Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1. Конструктивные особенности плунжерных пар распределительных топливных насосов типа НД 8
1.2. Параметры технического состояния плунжерных пар 12
1.3. Анализ существующих методов и средств диагностирования плунжерных пар 20
1.4. Задачи исследования 31
2. Теоретические исследования 33
2.1. Анализ факторов, влияющих на форму импульса давления в топливопроводе
2.2. Определение формы щели, образовавшейся при износе распределительной плунжерной пары 44
2.3. Математическая модель для определения объема щели 59
2.4. Взаимосвязь между объемом щели и утечками топли ва в плунжерной паре 67
3. Программа и методика экспериментальных иссеедований 70
3.1. Программа экспериментальных исследований 70
3.2. Методика экспериментальных исследований 70
3.2.1. Общие методические положения 70
3.2.2. Методика ускоренных износных испытаний плунжерных пар 73
3.2.3. Методика определения влияния технического состояния плунжерных пар на характеристики топливного насоса 74
3.2.4. Методика определения изменения параметров процесса подачи топлива в зависимости от технического состояния плунжерных пар 76
3.2.5. Методика определения влияния технического состояния плунжерных пар на диагностические параметры и обоснования режимов диагностирования 78
3.2.6. Методика определения влияния технического состояния плунжерных пар на работу дизельного двигателя 81
3.2.7. Методика обоснования номинальных и предельных значений параметров технического состояния плунжерной пары 83
3.2.8. Экспериментальные установки, приборы и преобразователи 8%
3.2.9. Тарировочные характеристики измерительных устройств и оценка погрешностей измерений 96
4. Результаты экспериментальных исследований 105
4.1. Ускоренные износные испытания плунжерной пары. 105
4.2. Изменение характеристик топливного насоса приизносе плунжерных пар 112
4.3. Влияние износа плунжерных пар на параметры процесса подачи топлива 118
4.4. Изменение, диагностических параметров в зависимости от технического состояния плунжерных пар, обоснование режимов диагностирования 123
4.5. Влияние технического состояния плунжерных пар на работу дизельного двигателя 133
4.6. Номинальные и предельные значения параметров технического состояния плунжерных пар 137
4.7. Разработка методики диагностирования и основных требований к диагностическому средству
5. Разработка и лабораторно-производственная проверка диагностического средства и технологии диагностирования. реализация и экономическая эффективность результатов исследований 152
5.1. Разработка диагностического средства и технологии диагностирования *->2
5.2. Лабораторно-производственная проверка диагностического средства и технологии диагностирования 165
5.3. Реализация и экономическая эффективность результатов исследований 180
Обще выводы 183
Список использованных источников 185
Приложения 199
- Параметры технического состояния плунжерных пар
- Определение формы щели, образовавшейся при износе распределительной плунжерной пары
- Методика ускоренных износных испытаний плунжерных пар
- Изменение характеристик топливного насоса приизносе плунжерных пар
Введение к работе
ХХУП съезд КПСС выработан меры, направленные на повышение эффективности всех; отраслей агропромышленного комплекса за счет дальнейшего укрепления его материально-технической базы. В сельскохозяйственном производстве страны используется более 3 млн. тракторов, 1,7 млн. грузовых автомобилей и 794 тыс. зерноуборочных комбайнов, оснащенных в основном дизельными двигателями. В соответствии с Основными направлениями экономического и социального развития СССР на 1986-1990 гг и на период до 2000 года сельскому хозяйству в двенадцатой пятилетке будет поставлено 1,9 млн.тракторов, 1,6 млн.грузовых автомобилей и много другой техники. Наряду с этим, партией и правительством ставится задача значительно улучшить использование машинно-тракторного парка, повысить качество их технического обслуживания и ремонта, экономно расходовать материально-технические и трудовые ресурсы / I /.
Технико-экономические показатели работы дизельных двигателей существенно зависят от технического состояния топливной аппаратуры, на долю которой приходится от 25 до 50 % отказов двигателей. Работоспособность топливной аппаратуры, в свою очередь, определяется техническим состоянием прецизионных деталей, в частности, плунжерных пар /50 /. Эффективность технического обслуживания и ремонта машин в значительной мере зависит от степени совершенства методов и средств диагностирования их технического состояния.
В последние годы широкое распространение получили распределительные топливные насосы типа НІ, имеющие существенные преимущества перед рядными насосами за счет применения меньшего количества плунжерных пар, уменьшения числа деталей, габаритных раз » меров и массы. Однако плунжерная пара такого насоса, подавая топливо к нескольким форсункам дизеля, изнашивается более интенсивно, чем плунжерная -пара рядного насоса. На долю плунжерных пар приходится до 28 % основных дефектов насоса типа НД / 90 /. Контрольно-испытательное оборудование для этих пар серийно не выпускается. Существующие методы и средства для определения технического состояния плунжерных пар рядных насосов не в полной мере отвечают требованиям по точности оценки, не учитывают конструктивные особенности плунжерных пар распределительных насосов, что затрудняет их использование. По этой причине на ремонтных предприятиях выбраковывается до 15,7 % плунжерных пар насосов типа НД, пригодных к дальнейшей работе. Кроме того, в топливные насосы устанавливаются плунжерные пары, не обеспечивающие их межремонтный ресурс. В настоящее время ресурс отремонтированной топливной аппаратуры типа НД в 1,5-2 раза ниже ресурса отремонтированной топливной аппаратуры с насосами рядного типа / 109 /.
Таким образом, научное обоснование критерия и разработка метода и средства для достоверной оценки технического состояния бывших в эксплуатации, новых и восстановленных плунжерных пар распределительных насосов, имеет важное народнохозяйственное значение.
В связи с этим целью настоящей работы является разработка метода и средства, обеспечивающих повышение точности определения технического состояния плунжерных пар распределительных топливных насосов.
В результате проведенных исследований научно обоснованы достоверные структурный и диагностический параметры технического состояния распределительных плунжерных пар, установлена зависимость между структурным и диагностическим параметрами и обоснованы их нормативные значения. Разработана математическая модель для определения объема щели, образующейся между сопрягаемыми поверхностями плунжерной пары, а также метод и образец устройства для определения технического состояния плунжерных пар распределительных насосов.
Производственная проверка показала, что применение разработанного метода и устройства на ремонтных предприятиях дает возможность получить достоверную оценку технического состояния плунжерных пар, более полно использовать их ресурс и снизить затраты на ремонт.
Ведомственная комиссия Госагропрома СССР в 1986 году рекомендовала опытный образец устройства для постановки на производство.
Ежегодный экономический эффект от использования разработанного метода и средства в производстве может составить около 1,5 млн рублей.
На защиту выносятся следующие основные положения: обоснование структурного и диагностического параметров технического состояния распределительных плунжерных пар и их нормативных значений;
математическая модель для определения объема щели, характеризующей техническое состояние распределительной плунжерной пары;
способ определения технического состояния плунжерных пар распределительных топливных насосов;
устройство для определения технического состояния плунжерных пар.
Диссертация выполнена в Украинском филиале ГОСНИТИ и во ВНИИВИД ВНПО "Ремдеталь" в 1975-1987 гг. Тема диссертации связана с планами научно-исследовательских работ Украинского филиала ГОСНИТИ (тема УФ , задание 3) и ВНИИВИД (тема 0205, за Э/24-Э/30 дание 02050201).
Параметры технического состояния плунжерных пар
Топливный насос высокого давления должен обеспечить нагнетание дозированных порций топлива в цилиндры дизеля по заданной характеристике впрыскивания и в определенный момент рабочего процесса /36, 123/. Обеспечение этих требований в первую очередь определяется работоспособностью плунжерных пар. Поэтому плунжерные пары изготавливаются с высокой точностью. Зазоры в распределительных плунжерных парах находятся в пределах 1,0-2,2 мкм между плунжером и втулкой и 0,2-1,3 мкм - между плунжером и дозатором / 124 /. По мере увеличения наработки и износа плунжерной пары зазор между ее деталями увеличивается, что приводит к нарушению нормального процесса топливоподачи.
Исследованию изнашивания деталей плунжерных пар и влиянию его на их работоспособность посвятили свои работы Ю.Ф.Дитякин / 41 /, А.И.Селиванов /118/, В.В.Антипов / 2 /, А.С.Лышевский / 80 /, А.И.Барковский / 19 /, Д .Ф.Гуревич / 38 /, В.И.Кирса / 52 /, В.Ф.Бобров / 27 /, П.М.Кривенко / 69 /, М.М.Кулаков / 5 /, Б.П.За-городских / 144 /, В.В.Мажримас / 81 / и другие ученые. В качестве основных параметров технического состояния плунжерных пар в этих работах рассматриваются: гидравлическая плотность плунжерной пары; цикловая подача топливного насоса; давление, развиваемое плунжерной парой; фазы топливоподачи (момент начала нагнетания, момент начала и продолжительность впрыскивания); неравномерность подачи топлива.
Проанализируем и оценким эти параметры с точки зрения возможности их использования для контроля технического состояния распределительных плунжерных пар.
Гидравлическую плотность плунжерной пары определяют с целью оценки зазора в паре. Согласно ГОСТ 25708-83 в качестве показателя гидравлической плотности используется время перемещения плунжера отно си тельно втулки при определенном давлении и активном ходе плунжера. Аналитически гидравлическую плотность С 7" ) плунжерной пары можно определить по формуле, предложенной Д.Ф.Гуревичем / 38 /: где /- - площадь поперечного сечения плунжера, мм ; Q - расход топлива через зазор, соответствующий данному положению плунжера относительно окон втулки, мм3/с ; Нп - активный ход плунжера, мм; // - расстояние от верхней кромки плунжера до ближайшей точки окна втулки, мм.
Из формулы ( I.I ) следует, что гидравлическая плотность определяется утечкой жидкости через зазор между сопрягаемыми деталями.
Ю.Ф.Дитякин / 41 /, используя метод конформных преобразований, предложил формулы, которые по сравнению с известной формулой Пуазейля позволяют учесть при расчете утечки топлива движение одной из сопряженных деталей и конфигурацию уплотняющей поверхности. При этом он приходит к выводу, что утечки топлива не зависят от положения наполнительного отверстия относительно контура раа-вертки боковой поверхности плунжера. Однако исследованиями /99,37/ установлена ошибочность такого вывода.
А.Зоммерфельд / 46 / предложил формулу для определения объема жидкости, проходящей в единицу времени через поперечное сечение щели, которая учитывает движение стенки. В дальнейшем на основании этой работы Й.Н.Пономарев /IOO / решил вопрос учета утечки топлива в направляющей части плунжерной пары. Предложенная им формула по сравнению с формулой А,И.СелИванова / III / позволяет учесть эксцентричное расположение плунжера во втулке, изменение зазора вследствие радиальных деформаций деталей плунжерной пары, изменение вязкости топлива при различном давлении. Исследованиями установлено / 63 /, что утечки через уплотняющую часть плунжерной пары составляют 2 % от объема жидкости, вытесняемого плунжером, а количество жидкости, переносимое плунжером при его дви жении - около 0,02 % Незначительно и изменение зазора между плунжером и втулкой при колебаниях температуры.
При решении задачи расчета утечек в золотниковой части плунжерной пары авторы /99, 78 / разбивают зазор на отдельные элементы, для каждого из которых утечки топлива определяются отдельно. Однако практическое применение предложенных ними формул затруднено необходимостью определения зазоров на входе и выходе каждого элемента с учетом увеличения зазора за счет износа, монтажных деформаций, деформаций плунжера и втулки под воздействием давления топлива, а также смещения плунжера.
Анализ формулы В.Я.Колупаева /63 / показывает, что гидравлическая плотность зависит от таких факторов, как давление в камере нагнетания, зазор в плунжерной паре, активный ход плунжера, вязкость жидкости, конструктивные особенности плунжерной пары. Рассматривая влияние этих факторов на гидравлическую плотность, следует отметить непропорциональное уменьшение ее с повышением испытательного давления. Гидравлическая плотность уменьшается более интенсивно, чем повышается давление /38 /. Зто объясняется увеличением зазора за счет деформации деталей пары под действием давления.
Зависимость гидравлической плотности от зазора представляет собой кривую гиперболического типа с асимптомами - осями координат. Исследования /123 / показали, что оценка технического состояния плунжерных пар по гидравлической плотности наиболее достоверна в диапазоне зазоров от 1,5 до 6,0 мкм.
В работе /74 / предложено комплектовать прецизионные пары в группы плотности, сохраняя для каждой группы постоянное значение отношения максимальной и минимальной плотности пар.
Исследования / И4 / показали, что при зазорах менее 1,65 мкм, а по данным /38 / _ менее 5 мкм кубическая зависимость между утечкой жидкости и зазором нарушается, что требует введения поправочных коэффициентов. В работах /125, 51 / установлено, что гид-равлическая плотность не может характеризовать работоспособность плунжерных пар, так как у плунжерных пар с одинаковой плотностью наблюдается различие подач топлива до 70 %, Изнашивание плунжерных пар приводит к еще большему различию подач.
Определение формы щели, образовавшейся при износе распределительной плунжерной пары
Для определения формы щели проводились измерения рабочих поверхностей распределительных плунжерных пар, бывших в эксплуатации. На рис. 2.2 римскими цифрами обозначены сечения, в которых производилось измерение диаметров деталей, а буквами Ь - места измерения износов (снятия круглограм) и указаны их координаты.
Измерение втулок в зоне нагнетания (рис. 2.2а) проводилось в сечениях I, П и . ь/ , а в зоне распределения - в сечениях Ш, г , з и tif . Дозаторы измерялись в сечениях ІУ, У и ъ$ (рис. 2.2d). Диаметры отверстий втулок и дозаторов измерялись с помощью нутромера повышенной точности (мод. 104) с ценой деления І мкм в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Измерение ИЗН0-сов проводилось через каждые 10 вкруговую с использованием специальных шаблонов для контроля углового положения измеряемых деталей. За начало отсчета при измерении износов втулок принималась плоскость 2-2, проходящая через наименее изношенный участок намеряемой поверхности. Величина диаметрального износа втулки определялась как разница между диаметром отверстия втулки в плоскости измерения износа и диаметром отверстия в плоскости 2-2.
Плунжеры (см. рис. 2.20) в зоне нагнетания измерялись в сечениях УІ, УІІ и IQ , в зоне распределения - в сечениях УШ, ? и eg , а в зоне отсечки - в сечениях IX и 9 Диаметры плунжеров в сечениях УІ-ІХ измерялись на горизонтальном оптиметре ИКГ с ценой деления І мкм в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Измерение износов плунжера в сечениях & - Сд выполнялось через каждые 10 на оптикаторе типа 0ІП с ценой деления 0,1 мкм со специальным измерительным наконечником. Плунжер при этом устанавливался в специальное приспособление. Угловое положение плунжера определялось по лимбу, а продольное перемещение - по индикатору с ценой деления 0,01 мм. За начало отсчета при измерении износов плунжера также принимались участки рабочей поверхности с наименьшим износом.
Усредненные результаты измерений износош плунжерных пар показаны на рис. 2.3 и 2.4. В зоне нагнетания топлива у втулки над каждым наполнительным отверстием вследствие износа появляется канавка, идущая к верхнему торцу (см. рис. 2.3а). Максимальная глубина канавки на расстоянии 0,8 мм от верхней кромки наполнительного отверстия (кривая I) составила 8,9 мкм, а для отдельных втулок она достигла 12 мкм. В этом сечении распределение износа относительно оси 0-0 наполнительного отверстия имеет вид, близкий к симметричному. По мере удаления к верхнему торцу (кривые 2 и 3) величина износа уменьшается, а максимальная глубина канавки смещается в сторону вращения плунжера и на расстоянии 2,2 мм от наполнительного отверстия не превышает 2,8 мкм (кривая 3). Дуга, на которой наблюдается износ, составляет 100 - 130.
В зоне нагнетания плунжер подвергается наибольшему износу у верхнего торца. Здесь образуется четыре характерных канавки (см. рис. 2.36), глубина которых на расстоянии 0,8 мм от торца достигает 4,8 мкм (кривая I), а дуга, на которой наблюдается этот износ, составляет 80. Для отдельных плунжеров максимальный износ достигал 9,0 мкм. Образование канавок объясняется наличием во втулке двух диаметрально противоположных наполнительных отверстий, а также тем, что плунжер за один оборот кулачкового вала насоса осуществляет два хода, нагнетая топливо поочередно по двум распределительным отверстиям втулки Каждому активному ходу плунжера соответствует одна пара канавок, сдвинутая относительно другой на 90. Кривые 2, 3 и Ч свидетельствуют о том, что по мере удаления от торца глубина канавок уменьшается до 2,0 мкм на расстоянии 3 мм от торца и они смещаются в сторону, противоположную направлению вращения плунжера. Причиной смещения образовавшихся канавок на втулке и плунжере является то, что плунжер, двигаясь вверх, поворачивается и увлекает в сторону вращения образивные частицы, вызывающие изнашивание сопрягаемых поверхностей.
Методика ускоренных износных испытаний плунжерных пар
Ускоренным износным испытаниям подвергалась плунжерная пара нового серийного топливного насоса НД-2І/4 № IIII025A-I. Испытания проводились по OCT 23.I-364-8I десятичасовыми этапами с общей продолжительностью 60 ч. Запыление топлива осуществлялось кварце-вым абразивом с удельной поверхностью 10500 см /Г до концентрации 15 г на тонну топлива. В начале испытаний и после каждого этапа снималась внешняя регуляторная характеристика топливного насоса и осциллографировался процесс топливоподачи.
Цикловая подача определялась объемным способом, как средняя за 300 впрыскиваний. При этом использовались измерительные емкости стенда с ценой деления ОД и 0,2 см3. Продолжительность измерения соответствовала требованиям ГОСТ 8670-82. В процессе испытаний изучался характер изменения цикловой подачи, определялся коэффициент неравномерности подачи топлива, а также коэффициент корректирования подачи топлива на частоте вращения, соответствующей максимальному крутящему моменту (10,0 с"" ). Запись осциллограмм осуществлялась на номинальной частоте вращения кулачкового вала насоса 13,3 с и пониженной частоте вращения - 5,0 с . Скорость движения пленки составляла соответственно 2000 и 1000 мм/с. Длина осциллограммы выбиралась такой, чтобы на ней разместились 5-6 последовательных рабочих процессов впрыскивания топлива. Схема осциллограммы и порядок ее обработки приведены на рис. 3.1. Обработка осциллограммы проводилась на приборе "Микрофот". При обработке осциллограммы определялись: продолжительность s наг нетания топлива от давления Р0 до / , угол \р0 от
ИР начала впрыскивания до опорной метки, интенсивность - нарастания давления, продолжительность прохождения импульсом давления длины топливопровода, площадь S под кривой давления топлива во входном сечении топливопровода.
При исследовании влияния технического состояния распределительной плунжерной пары на характеристики насоса изучалось изменение внешней регуляторной и скоростной характеристик топливного насоса. Подбор пар с различной степенью износа осуществлялся таким образом, чтобы весь диапазон изменения значения структурного параметра их состояния - объема щели в зоне нагнетания и отсечки топлива 0,020-0,470 мм3, установленный при проведении микромет-ражных исследований, охватывался не менее, чем семью плунжерными парами. Плунжерные пары поочередно устанавливались в новый топливный насос НД-2І/2. Нагнетательные клапаны, топливопроводы и форсунки применялись стендовые и оставались неизменными до окончания испытаний. Форсунки 6Т2-20с1Е регулировались на давление начала впрыскивания 17 - 0,2 МПа. Испытаниям подвергались плунжерные пары разъемной секции насоса, что позволило использовать одну и ту же головку секции со стендовыми нагнетательными клапанами. Внешние регуляторные характеристики на первом этапе снимались при положении регулирующих органов насоса, соответствующем номинальной цикловой подаче для новой плунжерной пары. При этом активный ход плунжера для всех плунжерных пар оставался одинако вым и равным номинальному. На втором этапе перед снятием регуляторних характеристик топливный насос регулировался на номинальную подачу. При снятии характеристик частота вращения кулачкового вала насоса изменялась от 1,7 с" до частоты вращения, соответствующей полному автоматическому включению подачм топлива. Измерение подачи осуществлялось через каждые 0,83 с , а в диапазоне изменения частоты вращения от значения, соответствующего полному выключению подачи, до значения, соответствующего выходу на корректорную ветвь характерис -I тики - через 0,17 с . По регуляторним характеристикам определялись цикловая подача топлива на номинальной частоте вращения 13,3 с, на режиме пуска 1,7 с , а также коэффициент корректирования подачи топлива. -.
Для снятия скоростной характеристики муфта привода дозатора с помощью специального приспособления фиксировалась в положении, соответствующем подаче 60 мм3/цикл по штуцеру № I на частоте вращения 13,3 с Регулятор при этом отсоединялся. Скоростные характеристики снимались в диапазоне частоты вращения от 13,3 до 1,7 с . Измерение подачи осуществлялось через каждые 1,7 с .
Изменение характеристик топливного насоса приизносе плунжерных пар
При изучении влияния износа плунжерных пар на характеристики топливного насоса испытаниям подвергались плунжерные пары со зна? чением структурного параметра технического состояния \1щ равным: для новой плунжерной пары - 0,030 мм3 Ф 27), для бывших в эксплуатации плунжерных пар - 0,036 мм3 ф 23); 0,099 мм3 Ф 21), 0,137 мм3 ф 7); 0,183 мм3 Ф 17); 0,185 мм3 Ф 22); 0,199 мм3 Ф 3); 0,245 мм3 ф 10); 0,297 мм3 ф II); 0,326 мм3 ф 25); 0,364 мм3 ф 26); 0,419 мм3 ф 12) и 0,470 мм3 Ф 8). На рис. 4.6 представлены внешние регуляторные характеристики насоса НД-2І/2 при положении органов, регулирующих подачу топлива, обеспечивающем для всех испытуемых плунжерных пар одинаковый активный ход плунжера. Износ плунжерной пары приводит к значительному изменению характеристики насоса на всех скоростных режимах. Если точка перегиба характеристики, характеризующая номинальный режим работы, сохраняется с погрешностью 0,17 с , то уменьшение цикловой подачи на этом режиме у изношенных плунжерных пар со значением структурного параметра VW = 0,364 мм3 и VW = 0,470 мм3 достигает соответственно 35,2 и 62,6 %. Коэффициент неравномерности подачи топлива при этом увеличивается и составляет соответственно 0,096 и 0,126 против 0,020 для новой плунжерной пары. Коэффициент корректирования подачи топлива на режиме максимального крутящего момента 10,0 с уменьшается от 1,12 для неизношенной плунжерной пары до 1,0 для плунжерной пары с Ущ 0,364 мм3. При большем износе наблюдается отрицательная коррекция.
На пусковой частоте вращения (1,7 с" 1) уже при Чщ- 0,199 мм3 уменьшение подачи составляет 45,3 %, а при \1щ - 0,364 мм3 достигает 74,4 % по сравнению с неизношенной плунжерной парой. У плунжерных пар с большим износом подача топлива на этом режиме отсутствует.
На рис. 4.7 представлены внешние регуляторные характеристики топливного насоса НД-2І/2 с опытными плунжерными парами при восстановленной до номинального значения подаче топлива на номинальной частоте вращения 13,3 с" 1. Характер регуляторной ветви характеристики практически не претерпевает изменений. Коэффици т ент корректирования подачи топлива на режиме 10,0 с для плунжерных пар с Чщ - 0,185 и \1щ = 0,364 мм3 составляет соответственно 1,15 и 1,08 против 1,18 для новой плунжерной пары. Наиболее значительно уменьшается цикловая подача в этой части характеристики на частоте вращения 5,0 с . У изношенных плунжерных пар при \1щ - 0,185 мм3 уменьшение подачи достигает 26,1 %, а при \1щ = 0,364 мм3 - 69,6 % по сравнению с подачей для новой пары.
Характер протекания корректорной ветви определяется скоростной характеристикой топливного насоса (рис. 4.8 а). Уменьшение цикловой подачи по мере снижения частоты вращения объясняется увеличением утечек топлива в плунжерной паре из-за уменьшения скорости движения плунжера и увеличения времени на перетекание топлива. Зависимость цикловой подачи от технического состояния плунжерной пары, построенная по данным скоростных характеристик, представлена на рис. 4,8 б. Особенно интенсивно цикловая подача уменьшается на частоте вращения 5,0 и 6,7 с . При частоте вращения 1,7 и 3,3 с у большинства изношенных плунжерных пар происходит полная потеря подачи топлива. Заметное увеличение интенсивности падения цикловой подачи происходит при значениях Ущ. превышающих 0,370 мм3. У таких плунжерных пар восстановить цикловую подачу топлива до номинального значения оказалось невозможным.
Рассматривая пусковую ветвь внешней регуляторной характеристик ! (ем рис. 4.7), следует отметить, что уменьшение подачи на режиме 1,7 с при значениях VW = 0,185 мм3 и VIM = 0,364 мм3 составляет соответственно 34 и 72,1 % по сравнению с новой парой. При этом у плунжерных пар с Чщ - 0,291 мм3 и более в результате восстановления подачи на номинальном режиме жяга привода дозатора была максимально укорочена и пусковая подача для них была максимально возможной. Для других пар еще оставалась возможность увеличения пусковой подачи. Так, для пары с \1иц - 0,С99 мм3 при крайнем верхнем положении дозатора цикловая подача на часторе вращения 1,7 с составляла 160 мм3/цикл.
Коэффициент неравномерности подачи топлива на линиях нагнетания при работе по внешней регуляторной характеристике для плунжерных пар со значением \[щ. до 0,419 мм3 на номинальном режиме не превышал 0,05, а на режиме холостого хода - 0,24, что удовлетворяет требованиям ГОСТ 22367-77.
