ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ РЕГУЛЯТОР ДИЗЕЛЯ С ТУРБОНАДДУВОМ Российский патент 1994 года по МПК F02D1/00 F02D23/00 

Изобретение относится к устройствам регулирования частоты вращения и угла опережения впрыскивания топлива дизелей и может быть использовано в дизелях автотракторного типа.

Известен центробежный регулятор (муфта) опережения впрыскивания топлива дизеля, содержащий центробежные грузы, взаимодействующие со шлицевой втулкой с внутренними прямыми и косыми шлицами, соединяющей валик привода топливного насоса с кулачковым валиком топливного насоса. При изменении положения шлицевой втулки изменяется угловое положение кулачкового валика топливного насоса относительно валика привода и, следовательно, угол опережения впрыскивания топлива (Лышевский А. С. , Мыльнев В. Ф. и Брагинец В. А. Развитие конструкций автоматических муфт и устройств опережения впрыска автотракторных дизелей. М. : ЦНИИТЭИтракторосельхозмаш, 1975, с. 50, 27, рис. 11).

Недостатком этого регулятора (муфты) являются его невысокие функциональные возможности, так как регулятор не обеспечивает регулирования частоты вращения коленчатого вала дизеля.

Наиболее близким по технической сути и достигаемому результату к предлагаемому является центробежный регулятор дизеля с турбонаддувом, содержащий корпус, размещенный в нем центробежный чувствительный элемент с крестовиной и грузами, взаимодействующими со шлицевой втулкой с внутренними и косыми шлицами, соединяющей хвостовики кулачкового валика и валика привода топливного насоса и через муфту главный рычаг и тягу с рейкой топливного насоса, и корректор топливоподачи, воздействующий на рейку топливного насоса (Крутов В. И. и др. Центробежный регулятор дизеля).

Недостатком этого регулятора является невысокая точность регулирования, так как регулятор не обеспечивает корректирования угла опережения впрыскивания топлива в зависимости от нагрузки.

Целью изобретения является повышение точности регулирования путем введения корректирования угла опережения впрыскивания топлива в зависимости от нагрузки.

Указанная цель достигается тем, что в центробежном регуляторе дизеля, содержащем корпус, размещенные в нем центробежный чувствительный элемент с крестовиной и грузами, взаимодействующими со шлицевой втулкой с внутренними прямыми и косыми шлицами, соединяющей хвостовики кулачкового валика и валика привода топливного насоса и через муфту главный рычаг и тягу с рейкой топливного насоса, и корректор топливоподачи, воздействующий на рейку, рейка топливного насоса соединена через главный рычаг со шлицевой втулкой посредством крестовины, которая установлена на хвостовике кулачкового валика с возможностью продольного перемещения, рейка соединена посредством дополнительной упругой связи с главным рычагом и корректором топливоподачи, выполненным в виде пневматического корректора по величине наддува.

Так как предлагаемый регулятор по сравнению с прототипом имеет новые признаки, заключающиеся в том, что рейка топливного насоса соединена через главный рычаг со шлицевой втулкой посредством крестовины, которая установлена на хвостовике кулачкового валика с возможностью продольного перемещения и посредством дополнительной упругой связи связана с главным рычагом и корректором топливоподачи, выполненным в виде пневматического корректора по величине наддува, можно сделать вывод о соответствии его критерию "новизна".

Авторам не известны устройства (регуляторы), содержащие признаки, сходные с отличительными признаками предложенного регулятора и решающие ту же задачу. В связи с изложенным предложенный регулятор соответствует критерию "существенные отличия".

На фиг. 1 дана принципиальная схема предлагаемого регулятора; на фиг. 2 - статические характеристики регулятора при различных положениях рычага управления.

Центробежный регулятор дизеля с турбонаддувом содержит размещенный в корпусе 1 центробежный чувствительный элемент 2, включающий установленную на хвостовике кулачкового валика 3 топливного насоса 4 крестовину 5 с размещенными в ее пазах шаровыми грузами 6. Крестовина 5 выполнена с возможностью осевого перемещения по хвостовику вдоль шпоночного паза 7. Шаровые грузы 6 с одной стороны опираются на диск 8, а с другой стороны - на тарелку 9. Диск 8 жестко связан со шлицевой втулкой 10 с внутренними прямыми 11 и косыми 12 шлицами, находящимися в зацеплении соответственно с прямыми шлицами 13, выполненными на хвостовике кулачкового валика 3, и с косыми шлицами 14, выполненными на хвостовике валика привода 15 топливного насоса 4. Шлицевая втулка 10 подпружинена пружиной 16, опирающейся на регулировочную гайку 17, размещенную на хвостовике валика привода 15. Тарелка 9 через подшипник 18 взаимодействует с муфтой 19, шарнирно связанной с главным рычагом 20. Последний имеет ось 21 качания, упор 22 максимальной подачи топлива и через всережимную пружину 23 связан с рычагом управления 24, перемещение которого ограничено упором 25 минимальной частоты вращения и упором 26, максимальной (номинальной) частоты вращения. Верхняя ось 27 главного рычага 20 через тягу 28 и упругую связь 29 связана с рейкой 30 топливного насоса. Упругая связь 29 выполнена в виде шарнирно соединенной с тягой 28 гильзы 31, подпружиненной пружиной 32 и размещенной в пазу 33 хвостовика 34 рейки 30. На хвостовике 34 размещена упорная планка 35, на которую опирается шток 36 пневматического корректора 37. Шток 36 связан с жестким центром 38 мембраны 39, подпружиненным пружиной 40. Жесткий центр 38 опирается на упор 41, расположенный в полости 42 пневматического корректора.

Регулятор работает следующим образом. Требуемый скоростной режим работы дизеля задается путем изменения положения рычага управления 24. При положении рычага управления на упоре 25 (α_упр= α_упрMIN) затяжка (деформация) всережимной пружины 23 минимальна и при частоте вращения n = n_MIN равна центробежной силе грузов 6, а главный рычаг 20 находится на упоре 22 максимальной подачи топлива. Однако из-за наличия упругой связи 29 между главным рычагом 20 и рейкой 30, последняя находится не в положении максимальной подачи топлива, соответствующем точке а (фиг. 2), а в положении частичной подачи топлива, соответствующем точке b. Обеспечивается это следующим образом. На режиме n_MIN из-за малого расхода отработавших газов через турбокомпрессор давление наддува р_к мало, сила деформации пружины 40 больше силы, действующей на мембрану 39 пневматического корректора 37 от давления газов в полости 42, жесткий центр 38 опирается на упор 41, а шток 36 пневмокорректора находится в крайнем правом положении. Это приводит к тому, что шток 36 через упорную планку 35 перемещает рейку на величину вправо на уменьшение подачи топлива из крайнего левого положения, деформируя пружину 32.

Увеличение частоты вращения свыше n_MIN приводит к увеличению центробежной силы грузов 6, расхождению их на больший радиус, перемещению муфты 19 вправо и повороту главного рычага 20 вокруг оси 21 по часовой стрелке. При этом тяга 28 и гильза 31 перемещаются вправо, выбирая зазор Δh_k, а рейка 30 остается неподвижной. В точке с (фиг. 2) при частоте вращения n_c зазор становится равным Δh_k = 0 (фиг. 1) и при дальнейшем увеличении частоты вращения начинается перемещение h_о рейки 30 на уменьшение подачи топлива. При этом формируется регуляторная характеристика С-d (фиг. 2). Причем точка соответствует режиму минимальной частоты вращения холостого хода.

Как показывают многочисленные исследования, для получения благоприятных характеристик дизеля при изменении режима работы дизеля, необходимо изменять не только величину цикловой подачи топлива, определяемую положением рейки топливного насоса, но и момент впрыскивания топлива (угол опережения впрыскивания топлива). При уменьшении частоты вращения уменьшаются давление и температура наддувочного воздуха, что приводит к увеличению периода задержки воспламенения топлива и максимального давления сгорания, жесткому сгоранию топлива и ухудшению экономичности. Поэтому с уменьшением частоты вращения угол опережения впрыскивания топлива необходимо уменьшить. При уменьшении подачи топлива (нагрузки) уменьшаются давление и температура наддувочного воздуха, что приводит к увеличению периода задержки воспламенения и жесткости сгорания. Снижения жесткости сгорания можно достичь путем уменьшения угла опережения впрыскивания топлива по мере снижения нагрузки. При этом экономичность дизеля практически не ухудшается (Бурячко В. Р. О работе автомобильного изеля на частичных нагрузках. - Автомобильная промышленность, 1962, N 7, с. 5-7).

Уменьшение угла опережения впрыскивания топлива по мере снижения подачи топлива на режиме n_MIN достигается следующим образом. Как отмечено, увеличение частоты вращения свыше n_MIN приводит к расхождению грузов 6 на больший радиус, перемещению муфты 19 и рейки 30 вправо и уменьшению подачи топлива. При этом за счет силы деформированной пружины 16 происходит перемещение - h_ВТ крестовины 5 и диска 8 со шлицевой втулкой 10 вправо. За счет зацепления прямых шлицев 11 втулки с прямыми шлицами 13 хвостовика валика привода 15 и косых шлицев 12 втулки с косыми шлицами 14 хвостовика кулачкового валика 3 при движении шлицевой втулки 10 происходит взаимный разворот кулачкового валика относительно валика привода изменение угла опережения впрыскивания топлива. Прямые и косые шлицы выполнены так, что при движении втулки 10 вправо, вызванном уменьшением нагрузки, угол опережения впрыскивания топлива уменьшается. При этом формируется характеристика а' -d' (фиг. 2).

При положении рычага управления 24 на упоре 26 ( α_упр= α_упрМАХ ) затяжка всережимной пружины 23 максимальна. В этом случае при работе на режиме n_MIN (точка b, фиг. 2) и уменьшении момента сопротивления на коленчатом валу двигателя происходит увеличение частоты вращения коленчатого вала дизеля, расхода отработавших газов через турбокомпресор и давления наддува р_k. В точке с при n = n_c сила от давления наддувочного воздуха в полости 42 пневмокорректора, действующая на мембрану 39, равна силе предварительной деформации пружины 40, и жесткий центр 39 находится на упоре 41. Дальнейшее увеличение частоты вращения и, следовательно, давления наддува приводит к перемещению штока 36 пневмокорректора влево, что влечет за собой перемещение рейки 30 влево на увеличение подачи топлива за счет усилия деформированной пружины 32. При этом формируется антикорректорный участок с-е (фиг. 2) внешней характеристики. Уменьшение подачи топлива на режимах n < n_мкрМАХ позволяет повысить экономичность и снизить дымность отработавших газов, так как на этих режимах коэффициент избытка воздуха снижается.

В точке е зазор Δ h_k (фиг. 1) становится равным нулю и при дальнейшем увеличении частоты вращения и давления наддува рейка 30 остается неподвижной. При этом формируется участок е-f (фиг. 2) внешней характеристики.

В точке f при частоте вращения n_ном центробежная сила грузов 6 (фиг. 1) становится равной силе предварительной затяжки всережимной пружины 23. Увеличение частоты вращения свыше n_ном приводит к увеличению центробежной силы грузов 6, расхождению грузов на больший радиус, перемещению муфты 19 вправо, повороту главного рычага 20 вокруг оси 21 по часовой стрелке и перемещению рейки 30 на уменьшение подачи топлива. При этом формируется предельная регуляторная характеристика f-g (фиг. 2). Причем точка g соответствует режиму максимальной частоты вращения холостого хода.

Корректирование угла опережения впрыскивания топлива при положении рычага управления 24 на упоре 26 ( α_упр= α_упрМАХ) и изменении режима работы дизеля достигается следующим образом. При работе на режиме n_MIN (точка b' , фиг. 2) и уменьшении момента сопротивления на коленчатом валу двигателя происходит увеличение частоты вращения коленчатого вала дизеля. При этом центробежная сила грузов 6 (фиг. 1) становится больше силы предварительной затяжки пружины 16, что приводит к расхождению грузов 6, на больший радиус, перемещению диска 8 со шлицевой втулкой 10 влево, взаимному развороту кулачкового валика 3 относительно валика привода 15 и изменению угла опережения впрыскивания топлива. Увеличение частоты вращения приводит к увеличению угла опережения впрыскивания топлива. При этом формируется характеристика b' - f' (фиг. 2).

Как отмечалось выше, в точке f' при частоте вращения n_ном центробежная сила грузов 6 (фиг. 1) становится равной силе предварительной затяжки всережимной пружины 23. Увеличение частоты вращения свыше n_ном приводит к увеличению центробежной силы грузов 6, перемещению муфты 19 вправо и перемещению рейки 30 на уменьшение подачи топлива. Одновременно за счет силы деформированной пружины 16 происходит перемещение крестовины 5 и диска 8 со шлицевой втулкой 10 вправо. Это приводит к взаимному развороту кулачкового валика 3 относительно валика привода 15 и к изменению угла опережения впрыскивания топлива. Уменьшение подачи топлива (нагрузки) по регуляторной характеристике f-g (фиг. 2) приводит к уменьшению угла опережения впрыскивания топлива. При этом формируется характеристика f '-g' . Таким образом, в заявляемом регуляторе обеспечивается уменьшение угла опережения впрыскивания топлива при уменьшении нагрузки на дизель.

Использование заявляемого регулятора по сравнению с прототипом повышает точность регулирования путем введения корректирования угла опережения впрыскивания топлива в зависимости от нагрузки. Это влечет за собой снижение жесткости сгорания при работе дизеля на режимах с частичной нагрузкой и увеличивает ресурс работы дизеля на 3-5% .

(56) Авторское свидетельство СССР N 1657700, кл. F 02 D 1/00, 1985.

Изобретение относится к устройствам регулирования частоты вращения и угла опережения впрыскивания топлива дизелей. Регулятор содержит центробежный элемент с крестовиной и шаровыми грузами. Крестовина выполнена с возможностью осевого перемещения по хвостовику кулачкового вала. Шаровые грузы с одной стороны опираются на диск, а с другой стороны - на коническую тарелку. Диск жестко связан с подпружиненной пружиной шлицевой втулкой с внутренними прямыми косыми шлицами, находящимися в зацеплении соответственно с прямыми шлицами, выполненными в хвостовике вала, и с косыми шлицами, выполненными на хвостовике вала привода топливного насоса. Тарелка взаимодействует с муфтой, шарнирно связанной с главным рычагом, верхняя часть которого через тягу и упругий элемент соединена с рейкой топливного насоса. Главный рычаг через всережимную пружину связан с рычагом управления. На рейку воздействует шток пневматического чувствительного элемента. При снижении подачи топлива (нагрузки) по регуляторной характеристике рейка и муфта перемещаются вправо, что приводит к перемещению в том же направлении крестовины, диска и шлицевой втулки за счет усилия деформированной пружины. Перемещение шлицевой втулки приводит к взаимному развороту кулачкового вала относительно вала привода и изменению угла опережения впрыскивания топлива. Причем с уменьшением нагрузки угол опережения уменьшается. 2 ил.

ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ РЕГУЛЯТОР ДИЗЕЛЯ С ТУРБОНАДДУВОМ, содержащий корпус, центробежный чувствительный элемент с крестовиной и грузами, вал привода топливного насоса со шлицами, кулачковый вал топливного насоса со шлицами, установленный соосно с валом привода, подпружиненная шлицевая втулка с прямыми и косыми шлицами, установленная на соответствующих шлицах вала привода и кулачкового вала с возможностью перемещения вдоль оси последних, муфту, установленную на кулачковом валу с возможностью перемещения вдоль оси последнего, главный рычаг с тягой, шарнирно связанный с муфтой и рейкой топливного насоса, рычаг управления, кинематически связанный с главным рычагом, корректор топливоподачи, кинематически связанный с главным рычагом, причем грузы чувствительного элемента установлены с возможностью взаимодействия с шлицевой втулкой и муфтой, отличающийся тем, что, с целью повышения точности регулирования, регулятор снабжен упругим элементом, установленным между тягой главного рычага и рейкой топливного насоса, корректор топливоподачи выполнен в виде пневматического чувствительного элемента с подпружиненной мембраной и штоком, взаимодействующим с рейкой топливного насоса, центробежный чувствительный элемент выполнен в виде крестовины с прорезями и шаровыми грузами и конической тарелки, установленной на кулачковом валу с возможностью взаимодействия с шаровыми грузами и муфтой, шлицевая втулка выполнена с диском с плоской торцевой поверхностью, взаимодействующей с шаровыми грузами, причем крестовина установлена между шлицевой втулкой и конической тарелкой, а мембрана пневматического чувствительного элемента образует полость, сообщенную с выходным патрубком турбокомпрессора.