канал, сообщающий полость штуцера насоса с топливопроводом, согласно изобретению входное отверстие в корпусе нагнетательного клапана со стороны торца запирающего элемента выполнено со ступенчатым участком.

На решение поставленной технической задачи направлено и то, что ступенчатый участок входного отверстия выполнен в виде цилиндрической поверхности большего диаметра, чем диаметр входного отверстия.

На решение поставленной технической задачи направлено также и то, что цилиндрическая поверхность выполнена с переходным ко входному отверстию коническим участком, меньший диаметр которого равен диаметру входного отверстия, а больший диаметр - диаметру цилиндрической поверхности.

Решение технической задачи достигается и тем, что ступенчатый участок входного отверстия выполнен в виде конической поверхности, меньший диаметр которой равен диаметру входного отверстия.

Решение поставленной технической задачи становится возможным благодаря различному геометрическому выполнению как цилиндрического штифта со стороны торца запирающего элемента клапана по первому варианту, так и конфигурации входного отверстия корпуса клапана по второму варианту. При этом работа насоса оптимизируется с точки зрения кинематики и динамики на этапах открытия и закрытия клапана. Условия работы плунжера насоса, зависящего от работы клапана, также улучшаются, а именно создаются условия для повышения активного хода плунжера и давления в насосе в заданном режиме его работы.

Изобретение поясняется чертежами, где на фиг.1 представлена конструкция ТНВД с нагнетательным клапаном в сборе; на фиг.2, 3 и 4 изображен узел I на фиг.1 для различных частных случаев конструктивного выполнения штифта по первому варианту; на фиг.5, 6 и 7 изображен узел I на фиг.1 для различных частных случаев конструктивного выполнения входного отверстия корпуса клапана по второму варианту.

На чертежах приняты следующие обозначения:

d _шт. - диаметр цилиндрического штифта;

d _ц - диаметр ступенчатой части штифта, выполненной в виде цилиндра;

d_ук и D_yк - меньший и больший диаметры, соответственно, переходного участка ступенчатой части штифта в виде усеченного конуса;

d_1ук и D_1yк - меньший и больший диаметры, соответственно, ступенчатой части штифта в виде усеченного конуса;

d_вх - диаметр входного отверстия корпуса клапана;

D_ц - диаметр ступенчатого участка входного отверстия корпуса клапана, выполненного в виде цилиндрической поверхности;

d_к и D_к - меньший и больший диаметры, соответственно, переходного конического участка входного отверстия;

d_к1 - меньший диаметр ступенчатого участка входного отверстия, выполненного в виде конической поверхности;

l_шт. - длина цилиндрического штифта.

Топливный насос для дизеля согласно первому варианту содержит корпус (не обозначен) с размещенным в нем плунжером 1 (см. фиг.1), втулку 2 плунжера 1 с впускным отверстием 3 и нагнетательной полостью 4, а также штуцер 5 насоса, в полости 6 которого размещен нагнетательный клапан 7 в сборе. В корпусе 8 последнего выполнены входное отверстие 9 со стороны нагнетательной полости 4 и имеется канал 10 для прохода топлива, выполненный в клапане 7, а также установлен подпружиненный с помощью пружины 11 запирающий элемент 12 клапана 7 с возможностью перекрытия канала 10 для прохода топлива. На торце 13 запирающего элемента 12 со стороны входного отверстия 9 корпуса 8 имеется цилиндрический штифт 14 в качестве элемента, дросселирующего поток топлива во входном отверстии 9 корпуса 8. При этом со стороны торца 13 запирающего элемента 12 образована полость 15. Полость 6 штуцера 5 насоса сообщена каналом 16 с топливопроводом (не показан). При этом цилиндрический штифт 14 запирающего элемента 12 выполнен длиной l_шт. и имеет на своем конце ступенчатую часть 17, соосную штифту 14 (см. фиг.2).

В частном случае ступенчатая часть 17 цилиндрического штифта 14 может быть выполнена в виде цилиндра 18 меньшего диаметра d_ц, чем диаметр d_шт. цилиндрического штифта 14 (см. фиг.2).

В другом частном случае цилиндр 18 выполнен с переходным к цилиндрическому штифту 14 участком в виде усеченного конуса 19, больший диаметр D_ук которого равен диаметру d _шт. цилиндрического штифта 14, а меньший диаметр d _ук - диаметру d_ц цилиндра 18 (см. фиг.3).

В третьем частном случае ступенчатая часть 17 цилиндрического штифта 14 может быть выполнена в виде усеченного конуса 20, больший диаметр D_1ук которого равен диаметру d_шт. цилиндрического штифта 14 (см. фиг.4).

Согласно второму варианту топливный насос для дизеля содержит корпус (не обозначен) с размещенным в нем плунжером 1 (см. фиг.1), втулку 2 плунжера 1 с впускным отверстием 3 и нагнетательной полостью 4, а также штуцер 5 насоса, в полости 6 которого размещен нагнетательный клапан 7 в сборе. В корпусе 8 последнего выполнены входное отверстие 9 со стороны нагнетательной полости 4 и канал 10 для прохода топлива, а также установлен подпружиненный с помощью пружины 11 запирающий элемент 12 с возможностью перекрытия прохода топлива из полостей клапана 7 в полость 6. На торце 13 запирающего элемента 12 со стороны входного отверстия 9 корпуса 8 имеется цилиндрический штифт 14 в качестве элемента, предназначенного для дросселирования потока топлива во входном отверстии 9. При этом со стороны торца 13 запирающего элемента 12 образована полость 15. Полость 6 штуцера 5 насоса сообщена каналом 16 с топливопроводом (не показан). При этом входное отверстие 9 (см. фиг.5) в корпусе 8 нагнетательного клапана 7 со стороны торца 13 запирающего элемента 12 клапана 7 выполнено со ступенчатым участком (не обозначен).

В первом частном случае ступенчатый участок входного отверстия 9 выполнен в виде цилиндрической поверхности 21 большего диаметра D_ц, чем диаметр d_вх входного отверстия 9.

В другом частном случае упомянутая цилиндрическая поверхность 21 выполнена с переходным ко входному отверстию 9 коническим участком 22, меньший диаметр d_к которого равен диаметру d_вх входного отверстия 9, а больший диаметр D_к - диаметру D_ц цилиндрической поверхности 21 (см. фиг.6).

В третьем частном случае ступенчатый участок входного отверстия 9 может быть выполнен в виде конической поверхности 23, меньший диаметр d_к которой равен диаметру d_вх входного отверстия 9 (см. фиг.7).

Топливный насос для дизеля по первому варианту работает следующим образом.

В исходном положении запирающий элемент 12 прижат пружиной 11 к седлу корпуса 8 нагнетательного клапана 7 (см. фиг.7). В результате нагнетания топлива плунжером 1 происходит увеличение давления в полостях 4 и 15 до момента перекрытия впускного отверстия 3 во втулке 2 плунжером 1. При достижении в полостях 4 и 15 давлений, обеспечивающих усилие, превышающее силу от предварительного нагружения запирающего элемента 12 пружиной 11 и от давления в полости 6, запирающий элемент 12 начинает перемещаться. При этом топливо по каналу 10 поступает в полость 6 штуцера 5. В результате перетекания топлива из нагнетательной полости 4 в полость 15 и наличия дросселирующего сечения между цилиндрическим штифтом 14, имеющим на своем конце соосную с ним ступенчатую часть 17, и входным отверстием 9 давление в полости 4 становится больше, чем в объеме полости 15. Это приводит к тому, что скорость и путь запирающего элемента 12 в период перекрытия впускных отверстий 3 втулки 2 плунжером 1 достигают меньших значений, чем в случае отсутствия цилиндрического штифта 14 со ступенчатой частью 17 на своем конце. В результате уменьшается выравнивание начальных условий в линии высокого давления при изменении параметра µ_pf_p. Известно, что при изменении эквивалентного проходного сечения распылителя µ_pf_p начальные условия в линии высокого давления существенно отличаются. Выравнивание начальных условий в линии высокого давления отрицательно сказывается на чувствительности системы к изменению эквивалентного проходного сечения распылителя µ_pf_p. Поэтому наличие цилиндрического штифта 14 со ступенчатой частью 17 со стороны торца 13 запирающего элемента 12 благоприятно сказывается на чувствительности топливной системы к изменению эквивалентного проходного сечения распылителя µ_pf_p. Кроме этого, дросселирующий эффект между цилиндрическим штифтом 14 и входным отверстием 9 обеспечивает уменьшение пути клапана в период перекрытия впускных отверстий 3 втулки 2 плунжером 1. Это существенно уменьшает предварительное повышение давления в системе до начала активного хода плунжера 1. Поэтому для обеспечения заданной цикловой подачи необходимо увеличение активного хода плунжера 1, что, как известно, всегда положительно влияет на стабильность топливоподачи и давления впрыскиваний. После перекрытия плунжером 1 впускного отверстия 3 втулки 2 давление в нагнетательной полости 4 резко увеличивается, запирающий элемент 12 увеличивает скорость и происходит интенсивное нагнетание топлива в полость 6 штуцера 5 и далее по выходному каналу 16 в топливопровод. При этом дросселирование между цилиндрическим штифтом 14, выполненным со ступенчатой частью 17, и входным отверстием 9 сохраняется даже после выхода штифта 14 из отверстия 9. Степень этого дросселирования, а следовательно, и баланс сил, действующих на запирающий элемент 12 и его перемещение, зависят как от режима работы системы, так и от конструктивных параметров запирающего элемента 12 и его штифта 14. Изменяя, в частности, длину штифта, его геометрию, выполняя его ступенчатую часть 17 различной конфигурации, можно добиться наиболее благоприятных (с позиции многорежимности) давлений впрыскиваний, кинематики и динамики запирающего элемента 12 и протекания характеристик топливоподачи.

Так, в таблице 1 даны расчетные исследования влияния длины штифта 1_шт на параметры впрыскиваний топливной аппаратуры дизеля D - 245.

Таблица 1
Рнмах, МПа	41,36	46,9	59,21	64,62
Рфмах, МПа	46,82	50,8	41,81	38,97
вп	11,04	10,92	11,48	11,62
1шт, мм	2,0	2,4	2,8	3,2

В этой таблице приведены значения следующих параметров:

Р_нмах - максимальное давление в насосе;

Р_фмах - максимальное давление в форсунке;

_вп - продолжительность подачи топлива в камеру сгорания дизеля.

Режим работы насоса: частота вращения вала n_к=1200_мин ^-1; цикловая подача q_ц=102 мм. Исследования проводились с применением метода и программы гидродинамического расчета рабочего процесса топливной аппаратуры, созданными авторами этой работы.

Из таблицы 1 следует, что при увеличении длины 1_шт. цилиндрического штифта 14 происходят значительные увеличения максимальных давлений в насосе. Так, при 1_шт. =2,0 мм максимальное давление в насосе Р_нмах=41,36 МПа, а при 1_шт.=3,2 мм - Р_нмах=64,62 МПа, т.е. в данном случае происходит увеличение значений Р_нмах приблизительно на 56%. При этом существуют значение 1_шт. (в рассматриваемом случае h_шт..=2,4 мм), когда наблюдается максимальное значение давления Р_фмах в форсунке и минимальное значение продолжительности подачи топлива в камеру сгорания _ВП.

При 2,0 1_шт.>2,8 мм значения Р_фмах уменьшаются и _ВП увеличиваются.

Полученный результат объясняется следующим. Ранее отмечалось, что при движении цилиндрического штифта 14 во входном отверстии 9 давление в нагнетательной полости 4 больше, чем в полости 15. Разность этих давлений зависит от величины зазора между штифтом 14 и отверстием 9 и от режима работы насоса. При этом с увеличением длины штифта 1_шт. увеличивается время движения его в отверстии 9. В результате происходит значительное увеличение давления в нагнетательной полости 4 и накопление энергии в этой полости, обусловленное сжимаемостью топлива и повышением давления. Часть этой энергии теряется при перетекании топлива из полости 4 в полость 15. Другая часть накопленной энергии при выходе штифта 14 длиной 1_шт. из отверстия 9 осуществляет повышение давления в полости 15, которое и обеспечивает увеличение интенсивности впрыскивания. Однако при значительной длине штифта 14 (в данном случае при 1_шт 2,8 мм) увеличиваются потери при перетекании топлива из полости 4 в полость 15 и затягивается процесс повышения давления в полости 15, что в конечном счете и приводит к уменьшению значений Р_фмах и увеличению значений _ВП. Таким образом, с позиции интенсивности впрыскивания для конкретной системы существует вполне определенное оптимальное значение 1_шт. При этом полученное значение длины W штифта далеко не наилучшее с позиции самокоррекции процесса топливоподачи и улучшения стабильности впрыскиваний.

Так, для рассматриваемой топливной аппаратуры в таблице 2 дана иллюстрация влияния длины 1_шт штифта 14 на активный ход плунжера, необходимый для обеспечения заданной цикловой подачи.

Расчеты проводились при частотах вращения вала насоса n=1200 мин^-1 и n=850 мин^-1 и условии, что цикловая подача топлива не менялась, т.е. q_ц=102 мм³ .

Таблица 2
haк, мм, n=850 мин	1,81	1,82	1,82	1,57
haк, мм, n=1200 мин	1,802	1,83	1,86	1,58
1шт., мм	2,0	2,8	3,2	0,0

Из таблицы 2 следует, что при значении 1_шт.=2,0 мм заданная цикловая подача при уменьшении частоты вращения вала с n=1200 мин ^-1 до n=850 мин^-1 обеспечивается с увеличением активного хода h_aк плунжера со значения h_aк =1,802 мм до значения h_aк=1,81 мм. То есть можно говорить об отрицательной самокоррекции системы. При увеличении длины 1_шт. цилиндрического штифта самокоррекция системы увеличивается. Так, при 1_шт.=3,2 мм заданная цикловая подача при уменьшении частоты вращения вала насоса с n=1200 мин ^-1 до n=850 мин^-1 достигается с уменьшением активного хода плунжера со значения h_шт.=1,86 мм до значения b_ак=1,82 мм.

Полученные в таблице результаты хорошо согласуются с опытными данными, приведенными в работе [2], в которой показано, что увеличение длины 1 _шт. штифта существенно увеличивает самокоррекцию процесса топливоподачи. Так, с изменением частоты вращения вала насоса с n=1100 мин.^-1 до n=600 мин.^-1 при увеличении длины штифта с l_шт.=2,0 мм до l_шт.=3,45 мм наблюдается увеличение цикловой подачи на 13,2% [2]. В приведенных результатах активный ход плунжера не менялся и обеспечивал номинальную мощность при n=1100 мин.^-1

В таблице 2 приведены также расчетные значения h_ак для исходной системы, не имеющей штифта (l_шт.=0). Из этих результатов видно, что для опытной комплектации системы при всех значениях l_шт. активный ход h_ак плунжера 1 больше, чем у исходной (l_шт.=0). Так, при n=850 мин.^-1 и l_шт.=2,0 мм разница в значениях h_ак достигает 15,28% в пользу опытной комплектации. Это и обеспечивает более высокую стабильность топливоподачи.

Поэтому комплексное решение задач высокой энергии впрыскивания, хорошей самокоррекцией системы и стабильностью топливоподачи может быть обеспечено как выполнением цилиндрического штифта 14 оптимальной длины, так и его рациональной формой, предусматривающей выполнение ступенчатой части 17 на его конце.

Из анализа, в частности, приведенных результатов следует, что при движении цилиндрического штифта 14 во входном отверстии 9 должно быть по меньшей мере два периода. При этом первый период движения запирающего элемента 12 клапана 7 целесообразно начинать при минимальных значениях зазора между цилиндрическим штифтом 14 и входным отверстием 9, что обеспечивает значимое увеличение давлений Р_нмах в нагнетательной полости 4 и, в конечном счете, форсирование впрыскивания.

Второй период движения запирающего элемента 12 клапана 7 должен предусматривать значительное уменьшение диаметра штифта 14, что уменьшает давление в нагнетательной полости 4, потери в зазоре между штифтом 14 и входным отверстием 9 и увеличивает самокоррекцию и стабильность топливной аппаратуры.

Такой процесс может быть обеспечен цилиндрическим штифтом 14, имеющим две цилиндрические части (см. фиг.2), то есть когда штифт 14 выполнен со ступенчатой частью 17 в виде цилиндра 18.

Однако современный дизель - многорежимная энергетическая установка и в этих условиях величина максимального подъема клапана существенно зависит от режима работы дизеля. Поэтому фиксированный переход от цилиндрического штифта 14 большего диаметра d_шт. к цилиндру 18 меньшего диаметра d_ц обеспечивает оптимальные характеристики топливоподачи в довольно узком диапазоне режимов системы.

Этот недостаток может быть устранен формой штифта, предусматривающей ступенчатую часть 17 с плавным переходом от большего диаметра штифта d_шт. к меньшему (см. фиг.3). При этом конфигурация переходного участка в виде усеченного конуса 19 с диаметрами d_yк и D_yк определяется в процессе доводки топливной аппаратуры.

В пределе конфигурация ступенчатой части 17 цилиндрического штифта 14 может быть выполнена в виде усеченного конуса 20 с диаметрами d _1yк и D_1yк (см. фиг.4).

После окончания активного хода плунжера 1 происходит разгрузка линии высокого давления, и запирающий элемент 12 клапана 7 начинает перемещение к седлу корпуса 8. Когда цилиндрический штифт 14 входит во входное отверстие 9 вследствие дросселирования потока топлива в образованной щели давление в полости 15 становится больше, чем в нагнетательной полости 4. Это создает условия для плавной и мягкой посадки запирающего элемента 12 на седло корпуса 8 клапана 7, гашения волн давлений в топливопроводе и создания остаточного давления в линии нагнетания без опасности появления дополнительных впрыскиваний. Последнее обстоятельство немаловажно как с позиции стабилизации топливоподачи, так и доводки рабочих процессов дизеля.

Таким образом, исследования МАДИ показывают, что эффективная работа ТНВД зависит от геометрических характеристик цилиндрического штифта 14 клапана 7 и входного отверстия 9. Уменьшение эквивалентного проходного сечения µf _Dк клапана, в формировании которого участвует конфигурация как цилиндрического штифта 14, так и входного отверстия 9, способствует уменьшению чувствительности системы к изменению эквивалентного проходного сечения распылителя µ_рf_р . Однако уменьшение значения µf_Dк клапана 7 приводит к увеличению давления Р_н в нагнетательной полости 4. При больших значениях µf_Dк наблюдается обратное, то есть уменьшается значение давления Р_н и увеличивается чувствительность системы к изменению значений параметра µ _рf_р.

Значимое влияние на топливоподачу оказывает и длина 1_шт. штифта 14. При увеличении 1_шт.наблюдается увеличение самокоррекции системы и улучшение стабильности топливоподачи. Однако увеличение 1 шт.приводит к существенным увеличениям максимальных значений Р_н. Поэтому для каждой модели дизеля существуют свои оптимальные значения µf_Dк и 1_шт., обеспечивающие как высокую стабильность топливоподачи, так и надежность привода плунжера.

Работа устройства в соответствии со вторым вариантом исполнения происходит аналогично описанному в первом варианте. При этом геометрия цилиндрического штифта 14 остается изначально заданной, т.е. не имеет ступенчатой части 17, а необходимое качество работы топливного насоса, а также характеристики топливоподачи обеспечиваются варьированием конфигурации взаимодействующего с цилиндрическим штифтом 14 входного отверстия 9 за счет выполнения последнего со ступенчатым участком.

Как уже отмечалось ранее, в работе клапана 7 можно выделить два периода. Первый - это подъем запирающего элемента 12 клапана 7 во время нагнетания топлива плунжером 1. Второй - посадка запирающего элемента 12 на седло корпуса 8. В свою очередь, период посадки элемента 12 включает два этапа. Первый - с момента начала движения до момента входа цилиндрического штифта 14 во входное отверстие 9. Второй - с момента входа цилиндрического штифта 14 во входное отверстие 9 до момента посадки запирающего элемента 12 на седло корпуса 8.

Анализ рабочего процесса насоса и дизеля в целом показывает, что с позиции эффективности рабочего цикла, требования к значениям µf_Dк в периоды подъема и посадки запирающего элемента 12 различные. В частности, для обеспечения эффективной разгрузки линии высокого давления и высокой топливной экономичности дизеля, во время первого этапа второго периода движение запирающего элемента 12, то есть его движения к седлу корпуса 8, необходимы более высокие значения µf _Dк, которые может обеспечивать входное отверстие 9, выполненное в форме цилиндра.

Известно, что µf_Dк входного отверстия 9 значимо зависит от геометрической формы его входного участка.

Так, если входное отверстие 9 будет иметь ступенчатый участок, выполненный в виде цилиндрической поверхности 21 большего диаметра D_ц, чем d_вх отверстия 9 (см. фиг.5), то значение µf_Dк в этом случае (во время первого этапа второго периода движения запирающего элемента 12) превысит значение µf_Dк отверстия 9 без ступенчатого участка.

В другом частном случае, когда описанная выше цилиндрическая поверхность 21 выполнена с переходным к входному отверстию 9 коническим участком 22 (см. фиг.6), меньший диаметр d_к которого равен диаметру d_вх отверстия 9, а больший диаметр D _к равен диаметру D_ц цилиндрической поверхности 21, значение µf_Dк значимо увеличивается в сравнении с первым случаем, что обеспечит оптимизацию процесса разгрузки линии высокого давления.

В случае, когда ступенчатый участок входного отверстия 9 выполнен в виде конической поверхности 23, меньший диаметр d_к1 которой равен диаметру d _вх отверстия 9 (см. фиг.7), будут наблюдаться еще большие значения µf_Dк, чем в рассмотренных двух частных случаях.

Таким образом, изобретение позволяет повысить стабильность топливоподачи, давлений впрыскиваний и надежности системы в условиях многорежимности дизеля за счет совершенствования объемно-энергетического баланса в насосе и повышения активного хода плунжера в заданном режиме работы насоса.

Источники информации

1. Марков В.А., Девянин С.И., Мальчук В.И. «Впрыскивание и распыливание топлив в дизелях». -М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2007 г., с.18.

2. Мальчук В.И. «Топливоподача и зональное смесеобразование в дизелях». -М.: Изд-во МАДИ, 2009 г., с.с.35; 36.

3. АС СССР № 17110813, МКИ F02M 59/46, опубл. 1992 г. (прототип).