Автоматические регуляторы — достаточно сложные механизмы требующие особого наблюдения и настройки в процессе эксплуатации. Они увеличивают габаритные размеры и массу топливоподающей аппаратуры двигателя; последнее особенно стало заметным после создания топливных насосов распределительного типа. Большая компактность таких топливных насосов потребовала соответствующего сокращения габаритных размеров связанных с ними автоматических регуляторов.

Применительно к рассматриваемым условиям можно отметить два основных направления развития конструкций встроенных автоматических регуляторов скорости. К первому из этих на­правлений относится создание автоматических регуляторов, конструктивно встроенных в топливный насос, но сохраняющих все основные признаки обычного автоматического регулятора (меха­нического, гидравлического или др.). Ко второму направлению относится создание топливоподающей аппаратуры, в которой функ­ции регулирования выполняют детали или узлы, органически входящие в конструкцию топливного насоса, форсунки или дру­гого ее элемента.

Рассмотрим несколько примеров встроенных автоматических регуляторов, относящихся к первому направлению.

Регулятор топливного насоса НД-22/6Б4 (рис. 132) имеет привод с повышающей передачей 1—2 и с демпфирующей пружиной 17. Регулятор оборудован корректором 12 внешней харак­теристики с упругим упором. При пуске двигателя регулятор обеспечивает увеличенную цикловую подачу топлива с помощью пружины 21 при установке рычага управления 10 в среднее поло­жение (рис. 133, а). Для получения номинального режима рычаг управления 10 необходимо повернуть до регулировочного винта 27 и таким образом задать пружине 11 максимальную предваритель­ную деформацию (рис. 113, б). Цикловая подача топлива увели­чится при этом до номинальной, и рычаг 13 соприкоснется с корректором 12. Увеличение нагрузки на двигатель приводит к снижению скоростного режима по внешней скоростной характери­стике. Центробежная сила грузов при этом уменьшится, и состоя­ние статического равновесия поддерживающей и восстанавливаю­щей сил, соответствующее номинальному режиму, нарушится. Избыток восстанавливающей силы, создаваемый пружиной 11, обеспечит сжатие пружины корректора 12 рычагом 13, тем боль­шее, чем меньше угловая скорость грузов. Поворот рычага 14 за счет сжатия пружины корректора вызывает постепенное увели­чение цикловой подачи топлива и, следовательно, коррекцию внешней характеристики двигателя (рис. 133, в). При сбросе на­грузки угловая скорость грузов возрастает, рычаг 14 поворачи­вается в сторону выключения подачи топлива и рычаг 13 отходит от корректора 12 (рис. 133, г). Для остановки двигателя рычаг управления перемещают в положение, обеспечивающее выклю­чение подачи топлива (рис. 133, д).

Соизмеримость габаритных размеров регулятора и топливного насоса распределительного типа становится особенно заметной, если топливный насос имеет только один плунжер 6 (рис. 134)

или топливный насос роторного типа (рис. 135), в котором дози­рование осуществляется изменением моментов отсечки топлива в начале и конце подачи топлива при помощи смещения ротора 4 грузами 6. Так как ротор имеет скошенный паз, в который входит штифт 5, то при смещении ротора одновременно происходит его поворот относительно оси кулачковой шайбы 3, что обеспечивает автоматическое изменение угла опережения впрыска по скорост­ной характеристике.

Механический регулятор имеет большую компактность при применении топливных насосов с дросселированием на всасывании. В качестве регулирующих органов в таких насосах исполь­зуют дросселирующие иглы 3 (рис. 136, а) или золотники (рис. 136, б). В отличие от топливных насосов с золотниковым рас­пределением, увеличивающих цикловую подачу топлива при уве­личении угловой скорости вала двигателя (см. рис. 43, а), топлив­ные насосы с дросселированием на всасывании имеют зависимость цикловой подачи топлива g_ц от угловой скорости валика насоса ?_н гиперболического вида (рис. 137), т. е. обеспечивают умень­шение цикловой подачи топлива по мере увеличения скоростного режима, что соответствует требованиям регуляторной характери­стики. Следовательно, при установке на двигатель такого топлив­ного насоса можно использовать более простые автоматические регуляторы, предназначенные лишь для ограничения угловой скорости при сбросе нагрузки. Кроме того, усилие, необходимое для перемещения дросселирующей иглы или дросселирующего золотника, в таких топливных насосах оказывается значительно меньшим, чем в топливных насосах с регулированием цикловой подачи при помощи рейки, осуществляющей поворот плунжеров. Это обеспечивает возможность применения более компактных ав­томатических регуляторов с меньшими размерами грузов.

Еще большую компактность имеет топливный насос распреде­лительного типа с дросселированием на всасывании и с гидравли­ческим автоматическим регулятором встроенного типа (рис. 138). Ротор 16 с радиально движущимися плунжерами 2 осуществляет сжатие топлива при помощи роликовых толкателей 20 и кольца 3 с внутренними кулачками, а также распределение топлива по цилиндрам при помощи отверстий (рис. 138, б). К ротору топливо поступает под давлением, регулируемым дозирующим золотником 18. Связь этого давления с угловой скоростью ротора осуществля­ется регулирующим клапаном (рис. 138, в).

При увеличении угловой скорости и, следова­тельно, давления топлива, подаваемого подкачивающим насосом 8, регулирующий клапан 10 поднимается и перепускает часть топлива из полости нагнетания в полость всасывания через отверстие б.

Гидравлический регулятор 19 имеет дозирующий золотник 18, равновесное положение которого определяется с одной стороны усилием пружины, с другой — давлением топлива, поступающего от подкачивающего насоса и регулирующего клапана. При увели­чении угловой скорости ротора давление топлива возрастает, и зо­лотник, образуя регуляторную характеристику, перемещается в сторону уменьшения проходного сечения топлива, направляемого к ротору топливного насоса высокого давления. Выбор регулиру­емого скоростного режима осуществляется рычагом управления, с помощью которого изменяют предварительную деформацию пружины регулятора.

Во встроенных регуляторах второго типа функции автомати­ческого регулирования выполняются узлами или деталями, органически входящими в конструкцию топливоподаклцей аппара­туры.

В зависимости от детали, выполняющей функцию регулирова­ния, встроенные регуляторы называют клапанами-регуляторами, плунжерами-регуляторами, дросселями-регуляторами и т. п.

Одноплунжерный топливный насос высокого давления с кла­паном-регулятором показан на рис. 139, а. По мере движения плунжера 3 от верхней мертвой точки к нижней открывается ка­пал, связывающий полость подвода топлива с надплунжерным объемом, который заполняется топливом. При обратном движении плунжера 3 на первом участке подъема часть топлива вытесняется в полость подвода топлива, причем в надплунжерном простран­стве постепенно возрастает давление. Поэтому в определенный момент работы насоса сила, создаваемая топливом в надплунжерной полости, действующая на клапан-регулятор 5 (рис. 139, б), окажется больше силы предварительной деформации пружины 6 и клапан-регулятор начнет подниматься. Площадь проходного сечения клапана на первом этапе работы будет увеличиваться пропорционально его подъему х (рис. 139, в). В точке А сечение у седла клапана окажется равным сечению отверстия 9 (рис. 139, б), перекрываемого самим клапаном по мере его подъема. При даль­нейшем подъеме клапана площадь проходного сечения будет умень­шаться, и при х = х_п надклапанный объем окажется изолирован­ным от надплунжерного объема. Дальнейший подъем клапана при f = 0 будет полностью определяться объемом топлива, вытесня­емым плунжером.

Особенность работы клапана-регулятора заключается в нали­чии неустойчивой зоны в гидравлической характеристике р = f (G_c).

Секундный расход G_с топлива через сечение f_с клапана можно определить по формуле

где ?_т — плотность топлива; р_п — давление за клапаном; р_н — давление в надплунжерной полости.

Если f_к — площадь поперечного сечения клапана, восприни­мающего перепад давлений (р_н — р_п), то условие статического равновесия клапана получит вид

Е = f_к (р_н - р_п) = Е₀ + bх,

где Е — усилие пружины 6 (рис. 139, а); E₀ — усилие предвари­тельной деформации пружины; x — подъем клапана.

Полученные уравнения позволяют определить оба параметра гидравлической характеристики:

причем зависимость f_с = f (х) представлена графиком, изображен­ным на рис. 139, в. Построенная таким образом гидравлическая характеристика клапана-регулятора показана на рис. 140, а. Неустойчивой зоной его работы является ветвь ВС.

При работе топливного насоса с подачей топлива G_с < С_с._кр (в этом случае угловая скорость вала топливного насоса ?_н <  ?_н. _кр) цикловая подача по внешней характеристике двигателя изменяется с ростом ?, так же как в обычных топливных насосах

с клапаном-корректором. Если подача топливного насоса G_с > G_с._кр (ветвь ВС), что соответствует режиму работы при ?_н > ?_н._кр, клапан-регулятор быстро поднимается до уровня х_п н изолирует надплунжерную полость от надклапанной. В момент отсечки в надклапанном объеме давление упадет, и впрыск через форсунку прекратится. При обратном движении плунжера кла­пан 5 (рис. 139, а) под действием пружины 6 опустится в седло; в результате этого в надклапанном пространстве образуется неко­торый вакуум, заполненный парами топлива. Чем больше ?_н (при ?_н >?_н._кр), тем больший объем, заполненный парами топ­лива, остается после впрыска в надклапанном объеме. При после­дующем впрыске к форсунке попадет лишь часть топлива, вытес­ненного через клапан, так как другая часть расходуется прежде всего для заполнения того объема, который до этого момента был занят парами. При равенстве этого объема объему топлива, по­данного плунжером при последующем ходе, подача топлива прекратится.

Таким образом, топливный насос, оборудованный клапаном-регулятором, имеет свойство резко снижать подачу топлива по мере роста скоростного режима, если ?_н > ?_н._кр, что по суще­ству равноценно работе регулятора.

Топливный насос с клапаном-регулятором может выполнять функции всережимного регулятора, если при работе двигателя обеспечить возможность изменения проходного сечения топливного канала в клапане-регуляторе по желанию обслуживающего персо­нала. В имеющихся конструкциях эта задача осуществляется по­воротом клапана вокруг собственной оси рычагом 8 через пружину 6, как это показано на рис. 139, а.

Внешняя и регуляторные характеристики цикловой подачи такого топливного насоса показаны на рис. 140, б.

Встроенные регуляторы достаточно широко используют и в кар­бюраторных двигателях в качестве предельных, ограничивающих максимально допустимую угловую скорость коленчатого вала. Встроенные предельные регуляторы, часто называемые дроссе­лями-регуляторами, в большинстве случаев устанавливают на автомобильных двигателях с повышенным предельным скоростным режимом.

На рис. 141 показана схема дросселя-регулятора, примененная в двигателях с карбюратором К-49. Воздух, проходящий через всасывающий патрубок двигателя, воздействует на скошенную поверхность дроссельной заслонки 9 и создает момент, стремящийся ее закрыть.

Иногда вместо дросселей-регуляторов сравнительно сложной конструктивной формы можно использовать в качестве предель­ных регуляторов обычные плоские дроссельные заслонки. Такие заслонки устанавливают на оси с небольшим эксцентриситетом (2—3 мм) и некоторым начальным углом поворота ?₀ ? 0,15 ?_mах, что необходимо для создания начального поворачивающего момента. Противодействующий момент создается пружиной, уста­новленной таким образом, что в процессе настройки может изме­няться ее предварительная деформация. Втулкой-опорой 7 можно изменять число рабочих витков, т. е. жесткость пружины.

При увеличении угла поворота дроссельной заслонки увели­чивается ее площадь, которая воспринимает скоростной напор и возрастающий статический перепад давления. По мере поворота дроссельной заслонки резко увеличивается момент М_д, действующий на дроссельную заслонку, что создает излишнюю чувстви­тельность регулятора. Во избежание такого явления в конструк­цию дросселя-регулятора вводят упор 8, который в зависимости от поворота заслонки регулирует значение момента М_п, создавае­мого пружиной. В связи с этим дроссельная заслонка повора­чивается плавно, в соответствии с увеличением скоростного режима. По аналогии с силами, действующими в механическом чувстви­тельном элементе, момент М_п можно назвать восстанавливаю­щим. Зависимость М_п=f (?), где ?—угол поворота заслонки, по­казана кривой 8 на рис. 142. Положение точки А, определяемое начальным моментом М_п0, зависит от предварительной деформации пружины, а наклон кривой 8 — от жесткости пружины и измене­ния плеча момента механизма связи.

Момент М_д, создаваемый на дроссельной заслонке динамиче­ским напором и статическим перепадом давлений ?p, можно назвать поддерживающим. Значение его по данным Томского политехнического института с достаточной степенью точности нахо­дят по формуле

М_д = u_д?pf_зs,

где u_д — коэффициент пропорциональности, определяемый экспе­риментальным путем (рис. 143); для плоского дросселя-регулятора этот же коэффициент обозначен и_{д п}; ?р — статический перепад давлений в полостях до заслонки и в месте наибольшего сжатия струи; f_з — площадь заслонки, которую всегда можно вычислить, если известны диаметр патрубка и угол поворота заслонки в момент полного перекрытия патрубка (55—60°).

Перепад давлений ?р во всасывающем патрубке двигателя за­висит от скоростного режима двигателя и положения дроссельной заслонки, т. е. от угла поворота ?. В соответствии с этим зависи­мость момента М_д от угла поворота ? при постоянных значениях угловой скорости коленчатого вала может быть схематически пред­ставлена сеткой кривых (см. кривые 1—7 на рис. 142).

Точки пересечения А, В, С и О кривых 1—7 с кривой 8 соот­ветствуют условию статического равновесия М_п — М_д = 0 при различных скоростных режимах движения.

Зная равновесные положения ?_А и ?_В и др., можно построить равновесную кривую ? = f (?) дросселя-регулятора и затем предельную регуляторную характеристику 7 карбюраторного дви­гателя (рис. 144).

Встроенные регуляторы этого типа отличаются дешевизной, сравнительной простотой конструкции, но не обеспечивают в экс­плуатационных условиях равноценной с обычными автоматиче­скими регуляторами стабильности работы. Поэтому применение встроенных регуляторов целесообразно прежде всего на маломощ­ных двигателях, для которых относительная стоимость автома­тического регулятора даже прямого действия становится замет­ной, а требования к стабильности работы могут быть снижены.