g. Ufa, Russian Federation
g. Ufa, Russian Federation
employee
Russian Federation
The studies were carried out with the aim of modernizing the pump injector with a hydraulic actuator of the HEUI system plunger with the development of a control valve model based on a split elastic ring that provides fast fuel injection control. The upgraded device differs from the existing ones in that instead of a control freely floating valve (ball) or a poppet valve with springs, a valve in the form of a split elastic ring is installed in the valve assembly. One end of this ring is fixed rigidly, the other is freely movable to block the drain channel of the liquid. The canal overlaps the free edge of the ring when the electromagnet is turned on (installed with a gap inside the ring), and also (in the absence or malfunction of the electromagnet) from the valve itself running under the pressure of the supplied fluid. When upgrading the pump injector by the proposed method and using an annular control valve with electronic control (with optimal ring parameters), a new technical effect is achieved - reducing the response time of the control valve. This is due to the fact that the free edge of the split elastic ring, like a mechanical multiplier, blocks the drain canal π times faster than the valve stroke when it rises from the pressure of the fluid flow or signal when the electromagnet is on. The ring valve simultaneously acts as a spring to return to its original position, simplifying the design as much as possible. In the course of research, a new mathematical expression was derived for calculating the valve stroke depending on its design parameters. Using this formula, the optimal parameters of the control ring valve of the pump injector were established, which affect the quality of fuel injection in a wide range of diesel operation: diameter - 20 mm, ring width - 12 mm, thickness - 0.46 mm, diameter of the control fluid supply canal - 3 mm.
pump injector, annular valve, control valve, diesel engine
Введение. Известные зарубежные фирмы-ведущие производители топливных систем, такие как Lucas, Denso, Bosch и другие разрабатывают системы с новыми вариантами топливоподачи, позволяющие обеспечивать максимальное давление впрыскивания до 200 МПа, отдавая приоритет системам с насос форсунками [1, 2, 3]. Преимущества насос-форсунки заключаются в высоком давлении впрыскивания и возможности гибкого регулирования топливоподачи [4, 5, 6].
По информации зарубежных фирм (Caterpillar, Bosch, Cummins), весьма перспективны системы топливоподачи с насос-форсунками с гидроприводом и электронным управлением (HEUI – Hydraulicallyactuated Electronicallycontrolled Unit Injection). Они сочетают в себе признаки раздельных и аккумуляторных систем [7, 8, 9]. При использовании системы HEUI затраты мощности на получение высокого интенсивного давления впрыскивания существенно меньше, чем при применении Common Rail [10, 11, 12].
Один из конструктивных недостатков насос-форсунки HEUI – необходимость использования управляющего клапана с большим проходным сечением и наличие возвратной пружины, обусловливающих увеличение объема внутриклапанной полости и, как следствие, влияющих на длительность времени срабатывания клапана и потребляемого им тока [13, 14, 15].
Цель нашего исследования – модернизация насос-форсунки с разработкой модели управляющего клапана на основе разрезного упругого кольца, обеспечивающего быстродействие управления впрыском топлива.
Условия, материалы и методы исследований. Для достижения поставленной цели мы предлагаем модернизировать насос-форсунку системы HEUI (со сложной системой регулятора давления гидропривода плунжера) путем существенного упрощения управляющего клапанного узла.
В качестве управляющего клапана использовали разрезное кольцо, способное функционировать под действием электронного управления и автономно благодаря упругости.
Насос-форсунка (рисунок 1) работает следующим образом. Электронный блок управления на основании входных сигналов от различных электронных датчиков в определенный момент подает ток на электромагнит 3. Создается магнитная сила, притягивающая кольцевой клапан 2. В этот момент происходит соединение канала (А) с надпоршневой полостью В, свободная кромка клапана 2 перекрывает сливной канал С, перемещаясь при этом дополнительно на величину π·h (h – величина подъема клапана) по гнезду в корпусе 1. Рабочая жидкость (масло) под давлением поступает из насоса в верхнюю полость нагнетательного поршня 5, затем за счет давления поршня 5 с плунжером 6 перемещается вниз, обеспечивая впрыскивание топлива.
Впрыскивание топлива завершается после выключения тока с электронного блока управления. При этом благодаря собственной упругости кольцевой клапан 2 возвращается в исходную позицию, соединяя полость (В) с каналом слива (С) и перекрывая канал (А). Нагнетательный поршень 5 под действием пружины 7 возвращается в исходное положение, а жидкость уходит на слив.
В гнезде кольцевой клапан 2 надежно удерживает закрепленная кромка, а также его собственная упругость и остаточное давление жидкости, благодаря чему он может функционировать без электронного управления только за счет гидропривода.
Важнейший показатель быстродействия управляющего кольцевого клапана (из-за особенности его конструкции в нашем случае) – ход (высота подъема) кольца h (рисунок 2) в зоне уплотнения канала подвода жидкости в процессе заполнения внутриклапанной полости.
Надежность работы и быстродействие гидропривода плунжера насос-форсунки с кольцевым управляющим клапаном определяет герметичность перекрытия свободной кромкой кольца сливного канала (С), зависящая от хода клапана. В этой связи конструктивные размеры самого кольцевого клапана должны быть определены из условия полного перекрытия канала (С) его свободной кромкой, то есть её ходом равным π·h. Поэтому весьма актуально определение оптимальных параметров кольцевого клапана, от которых зависит его ход h.
Обоснование конструктивных размеров и параметров кольцевого клапана проведем из условия баланса действующих на него сил (см. рисунок 2):
(1)
(2)
где D, b –диаметр и ширина кольцевого клапана соответственно, мм;
Рст – сила статического давления жидкости, Н;
Рг – гидродинамическая сила (реакция потока на клапан), Н;
dk– диаметр канала подвода жидкости, мм;
Q – секундный расход жидкости, м3/с;
ρ – плотность жидкости, кг/м3;
Pрад – радиальное давление кольцевого клапана на стенку гнезда, Па;
c – жесткость разрезного кольца, Н/мм;
σ – разница диаметров кольца (до его разреза) и гнезда клапана, мм;
Δр =(p1 - р0) – перепад давления до (p1) и после (р0) клапана, Па;
fk = π·dk2/4f – площадь поперечного сечения топливоподающего канала, мм2;
ʋ1, ʋ2 – средние скорости жидкости перед клапаном и в его щели, м/с;
β – угол направления потока топлива (для случая , допускается β = 90°).
Для относительно небольшого подъема кольца можно допустить, что течение жидкости между ним и гнездом клапана – ламинарное, а для расчета использовать известные уравнения сплошности и энергии потока [12].
В случае, когда зону действия потока жидкости определяют ширина кольца, диаметр подводящего канала и расстояние между выемками гнезда d0, можно допустит, что течение жидкости происходит как между плоскими радиальными дисками, и рассматривать зону уплотнения кольца как круглый плоский клапан (то есть пренебрегать заштрихованными участками f, см. рисунок 2).
Для расчета давления и скорости жидкости при её ламинарном течении между плоскими дисками (зона уплотнения в этом случае находится между кольцом и гнездом клапана) используем уравнение Навье-Стокса.
Уравнением движения жидкости будет математическое выражение равновесия сил, приложенных к элементу жидкости, при условии их непрерывности, которое в векторной форме можно представить следующим образом:
(3)
где ∂υ/∂t – локальная составляющая полного ускорения жидкости, связанная с изменением скорости жидкости во времени (учитывает неустановившийся характер течения);
υ(grad υ)– конвективная составляющая ускорения, связанная с изменением скорости перемещения жидкости (учитывает перемещение частиц жидкости);
v(div grad υ) – конвективная составляющая ускорения, учитывающая кинематическую вязкость жидкости;
ν – кинематическая вязкость жидкости, м2/с;
1/ρ·grad p – локальное ускорение частиц жидкости из-за изменения давления;
ρ – плотность жидкости, кг/м3.
Уравнение энергии выражается законом сохранения энергии:
(4)
где ∂T/∂t – частное производное, показывающее локальное изменение значения температуры жидкости во времени;
Υ(∇T) – дифференциальный оператор изменения температуры (учитывает конвективный перенос тепла);
α(div grad T) – изменение количества теплового потока в температурном поле за счет переданной теплоты теплопроводностью;
α = λ /cρ – коэффициент температуропроводности, м2/с,
λ – коэффициент теплопроводности, Вт/мК;
– изменение плотности теплового
потока во времени за счет выделенной теплоты внутренними источниками (нагрева жидкости, фазового перехода);
с – удельная массовая теплоемкость среды Дж/кгК.
div υ = 0 (5)
В таком случае уравнение движения жидкости Навье-Стокс, для расчета давлений и скоростей можно записать в цилиндрической системе координат:
1. Grehov L. V. Proektirovanie toplivnyh nasosov vysokogo davleniya dlya akkumulyatornyh sistem dizeley // Mashinostroenie. 2001. № 12. S. 27-32.
2. Gabdrafikov F. Z. Povyshenie ekonomichnosti i nadezhnosti dizel'nogo dvigatelya putem stabilizacii parametrov toplivopodachi // Avtomatizaciya i sovremennye tehnologii. 2004. №9. S. 36-38.
3. Salykin E. A., Lipilin V. I., Skorobogatov A. A. Method of Fuel Injection in Small Diesel Engines Author links open overlay panel // Procedia Engineering. 2017. Volume 206. P. 1552-1557
4. Grehov L. V., Ivaschenko N. A., Markov V. A. Toplivnye apparatury i sistemy upravleniy dizelem. M.: Izd-vo «Legion - Avtodata», 2005. 344 s.
5. Skorostnoe forsirovanie toplivnogo nasosa v sistemah toplivopodachi malyh dizeley / E.A. Salykin, D.S. Berezyukov, V.I. Lipilin i dr. // Izvestiya Volg GTU, 2011. S. 19-21.
6. Dexing Qian, Ridong Liao, Jianhua Xiang, Baigang Sun and Shangyong Wang (2016) Fluid-Structure Interaction Analysis on the Performance of the High-Pressure Fuel Pump for Diesel Engines. ASME 2016 International Mechanical Engineering Congress and Exposition. Phoenix, Arizona, USA, 2016
7. Mal'chuk V. I., Skorodelov S. D., Kin'ones G. L. Sovershenstvovanie energeticheskogo balansa razdelennyh toplivnyh sistem dizeley v usloviyah forsirovaniya toplivopodachi po davleniyu vspryskivaniya //Vestnik MADI (GTU). 2008. vyp. 3(14). S. 55-60.
8. Gabdrafikov F.Z., Abrarov M.A. Modernizirovannaya nasos-forsunka s elektronno-upravlyaemym kol'cevym klapanom // Mehanizaciya i elektrifikaciya sel'skogo hozyaystva. 2010. №6. S.21-22
9. Peng Liu, Liyun Fan, Qaisar Hayat, De Xu, Xiuzhen Ma, and Enzhe Song. Research on key factors and their interaction effects of electromagnetic force of high-speed solenoid valve. Hindawi Publishing Corporation. The Scientific World Journal. Volume 2014, Article ID 567242, 13 pages.
10. Upravlenie rabotosposobnost'yu tehniki s uchetom usloviy agrarnogo proizvodstva / I. G. Galiev, A. A. Muhametshin, I. R. Ishakov i dr. // Vestnik Kazanskogo GAU. 2010. T. 5. № 3 (17). S. 86-88.
11. Miloljub S. Štavljanin. Mathematical modeling and identification of the mathematical model parameters of diesel fuel injection systems // Vojnotehničkiglasnik / military technical courier. 2017. Vol. 65. Issue 2. pp. 421-441.
12. Theoretical and experimental study of a hydraulically actuated diesel pump-injector unit with electronically controlled ring valve / F. Z. Gabdrafikov, M. A. Abrarov, S. B. Shamukaev et al.// FME transactions. 2019. T. 47. №3. S. 576-584.
13. HEUI Injector Modeling and ROI Experiments for High Injection Pressure of Diesel and Dimethyl Ether (DME) / X. Zhu, S. Limbu, K. Cung et al., // SAE Technical Paper. 2016. https://doi.org/10.4271/2016-01-0855.
14. Wenfu Sun, Xiaoqin Mo. Simulation of Solenoid Valve Characteristics of Electronically Controlled Fuel System for Diesel Engine // IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 381. 2018. 012065
15. Lara Gudiño, Omar Santiago, Chamorro Yandun, Esteban Ramiro Modelación y simulación de los inyectores HEUI de un motor Cat s7. Modelación y simulación; inyectoresheui de un motor cat c7.23-feb-2018.http://repositorio.utn.edu.ec/handle/123456789/7984
16. Bashta T.M. Mashinostroitel'naya gidravlika / 2-e izd., pererab. M.: Mashinostroenie, 1971. 672 s.
17. Krivtsov S.N., Yakimov I.V., Ozornin S.P. Numerical analysis and experimental studies on solenoid common rail diesel injector with worn control valve // IOP Conf. Series: Materials Science and Engineering 327. 2018. 042057
