Топливный насос высокого давления Советский патент 1992 года по МПК F02M59/00 

Изобретение относится к топливным насосам высокого давления и может быть использовано в области двигателестроения.

Известна система топливоподачи быстроходного транспортного дизеля, со- держащая плунжер с косой кромкой и размещенную на плунжере поворотную втулку с зубчатым венцом, находящимся в зацеплении с дозирующей рейкой.

В этой системе топливоподачи регули- рование количества подаваемого топлива обеспечиваемся регулированием окончания подачи топлива при помощи косой кромки плунжера.

Недостатком такой системы топливопо- дачи является сравнительно невысокая точность регулирования, так как плунжер с размещенной на нем втулкой не обеспечивают регулирования начала подачи топлива.

Наиболее близким техническим реше- нием к предлагаемому топливному насосу является топливный насос высокого давления дизеля, содержащий топливоподающий плунжер с двумя рабочими кромками, две втулки регулирования подачи топлива, две регулирующие рейки, кинематически связанные с втулками. Втулки регулирования начала подачи топлива выполнены с наполнительным окном, а втулка регулирования окончания подачи топлива - с отсечным ок- ном.

Первая рабочая кромка выполнена с возможностью перекрытия наполнительного окна втулки регулирования начала подачи топлива, а вторая - с возможностью перекрытия отсечного окна втулки окончания подачи топлива.

Втулки взаимодействуют друг с другом своими торцами.

Недостатком описанного топливного насоса является то, что втулка регулирования начала подачи топлива кинематически связана с плунжером и при повороте этой втулки происходит одновременный поворот плунжера. Это приводит к повышенному трению в кинематической паре плунжер - втулка регулирования начала подачи топлива и повышенному износу в этой кинематической паре, что снижает точность регулирования топливоподачи и требует бо- лее-мощного управляющего привода.

Целью изобретения является повышение точности регулирования топливоподачи.

Указанная цель достигается тем, .что на топливном насосе высокого давления установлены втулки регулирования начала подачи топлива и втулки регулирования окончания подачи топлива с взаимодействующими торцами, выполненными в виде винтовых поверхностей, а кромка регулирования окончания подачи топлива выполнена прямой.

На фиг. 1-3 представлены схемы предлагаемой системы топливоподачи при различных положениях втулки регулирования подачи топлива и дозирующей втулки; на фиг.4 - принципиальная схема регулятора, управляющего втулкой регулирования начала подачи топлива и дозирующей втулкой, для предлагаемой системы топливоподачи; на фиг.5-7-статические характеристики регулятора при различных положениях рычага управления; на фиг.8-10 - кинематические диаграммы изменения положения плунжера по углу поворота кулачкового вала.

Система топливоподачи транспортного дизеля (фиг. 1-3) содержит топливоподающий плунжер 1, механизм изменения количества подаваемого топлива 2 и механизм изменения начала подачи топлива 3. Топливоподающий плунжер 1 подпружинен пружиной 4 к кулачку 5 кулачкового валика 6 топливного насоса и имеет полость 7 с косой кромкой 8 для регулирования начала подачи топлива и полость 9 с прямой кромкой 10 для регулирования окончания подачи топлива. Полости 7 и 9 связаны сверлением 11с надплунжерной полостью 12, с установленным в ней нагнетательным клапаном 13. Механизм изменения количества подаваемого топлива 2 включает втулку Урегулирования окончания подачи топлива, установленную на плунжере 1.

Торец 15 втулки 14 выполнен в виде винтовой поверхности. Втулка 14 имеет отсечное отверстие 16 и зубчатый венец 17, находящийся в зацеплении с дозирующей рейкой 18, Дбзирующая рейка 18 через тягу 19 (фиг.4) соединена с основным рычагом 20, имеющим ось качания 21 и упор 22. Рычаг 20 через пружину 23 с регулировочным винтом 24, вспомогательный рычаг 25 и муфту 26 связан с центробежными грузами 27 и через всережимную пружину 28 связан с рычагом управления 29. Центробежные грузы 27 установлены на траверсе 30, размещенной на хвостовике 31 кулачкового валика 6.

Перемещение рычага управления 29 ограничено упором 32 минимальной частоты вращения и упором 33 максимальной (номинальной) частоты вращения.

Механизм изменения начала подачи топлива 3 (фиг, 1-3) имеет втулку 34 регулирования начала подачи топлива, установленную на плунжере 1 и подпружиненную торцом 35 к торцу 15 дозирующей втулки 14 посредством пружины 36. Причем торец 35 также выполнен в виде винтовой поверхности. Втулка 34 имеет наполнительное отверстие 37 и зубчатый венец 38, находящийся в зацеплении с зубчатой рейкой 39 управления втулкой 34 регулирования начала подачи топлива.

Зубчатая рейка 39 через тягу 40 (фиг,4) соединена с вспомогательным рычагом 25, имеющим ось качания 21 и связанным через муфту 26 с центробежными грузами 27.

Система топливоподачи (фиг. 1-3) рабо- тает следующим образом.

Подача топлива в цилиндры двигателя осуществляется при движении плунжера 1 вверх под действием набегающего кулачка 5 кулачкового валика 6 топливного насоса. Начало подачи топлива соответствует моменту полного перекрытия наполнительного отверстия 37 косой кромкой 8 плунжера (именно такое положение плунжера изображено на фиг.1).

Конец подачи топлива соответствует моменту начала открытия отсечного отверстия 16 прямой кромкой 10 плунжера. Ход плунжера между этими двумя положениями является активным ходом плунжера. Заяв- ляемая система топливоподачи позволяет изменять в случае необходимости начало подачи топлива (угол опережения впрыскивания топлива) и количество подаваемого топлива (путем изменения момента оконча- ния подачи топлива).

Изменение угла опережения вспрыскивания топлива 0 осуществляется следующим образом. Для обеспечения более раннего впрыскивания топлива (увеличения угла опережения впрыскивания) необходимо переместить зубчатую рейку 39 (фиг.1) вправо (на величину + hp ). При этом происходит поворот втулки 34 регулирования начала подачи топлива относительно плун- жера 1. В результате наполнительное отверстие 37 поворачивается относительно косой кромки 8 и начало подачи топлива происходит раньше (на величину A hiH, фиг.2).

Одновременно, при повороте втулки 34 регулирования начала подачи топлива относительно плунжера 1 происходит перемещение дозирующей втулки 14 вниз за счет винтовых поверхностей 15 и 35. При этом отсечное отверстие 16 смещается вниз, ближе к прямой кромке 10. В результате окончание подачи топлива также происходит раньше (на величину Ahi°, фиг.2). Вследствие одинакового наклона косой кромки 8 и винтовых поверхностей 15 и 35 обеспечивается равенство величин A hi и Ahi° и, следовательно, постоянство активного хода плунжера (количество подаваемого топлива) при изменении начала подачи топлива.

Изменение количества подаваемого топлива дц в заявляемой системе осуществляется следующим образом.

Для обеспечения уменьшения количества подаваемого топлива необходимо переместить дозирующую рейку 18 вправо (на величину-hp). При этом происходит поворот дозирующей втулки 14 относительно плунжера 1, и одновременно - перемещение втулки 14 вниз за счет винтовых поверхностей 15 и 35.

В результате отсечное отверстие 16 смещается вниз, ближе к прямой кромке 1 и окончание подачи топлива происходит раньше (на величину А П2°, фиг.З). Вследствие более раннего окончания подачи топлива обеспечивается уменьшение активного хода плунжера (количества подаваемого топлива) при неизменном начале подачи топлива.

Таким образом, заявляемая система топливоподачи позволяет изменять количество подаваемого топлива и начало подачи топлива путем изменения положения реек 18 им 39. Изменение положения реек 18 и 39 обеспечивается регулятором, принципиальная схема которого представлена на фиг.2.

Регулятор (фиг.4) работает следующим образом,

Требуемый скоростной режим работы дизеля задается путем изменения положения рычага управления 29. При положении рычага управления 29 на упоре 32 (аупр «упр min) затяжка (деформация) все- режимной пружины 28 минимальная и при частоте вращения равна центробежной силе грузов 27/ фиг.5).

Увеличение частоты вращения свыше rimin приводит к увеличению центробежной силы грузов 27, расхождению их на больший радиус, перемещению муфты 26 вправо, повороту вспомогательного рычага 25 и основного рычага 20 по часовой стрелке относительно оси 21 и к перемещению дозирующей рейки 18 вправо на уменьшение подачи топлива (на величину -hp). При этом реализуется регуляторная характеристика a-d (фиг.5). Причем точка d соответствует режиму минимальной частоты вращения холостого хода. Перемещение дозирующей рейки 18 вправо приводит, как описано выше, к уменьшению подачи топлива. При по: ложении рычага управления 29 (фиг.4) на упоре 33 (а Упр %пр max) затяжка всере- жимной пружины 29 максимальна и при

частоте вращения п Пном равна центробежной силе грузов 27 (точка Ь, фиг.5).

Увеличение частоты вращения свыше Пном приводит к увеличению центробежной силы грузов 27, расхождению их на больший радиус, перемещению муфты 26 вправо, повороту вспомогательного рычага 25 и основного рычага 20 по часовой стрелке относительно оси 21 и к перемещению дозирующей рейки 18 вправо на уменьшение подачи топлива (на величину -hp).

При этом реализуется предельная ре- гуляторная характеристика b-с (фиг, 5). Причем точка с соответствует режиму максимальной частоты вращения холостого хода.

Перемещение дозирующей рейки 18 вправо приводит, как описано выше, к уменьшению подачи топлива.

При положении рычага управления 29 (фиг.4) на упоре 33 («упр «упр max) и частоте вращения п Пном затяжка всере- жимной пружины 28 больше центробежной силы грузов 27, дозирующая рейка 18 топливного насоса неподвижна (Ьртах const) и реализуется внешняя характеристика а-b (фиг.5).

Одним из основных параметров системы топливоподачи дизеля, наряду с количеством подаваемого в цилиндры двигателя топливом, является момент подачи топлива, который также целесообразно регулировать. Регулирование угла опережения впрыскивания в зависимости от частоты вращения, как правило, применяется в транспортных дизелях с номинальной частотой вращения, превышающей 2000 .

Для повышения топливной экономичности при увеличении частоты вращения коленчатого вала дизеля угол опережения впрыскивания топлива необходимо увеличивать,

В регуляторе (фиг.4) это обеспечивается следующим образом. В точке а (фиг.б) на режиме затяжка пружины 23 (фиг.4) равна центробежной силе грузов 7, При положении рычага управления 29 на упоре 33 (а упр «улр max) увеличение частоты вращения CBbiint rimin приводит к увеличению центробежной силы силы грузов 27, расхождению их на больший радиус, деформации пружины 23, перемещению муфты 26 вправо, повороту вспомогательного рычага 25 по часовой стрелке относительно оси 21 (при неподвижном основном рычаге 20) и к перемещению рейки 39 вправо на увеличение угла опережения впрыскивания (на величину + Ид). При этом реализуется характеристика а-Ь(фиг.б).

Причем точка b соответствует номинальному скоростному режиму. Перемещение рейки 39 вправо приводит, как описано выше, к увеличению угла опережения впрыскивания топлива в. Известно, что ухудшение экономичности дизеля на низких скоростных режимах вызвано как ухудшением условий смесеобразования вследствие меньших температур и давлений

воздушного заряда, так и ухудшением качества распыливания впрыскиваемого в цилиндры двигателя топлива из-за снижения энергии и давления впрыскивания топлива.

Уменьшение угла опережения впрыскивания топлива оо мере снижения частоты враа1вния позволяет впрыскивать топливо в цилиндры с более высокими температурами и давлениями воздушного заряда, что улучшает условия смесеобразования и, как след- ствие,повышает топливную экономичность дизеля. Для еще большего повышения экономичности необходимо улучшить и качество распыливания топлива на низких

скоростных режимах, так как известно, что давление впрыскивания снижается на низких скоростных режимах по причине роста утечек топлива о топливном насосе при увеличении продолжительности впрыскивания.

Заявляемая система топливоподачи позволяет несколько компенсировать уменьшение давления впрыскивания на низких скоростных режимах и стабилизировать процесс впрыскивания. Это обеспечивается

тем, что в процессе движения плунжера 1 (фиг. 1-3) вверх на сжатие топлива впрыскивание необходимой дозы топлива в цилиндр может быть осуществлено на различных участках профиля кулачка 5, обеспечивающих

различную интенсивность нарастания давления впрыскивания по углу поворота кулачкового валика 6. Так, например, если кулачок 5 топливного насоса обеспечивает характеристику изменения хода плунжера

ЬПл по углу поворота рк кулачкового валика, представленную на фиг.8, а расположение наполнительного 37 и отсечного 16 отверстий обеспечивает на заданном скоростном режиме начало подачи топлива Hi и окончание подачи топлива Oi (характеристика 1, фиг.9), то на этом же скоростном режиме можно обеспечить более высокое давление впрыскивания рь(фиг.Ю), если реализовать вместо характеристики 1 характеристику 2

или характеристику 3 (фиг 9), обеспечивающие большую интенсивность нарастания давления. Так как уменьшение давления впрыскивания особенно сильно проявляется при снижении частоты вращения, поэтому уменьшение угла опережения впрыскивания топлива в по мере уменьшения частоты вращения наряду с улучшением условий смесеобразования, вызванным более поздним впрыскиванием топлива, обеспечивает также стабилизацию параметров впрыскивания на малых скоростных режимах.

Угол опережения впрыскивания топлива целесообразно регулировать не только в зависимости от частоты вращения, но и в зависимости от нагрузки на дизель (от количества подаваемого топлива).

Транспортные дизели большую часть времени эксплуатируются на режимах с частичной нагрузкой. При установке угла опережения, оптимального для режима полной нагрузки, и снижения нагрузки увеличивается период задержки воспламенения, что приводит к повышению жесткости сгорания топлива (скорости нарастания давления).

В слабо формированных дизелях изменение угла опережения впрыскивания топлива оказывает существенное влияние на жесткость и максимальное давление сгорания, практически не оказывая влияния на экономичность дизеля, особенно на режимах с частичной нагрузкой. Поэтому в таких дизелях может применяться уменьшение угла опережения впрыскивания при снижении нагрузки, что позволяет снизить жесткость и максимальное давление сгорания на режимах с частичной нагрузкой и, как следствие, механическую напряженность деталей двигателя.

В форсированных дизелях зависимость экономичности дизеля от угла опережения впрыскивания становится более выраженной, что позволяет повысить экономичность путем увеличения угла опережения впрыскивания топлива по мере снижения нагрузки. Но при этом угол опережения следует увеличивать таким образом, чтобы максимальное давление сгорания топлива не превышало максимального давления сгорания на номинальном режиме. Причем в высокоформированных дизелях угол опережения впрыскивания топлива целесообразно увеличивать по мере снижения нагрузки во всем диапазоне скоростных режимов работы дизеля.

Рассмотрим, каким образом в регуляторе (фиг.4) обеспечивается регулирование угла опережения впрыскивания топлива в зависимости от нагрузки на номинальном скоростном режиме. При работе на режиме п Пном (точка Ь, фиг.б) и положении рычага управления a ynp «ynp max центробежная сила грузов 27 (фиг 4) равна силе предварительной затяжки всережимнойпружины 28. При увеличении частоты свыше пном грузы 27 расходятся на больший радиус, деформируя пружину 28 и перемещая муфту 5 26 вправо. Как отмечено выше, перемещение муфты 26 вправо приводит к повороту вспомогательного рычага 25 и основного рычага 20 по часовой стрелке относительно оси 21 и к перемещению

0 дозирующей рейки 18 вправо на уменьшение подачи топлива (по регуляторной характеристике b-с, фиг.5). Одновременно, поворот вспомогательного рычага 25 приводит к перемещению зубчатой

5 рейки 39 вправо на увеличение угла опережения впрыскивания топлива (по характеристике b-с, фиг.6)| т.е. обеспечивается увеличение угла опережения впрыскивания топлива по мере умень0 шения подачи топлива по регуляторной характеристике.

Аналогичный закон регулирования угла опережения впрыскивания топлива реализуется на режиме nmin (характеристика a-d.

5 фиг.6) и на других скоростных режимах.

Таким образом, заявляемый регулятор позволяет увеличивать угол опережения впрыскивания топлива в по мере уменьшения подачи топлива дц по регуляторной ха0 рактеристике (см. характеристики a-d и b -с, фиг.7).

Использование заявляемой системы топливоподачи по сравнению с прототипом позволяет уменьшить трение в механизме

5 изменения количества подаваемого топлива. Если в системе топливоподачи, принятой за прототип, требуемое перестановочное усилие для поворота плунжеров составляет 8-10 кг (в четырехплунжерном топливном

0 насосе), то в заявляемой системе топливоподачи требуемое перестановочное усилие для поворота дозирующих втулок составляет 3-4 кг.

Использование заявляемой системы

5 топливоподачи по сравнению с прототипом позволяет также уменьшить трение в механизме изменения начала подачи топлива. Если в системе топливоподачи, принятой за прототип, требуемое перестановочное уси0 лие для поступательного перемещения втулок регулирования начала подачи топлива составляет 5-7 кг (в четырехплунжерном топливном насосе), то в заявляемой системе топливоподачи использование вращающих5 ся втулок регулирования начала подачи топлива позволяет уменьшить требуемое перестановочное усилие для поворота этих втулок до 3-4 кг.

Уменьшение перестановочных усилий в механизме изменения количества подававмого топлива и в механизме изменения начала подачи топлива позволяет повысить точность регулирования топливоподачи и. как следствие: уменьшить эксплуатационный расход топлива на 2-3%.

Формула изобретения Топливный насос высокого давления, содержащий плунжер и установленные на нем втулки регулирования начала подачи топлива с наполнительным окном и окончания подачи топлива с отсечным окном, регулирующие рейки, кинематически связанные с втулками, на боковой поверхно0

сти плунжера выполнены две рабочие кромки, причем первая из них выполнена с возможностью перекрытия наполнительного окна втулки регулирования начала подачи топлива, а вторая - с возможностью перекрытия отсечного окна втулки окончания подачи топлива, причем втулки взаимодействуют своими торцами, отличающийся тем, что, с целью повышения точности регулирования топливоподачи, торцы указанных втулок выполнены в виде винтовых поверхностей, а вторая кромка плунжера выполнена прямой.

Использование: топливные насосы высокого давления (ТНВД) для дизеля. Сущность изобретения: ТНВД содержит плунжер (1) с двумя рабочими кромками (8) и (10), втулки регулирования начала подачи топлива (34) и окончания подачи топлива

te.2

г

о

3 5«

-.

г

i

5

d

- 3

А

(О

«з

ю f