Изменение характеристик топливной аппаратуры и дизеля

Износ плунжерных пар. При изменении плотности плунжерных пар из-за увеличения диаметрального зазора, но с сохранением требований к геометрии прецизионной поверхности, подача топливного насоса не изменяется вплоть до определенного для данной конструкции значения плотности. Плотность, при которой на одном из рабочих режимов работы наступает резкое изменение подачи (в пределах 2 - 7%), называют предельной. Экспериментальные данные изменения подачи насосов дизелей на режимах, соответствующих номинальной мощности и холостому ходу, в зависимости от среднего диаметрального зазора 8П в золотниковой части плунжерной пары при искусственном уменьшении плотности представлены на рис. 57.

Неизменность подачи насосов в определенном интервале значений 8П говорит о том, что скорости перемещения слоев топлива в зазорах между прецизионными поверхностями, определяющие утечки топлива за время впрыскивания

(0,002 - 0,004 с), весьма малы. Перемещение жидкости в этом случае во многом определяется физическими законами образования и состоянием граничного слоя. При этом граничный слой может удерживаться прецизионной поверхностью и оставаться в относительном покое, а его толщина быть соизмеримой с межпрецизионным зазором. Условия возникновения граничного слоя зависят не только от величины зазора, но и ряда других факторов, в том числе: формы и шероховатости сопряженных поверхностей, свойств материала пары и относительных скоростей перемещения сопряженных поверхностей, физических характеристик топлива, уровней его рабочих давлений.

При увеличении зазора настолько, что влияние граничных слоев друг на друга ослабляется, возможно появление внутреннего потока, течение которого начинает подчиняться гидродинамическим законам. Снижение подачи начинается с момента, когда время перемещения потока в межпрецизионном зазоре от полости высокого давления к полости низкого давления становится соизмеримым со временем впрыскивания. При дальнейшем увеличении зазора (уже на 0,5-1,0 мкм) плотность плунжерной пары достигает Предельного значения, при котором превалирует гидродинамический режим течения со значительным повышением скорости потока, вызывая утечки топлива, соизмеримые с цикловой подачей (2 - 7% цикловой подачи). Утечки в период впрыскивания зависят также от соотношений размеров золотниковой части пары, определяющих длины наикратчайших линий их перетекания и периметры стоков.

Изменение подачи (3, q топливных насосов дизелей в зависимости от увеличения среднего диаметрального зазора 5„

Рис. 57. Изменение подачи (3, q топливных насосов дизелей в зависимости от увеличения среднего диаметрального зазора 5„: а - номинальный режим, б - подачи холостого хода; 1 - 5 - типы дизелей Д49, Д50, 11Д45, 10Д100, 2Д100

Разгрузка зазора между прецизионными поверхностями от давления в основном происходит между процессами впрыскивания за более длительный по врехюни период (0,08-0,1 с) и поэтому не может отразиться на цикловой подаче. Это обстоятельство, а также насосное действие при прямом и обратном движении плунжера являются причинами утечек топлива со стороны направляющей части плунжерной пары, имеющей значительно большую длину, чем золотниковая. Эти утечки при допредельных значениях плотностей также не влияют на подачу топливного насоса. Следует также отметить, что форма щели и реальные среднедиаметральные зазоры в процессе впрыскивания могут значительно отличаться от технологических. Причинами этого являются деформационные изменения геометрии прецизионных поверхностей, вызываемые монтажными (силовыми) и рабочими (от давления топлива) нагружениями и зависящие от кон структивных особенностей плунжерных пар.

Приведенные выше соображения согласуются с экспериментальными данными (см. рис. 57), из которых следует, что в зависимости от условий впрыскивания и конструктивных особенностей значение предельной плотности может соответствовать разному технологическому диаметральному зазору в золотниковой части плунжерной пары. Так, предельной плотности плунжерных пар, работающих в режиме дизеля 2Д100, соответствует среднее значение 8„ = 18 -г- 19 мкм в золотниковой части. При испытаниях той же плунжерной пары в режиме работы аппаратуры на номинальной мощности дизеля 1 ОД 100 предельная плотность увеличивается до 0,4- 0,5 с, что соответствует 8„= 16,5-т-17,5 мкм. Такое изменение 8П при увеличении цикловой подачи с 0,33 до 0,51 г вызывается в первую очередь повышением максимального давления впрыскивания с 40 до 58 МПа, что помимо повышения скорости истечения топлива в зазоре между прецизионными поверхностями вызывает, по-видимому, и увеличение деформационных изменений зазора. Плунжерные пары насосов дизелей типа Д50 имеют предельную плотность при 8П = 8,5 -т- 9,0 мкм. У этих пар наибольший из сравниваемых диаметр плунжера (20 мм), а также диаметры наполнительного и отсечного отверстий (6 мм), что увеличивает периметры стоков. Еще меньшее значение 8„ = 6,0 -т- 7,0 мкм при предельной плотности имеют плунжерные пары насосов дизелей типа Д49. Это объясняется в первую очередь соизмеримостью длины линий перетекания утечек топлива со стороны компрессионной части (9 мм) с золотниковой, а следовательно, и увеличенным периметром стока в сторону дренажного отверстия.

Изменение средней продолжительности номинальной подачи в топливных системах дизелей в зависимости от среднего диаметрального зазора 5„

Рис. 58. Изменение средней продолжительности номинальной подачи в топливных системах дизелей в зависимости от среднего диаметрального зазора 5„:

1 - Д50; 2 - 10Д100; 3 - 2Д100; 4 - 11Д45

На режимах холостого хода у всех плунжерных пар имеется тенденция более раннего и более интенсивного проявления снижения подачи при изменении 8П. Здесь отношение утечки к цикловой подаче определяется более превалирующими условиями увеличения (по времени) продолжительности впрыскивания и сокращением длины линий перетекания по сравнению с имеющим место в 1,7 -2,5 раза уменьшением максимального давления впрыскивания при снижении частоты вращения.

Осциллографирование процессов подачи топлива и анализ характеристик впрыскивания на режимах рабочих подач не выявили изменений максимальных давлений, опережения и продолжительности подачи во всех исследованных топливных системах при искусственном снижении плотно ста плунжерных пар вплоть до предельных значений.

При эксплуатационном износе прецизионных поверхностей плунжерных пар вследствие появления завалов рабочих кромок, участков повышенного износа и разрушений процессы, определяющие нарушение характеристик, могут интенсифицироваться и проявляться при более высоких значениях предельной плотности. Поэтому при отборе прецизионных пар для исследований по оценке допустимых норм износа

Зависимость подачи топливной системы дизелей типа Д100 при работе на частоте вращения холостого хода (п = 400 об/мин) при перемещении рейки от положения на упоре И = 0 в комплектах

Рис. 59. Зависимость подачи топливной системы дизелей типа Д100 при работе на частоте вращения холостого хода (п = 400 об/мин) при перемещении рейки от положения на упоре И = 0 в комплектах:

1,2 -с неизношенными плунжерными парами; 3 - с эрозионными разрушениями; 4-е кавитационными разрушениями на головке плунжера необходимо дополнительно учитывать особенности и характер определяющих видов износа. Для топливных систем дизелей Д50, 10Д100, 2Д100 и 11Д45 на рис. 58 приведены изменения продолжительности подачи топлива по углу поворота коленчатого вала (п. к. в.), соответствующие номинальной мощности при комплектовке топливных насосов плунжерными парами, изношенными в эксплуатации вплоть до предельных значений плотности и имеющими характерные виды износа. Сравнение этих данных с данными, приведенными на рис. 57, показывает, что изменение продолжительности подачи вследствие возрастания утечек во всех типах топливных насосов начинается при меньших (на 0,5 -

6,5 мкм) значениях среднего диаметрального зазора. При достижении предельных значений плотности, как показывают экспериментальные данные, продолжительность подачи увеличивается на 1,5 -2,0° при одновременном снижении максимальных давлений от 2 до 10%.

Работа топливных насосов на режимах малых подач и частот вращения еще в большей степени зависит от местных из-носов золотниковой части плунжерной пары. На рис. 59 для топливных систем дизелей типа Д100 при работе на частоте вращения холостого хода приведены зависимости 1 и 2 подачи от выхода реек, ограничивающие поле (заштрихованная площадь) характеристик серийной аппаратуры с новыми плунжерными парами. При установке в топливный насос плунжерной пары с допредельной плотностью (8„ = 12,5 мкм), но имеющей эрозионное разрушение верхней кромки плунжера на длине 1,6 мм с глубиной поражения до 6 мкм, характеристика комплекта (зависимость 3) опускается ниже заштрихованной площади. При этом его минимальная регулировоч-

Рис. 60. Утечки топлива (бу) через прецизионную часть распылителей в зависимости от 5р при номинальных подачах и частотах вращения в топливных системах дизелей типов:

1 - Д100; 2-Д50; 2-11Д45

ная подача (46 г за 800 ходов плунжера) при выходе рейки от упора на 6,5 мм меньше допустимой по техническим условиям (70-105 г). Еще более низкое положение характеристики с прекращением подачи топлива при выходе рейки от упора на 5 мм дает комплект, плунжерная пара которого имеет кавитационное разрушение площадью до 7 мм2 с выходом на отсечные кромки плунжера (зависимость 4).

Аналогичные недопустимые отклонения характеристик на режимах холостого хода при наличии местных износов и разрушений на рабочих поверхностях плунжерных пар возникают в других топливных системах. Так, при комплектовании топливного насоса дизелей типа Д50 плунжерными парами плотностью 52 с (8П = 2 мкм) и длительно работавшей в эксплуатаци и с плотностью 4 с (5П=8 мкм) разница подачи на режимах малых подач при одних и тех же положениях реек составляла оксло 30%. Все это может привести к возникновению дополнительной неравномерности подачи топлива в цилиндры дизеля и затруднить его регулировку на холостом ходу.

Износ прецизионной поверхносзн распылителя. Законы перемещения топлива в зазоре между прецизионными поверхностями распылителя аналогичны разобранным выше для плунжерных пар, однако их конструктивные отличия вносят некоторые изменения в проявление этих законов. Так, распылители имеют значительно большие, чем золотниковые части плунжерных пар,

длины направляющих, по которым проходят линии перетекания утечек. Не происходит за время впрыскивания и изменения до минимума протяженности линии перетекания, как это имеет место при активном ходе у плунжерной пары. Кроме того, при положении иглы на упоре обеспечивается хорошее уплотнение между торцом иглы и корпусом форсунки, затрудняющее прохождение утечек в полости с более низким давлением.

Однако в отличие от плунжерной пары в распылителе возможно перетекание утечек топлива в зазоре между прецизионными поверхностями и в промежутках между впрыскиваниями. При этом время от момента посадки иглы на седло до ее нового подъема в 12-20 раз больше, чем время продолжительности процесса впрыскивания. В промежутках между впрыскиваниями отсутствует и уплотнение между торцами иглы и корпуса. Поэтому при остаточном давлении в топливопроводе могут значительно увеличиться утечки топлива, что вызовет дополнительную разгрузку линии высокого давления. В топливных системах дизелей типов Д100 и Д50 (с клапаном старой конструкции), имеющих остаточное давление около 10 МПа (рис. 60), возрастание утечек начинается при средних диаметральных зазорах соответственно 6 и 8 мкм, при 8' =10 4-12 мкм утечки составляют 6-10 г/мин. В топливных системах дизелей 11Д45 с малыми остаточными давлениями (0,5-0,7 МПа) на номинальном режиме утечки через прецизионную направляющую часть распылителя, имеющего примерно одинаковые с распылителем форсунки дизеля типа Д100 геометрические размеры, практически начинают увеличиваться при диаметральных зазорах 14-16 мкм, а их резкое возрастание (более 10 - 20 г/мин) наступает при 8р=30-г--ь32 мкм.

Для форсунок дизелей типа Д100 при диаметральном зазоре 8р = 9,5 мкм (предельное значение плотности) изменение утечек становится пропорциональным остаточному давлению и вызывает снижение его на 0,5 -1,2 МПа (рис. 61). В то же время при 8р=7,5 мкм уровень остаточного давления уже не определяет утечки, ко-

Утечки топлива Q через прецизионную уплотняющую часть распылителей форсунок дизеля типа Д100 с диаметральными зазорами 5 =7,5 мкм (а), 5 = 9,5 мкм (б) и оста-т&чное давление Р<sub>ж</sub>^ в системе в зависимости от перемещения рейки А<sub>р</sub> от положения на упоре Ар = 0 при частоте вращения

Рис. 61. Утечки топлива Q через прецизионную уплотняющую часть распылителей форсунок дизеля типа Д100 с диаметральными зазорами 5 =7,5 мкм (а), 5 = 9,5 мкм (б) и оста-т&чное давление Рж^ в системе в зависимости от перемещения рейки Ар от положения на упоре Ар = 0 при частоте вращения:

1 - 850 об/мии; 2 - 400 об/мин торые составляют около 2 г/мин и примерно одинаковы во всем диапазоне рабочих и холостых подач.

При диаметральных зазорах 9,5 - 11 мкм за счет уменьшения остаточного давления изменяется угол опережения подачи топлива на 0,5-1,5°, снижается максимальное давление впрыскивания на 0,3-1,5 МПа и уменьшается подача на 1.5 - 3%. Примерно такие же изменения параметров впрыскивания наблюдаются и в топливных системах дизелей типа Д50. В топливных же системах дизелей 11Д45 продолжительность впрыскивания и угол опережения подачи практически начинают изменяться при увеличении диаметральных зазоров в распылителе до 22 - 26 мкм.

При оценке влияния износа цилиндрической направляющей части распылителя дополнительно следует исследовать возможные изменения характеристик топливо-подачи при частотах вращения холостого хода и пуска дизеля. Так, в топливной аппаратуре дизелей типа Д100 при увеличении диаметрального зазора до 6,5 -

7.5 мкм зона устойчивой цикловой подачи (0,08 - 0,102 г) смещается в сторону больших подач (0,09 - 0,12 г). При дальнейшем увеличении диаметральных зазоров подачи холостого хода будут осуществляться при значительно большей, чем у распылителей с допредельной плотностью, цикловой неравномерностью и появлением нерегулярности (пропусков) следующих друг за другом впрыскиваний. Это объясняется соизмеримостью цикловых подач при холостом ходе с утечками и объемами в зазорах между прецизионными поверхностями.

Работу топливной аппаратуры дизелей 11Д45 с различным диаметральным зазором в распылителе в диапазоне пусковых частот вращения (40-110 об/мин) можно проанализировать по зависимостям, представленным на рис. 62. Для 8р=3 и 18,5 мкм начала подачи топлива практически совпадают во всем диапазоне выхода реек и частот вращения (зависимости 1 и 2). При диаметральном зазоре 8р = 34 мкм (зависимость 4) и п = 50 об/мин подача топлива отсутствует даже при положении рейки на упоре (Ар = 24,5 мм) и, следовательно, пуск дизеля на этой частоте вращения невозможен.

Износ рабочих поверхностен нагнетательного клапана. При потере герметичности запирающей конической поверхности клапанной пары возникают утечки топлива между впрыскиваниями из полости линии нагнетания, что приводит в системах без разгрузки к уменьшению остаточного давления. В этом случае механизм нарушения характеристик топливоподачи аналогичен разобранному выше при уменьшении остаточного давления вследствие увеличения диаметрального зазора в распылителе. Кроме того, во время движения плунжера, при котором создается разрежение в над-плунжерном пространстве из-за недостаточной герметичности клапана, возможен еще и отсос топлива из топливопровода, который должен быть дополнительно компенсирован рабочим ходом плунжера. В результате возникает неравномерность подачи топлива по секциям, уменьшается давление впрыскивания и запаздывание открытия иглы распылителя форсунки.

При потере герметичности нагнетательных клапанов топливных насосов дизелей типа Д100, приводящей к снижению остаточного давления до 2 -4 МПа, подача комплекта может уменьшиться на 5 - 8%, а угол опережения подачи топлива увеличится на 2 - 3°. Следует также отметить, что нарушение герметичности нагнетательного клапана или ухудшение его подвижности, как правило, сопровождается появлением цикловой неравномерности вследствие неодинаковой разгрузки от цикла к циклу полости линии высокого давления.

На изменение в эксплуатации характеристик топливоподачи оказывает влияние и износ цилиндрической прецизионной поверхности разгружающего пояска вследствие уменьшения отсасывающего эффекта нагнетательного клапана. В этом случае наблюдается повышение остаточного давления и увеличение подачи насоса. Результаты испытаний контрольного комплекта аппаратуры дизелей 11Д45 в зависимости от изменения диаметрального зазора 5К по разгружающему пояску приведены на рис.

63, 64. На номинальной частоте вращения во всем рабочем диапазоне выхода реек подача системы при изменении 5К от 20 до 106 мкм практически не изменяется. В то же время на режимах малых подач (йр = = 6 мм) и частоте холостого хода изменение подачи начинает проявляться при 5р

.....86 мкм, достигая при 5К = 106 мкм 20%.

На номинальном режиме остаточное давление в системе при увеличении 5К с 20 до 106 мкм повышается с 0,7-1,2 до 4 МПа,

Рис. 63. Подачи 2 и в топливной системе дизелей 11Д45 в зависимости от увеличения диаметрального зазора 8К по разгружающему пояску нагнетательного клапана топливного насоса при частоте вращения: а - 750 об/мин; 6 - 400 об/мин и различвых положениях Ар рейки (в делениях)

что вызывает рост максимального давления после насоса на 1-2 МПа.

В дизелях Д50 повышение остаточного давления начинает наблюдаться при зазорах 5К=30 - 40 мкм, при этом подача топливного насоса увеличивается на номинальном режиме на 1-2%, а максимальное давление в трубопроводе - на 1,5%. Более сильное нарушение характеристик, связанное с износом разгружающего пояска, наблюдается при малых подачах. Так при 5к=40-н90 мкм производительность системы возрастает на 47-118%, сокращается запаздывание впрыска, а граница неравномерности цикловой подачи смещается в сторону больших значений цикловых подач. В топливных системах дизелей М753 и М756, имеющих полную разгрузку полости линии нагнетания после посадки клапана, остаточное давление начинает появляться при йк= 18-20 мкм. На режиме холостого хода при подачах 0,03 - 0,05 г за цикл увеличение подачи наступает при 5* = 30 - 35 мкм, возрастая в отдельных комплектах при 8Г = 93 мкм на 75%.

Влияние износа прецизионных пар иа работу дизеля. Влияние износа топливной аппаратуры на изменение показателей работы тепловозного дизеля можно установить по результатам сравнительных испытаний, проведенных на одноцилиндровом отсеке дизелей типа Д100 и дизель-генераторе Д50. Для испытаний на отсеке были подобраны четыре группы комплектов топливной аппаратуры (табл. 17). Комплект 1 составлен из новых прецизионных пар и показатели работы дизеля с ним приняты в качестве исходных. Остальные комплекты имели различные сочетания изношенных в эксплуатации прецизионных пар, в том числе достигших предельных значений плотности.

На рис. 65 для режима номинальной мощности показано протекание по углу п. к. в. процесса впрыскивания (рк и йи) топлива и рабочего процесса (рц) в цилиндре дизеля при работе аппаратуры с новыми прецизионными парами (комплект 1) и изношенными до предельных значений плотности (комплект 4). Процессы впрыскивания отличаются продолжительностью, для комплекта с изношенными деталями она на 1,6° больше и составляет 23,8° п. к. в. при сохранении неизменным начала подачи. Максимальное давление в форсунке на 1,2 МПа меньше по сравнению с контрольным комплектом и несколько смещено в сторону окончания впрыскивания. Процессы изменения давления в цилиндре дизеля в связи с сохранением для сравниваемых комплектов угла опережения подачи топлива на участке сжатия воздуха и горения топлива практически совпадают. В фазе сгорания основной дозы впрыснутого топлива для комплекта с изношенными парами из-за увеличенной продолжительности впрыскивания наблюдается снижение скорости нарастания давления и максимального давления сгорания рг.

Результаты испытаний при изменении скоростного и нагрузочных режимов для

всех групп комплектов представлены на рис. 66. Анализ экспериментальных материалов прежде всего указывает на связь между изменениями характеристик топли-воподачи, вызванными износами прецизионных пар, и параметрами работы дизеля. При этом качественные и количественные изменения показателей работы

Таблица 17

Комп лект Варианты сочетаний прецизионных пар Плунжерные пары Распылители
Рп, С 5Ср, мкм Рп- с 6ср, мкм
1 Контрольный 23-22 1,2 60-32 3-4
2 С изношенными плунжерными парами 1,1-0,8 15-19 60-32 3-4
То же 2,1-1,4 10,5-12 60-32 3-4
26 » 3,4-3,1 8,5-8,0 60-32 3-4
3 С изношенными распылителями 23-20 1,2-1,5 3,0-2,5 9,5
За То же 23-20 1,2-1,5 6,0-5,0 7,5
4 С износом всех деталей 1,1-0,8 15-19 3,0-2,5 9,5

дизеля, например, при наиболее неблагоприятном сочетании (комплект 4), так же как и изменения характеристик впрыскивания топливной аппаратуры, складываются из суммы отклонений, выявленных при раздельных испытаниях (комплекты 2, 3).

Изменения мощностных и экономических показателей дизеля четко проявляются только при наличии в комплектах прецизионных пар с предельными значениями плотностей. Так, значения рг при работе дизеля с постоянным и переменным вращающими моментами показывают, что максимальная разница для комплектов 1 и 4 составляет «0,3 МПа. Испытания, проведенные с комплектами, имевшими прецизионные пары с плотностью выше предельной (комплекты 2а, 26, За), показали, что индикаторные диаграммы практически совпадают на всех участках с инди каторной диаграммой контрольного комплекта 1, а снижение максимальных давлений сгорания находится в пределах точности измерений - 0,1 МПа. Незначительность изменений в рабочем процессе при использовании комплектов с изношенными прецизионными парами в допредельном интервале плотностей подтверждается данными и по расходу топлива. Удельные расходы практически различаются только для комплектов 1 и 4; при этом имеющиеся расхождения не превышают 1,3 г/(кВт ч) во всем диапазоне нагрузок и частоты вращения.

Особое внимание при исследовании влияния изношенных распылителей на рабочий процесс было уделено работе дизеля на холостом ходу. Осциллографированием процессов впрыскивания установлено, что у всех исследованных комплектов на режи-

Изменение давления в цилиндре р<sub>ц</sub>, давления топлива после насоса р<sub>н</sub> и подъема иглы форсунки по углу поворота коленчатого вала

Рис. 65. Изменение давления в цилиндре рц, давления топлива после насоса рн и подъема иглы форсунки по углу поворота коленчатого вала:

1 - комплект 1; 2 - комплект 4

Рис. 66. Максимальное давление сгорания pz, удельный расход топлива gc и предельная продолжительность впрыскивания топлива <рп при работе комплектов с различной плотностью прецизионных пар в топливной системе дизеля типа 2Д100 в зависимости: а - от частоты вращения п при постоянном номинальном вращающем моменте Мкр; 6 - от вращающего момента Мкр при постоянном п = 850 об/мин; числа на кривых соответствуют номеру комплекта (см. таблицу)

мах 610 - 850 об/мин (подача 0,08 -0,10 г за цикл), как правило, наблюдается устойчивая работа форсунок, обеспечивающая удовлетворительное распыливание и одинаковые с контрольными вариантами расходы топлива. На режиме 400 об/мин при работе одной форсунки (подачи 0,11 - 0,125 г за цикл) топливная аппаратура также обеспечивает устойчивую работу, не зависящую от плотности распылителя в исследуемых пределах. При работе одновременно двух форсунок, а следовательно, снижении цикловой подачи вероятность появления цикловой неравномерности резко возрастает в комплектах с предельной плотностью распылителей.

Для оценки влияния плотности плунжерных пар на работу дизель-генератора типа Д50 были проведены испытания с последовательной установкой трех комплектов топливных насосов с плотностями 50 - 35 с, 12-10 с и 6 - 5 с (§^ = 6,5 мкм). Расход топлива во время этих испытаний при работе дизеля по тепловозной характеристике показан на рис. 67. В диапазоне частот вращения от 750 до 355 об/мин удельный расход топлива для всех трех комплектов почти не отличается. При 270 об/мин удельный расход топлива выше

у комплектов с плотностью плунжерных пар рп = 6 5 с. При дальнейшем снижении плотности плунжерных пар, как показали аналогичные испытания, проведенные в ХИИТе, экономичность дизеля ухудшается и на режиме номинальной мощности. Так, при установке на дизель топливных насосов с предельной плотностью плунжерных пар (4 ±0,5) с (бср = 8 мкм) удельный расход топлива может увеличиться на 5,4 г/(кВт ч). Результаты испытаний также показали, что удельный расход топлива начинает увеличиваться и при постановке нагнетательных клапанов с зазорами по пояску более 40 мкм. При диаметральном зазоре 100 мкм на режиме номинальной мощности удельный расход повышается на 4 г/(кВт ч). Ухудшение экономичности дизеля на номинальной мощности и частичных нагрузках наступает и при установке в форсунки распылителей с предельной плотностью распылителей (5р>8-т-10 мкм).

Комплектовка топливной аппаратуры изношенными до предельной плотности прецизионными парами сказывается и на равномерности распределения нагрузки по цилиндрам на различных режимах работы. Так, особенно трудно добиться на холостом ходу равномерной, без пропусков работы всех цилиндров, а затем при переходе на номинальную частоту вращения под нагрузкой получить полную мощность дизель-генератора.

Результаты приведенных исследований показывают, что эксплуатационные износы прецизионных деталей, изменяющие на 2 - 1% такие параметры процесса впрыскивания, как цикловая подача, угол опережения, продолжительность впрыскивания, максимальные давления циклов, могут ухудшить мощностные и экономические показатели работы дизеля. Кроме того, связанные с износом изменения характеристик топливоподачи неизбежно влекут за собой увеличение цикловой и цилиндровой неравномерности, что в свою очередь приводит к трудностям регулировки дизеля и снижению его эксплуатационной надежности. Поэтому условия, обеспечивающие стабильную и бесперебойную работу тепловозных дизелей в эксплуатации на всех режимах, а также трудоемкость при обслуживании топливной аппаратуры - это главные факторы, определяющие нормы содержания прецизионных деталей топливной аппаратуры тепловозных дизелей.

Нормальные темпы нарастания износов прецизионных поверхностей, как это было показано выше, позволяют эксплуатировать топливную аппаратуру до достижения предельных значений плотности достаточно длительные сроки, соизмеримые со сроками службы основных деталей и узлов тепловозного дизеля. Так, срок службы плунжерных и клапанных пар может быть более 1 млн. км, а распылителей - 500 - 700 тыс. км пробега тепловоза, что кратно пробегам между капитальными ремонтами. Все это позволяет сделать вывод о целесообразности при разработке норм содержания руководствоваться показателями, при которых еще не проявляются изменения характеристик топливоподачи. Установленные в этом случае предельные нормы плотности не требуют дополнительной проверки их влияния на работу дизеля. В случае необходимости выявления степени работоспособности топливной аппаратуры при предельных и запредельных значениях плотностей испытания на дизеле по оценке возможных изменений его мощностных, экономических и пусковых характеристик обязательны.

Характер износов прецизионных деталей | Топливные системы тепловозных дизелей. Ремонт, испытания, совершенствование. | Влияние технологических допусков на характеристики подачи топлива