Пристрій для управління кутовою швидкістю обертання вала приводу плунжера паливного насоса

1. Пристрій для управління кутовою швидкістю обертання вала приводу плунжера паливного насоса, що має силову погоджуючу передачу з жорсткими ланками, пов'язану з валом дизеля і валом приводу плунжера, який відрізняється тим, що пристрій забезпечений вузлом зміни миттєвого передавального відношення, який має один і більше перетворювачів кутової швидкості обертання з періодичним законом передавальних відносин між ведучим і веденим валами перетворювача. 2. Пристрій по п. 1, який відрізняється тим, що перетворювач виконаний у вигляді шарніра Гука. 3. Пристрій по п. 1, який відрізняється тим, що вузол зміни миттєвого передавального відношення забезпечений підвищувальною і понижувальною зубчатими передачами, які зв'язують перетворювач з валами дизеля і приводу плунжера. 4. Пристрій по пп. 1, 3, який відрізняється тим, що підвищувальна і понижувальна зубчаті передачі виконані у вигляді двох загальних шестерень і двох і більше пар розподільних шестерень, а вузол зміни миттєвого передавального відношення має два і більше ідентичних перетворювачів кутової швидкості обертання, пов'язаних з різними парами розподільних шестерень. 5. Пристрій по п. 1, який відрізняється тим, що вузол зміни миттєвого передавального відношення має два і більше перетворювачів кутової швидкості обертання, послідовно пов'язаних між собою. A (54) ПРИСТРІЙ ДЛЯ УПРАВЛІННЯ КУТОВОЮ ШВИДКІСТЮ ОБЕРТАННЯ ВАЛА ПРИВОДУ ПЛУНЖЕРА ПАЛИВНОГО НАСОСА 36170 чергуванням моментів початку подачі палива в циліндри до вала приводу плунжера паливного насоса з розмежованими у часі періодами робочого ходу плунжерів, а передавальні відносини між цими валами підтримують постійним і однаковим на всіх режимах роботи дизеля; для кожного проміжку часу між двома послідовними моментами початку подачі палива середнє значення передавальних відносин між валами дизеля і приводу плунжера залишається постійним для всіх режимів роботи дизеля, що необхідно для узгодження між роботою паливного насоса і робочими процесами в циліндрах дизеля (умова синхронізації); має силову погоджуючу передачу з жорсткими ланками, пов'язану з валом дизеля і валом приводу плунжера. Величина постійного передавального відношення однозначно визначається тактністю дизеля, а для насосів розподільного типу - і схемою паливного насоса. Такий пристрій використовується у всіх відомих паливних насосах з власним кулачковим валом і жорстким механічним приводом від вала дизеля. Недоліки цього пристрою: наявність жорсткої в'язі між валом дизеля і валом приводу плунжера, не дозволяє добитися істотної оптимізації значень швидкостей руху плунжера на періоді його робочого ходу і, тим самим, перешкоджає підвищенню технічного рівня паливної апаратури дизеля; зниження частоти обертання вала дизеля від її номінальної величини супроводиться пропорційним зменшенням частоти обертання вала приводу і швидкостей руху плунжера на періоді його робочого ходу, що погіршує розпил палива в зоні середніх і нижніх частот швидкісного діапазону дизеля. В основу винаходу поставлено задачу створення пристрою для управління кутовою швидкістю обертання вала приводу плунжера паливного насоса шляхом установки вузла зміни миттєвого передавального відношення між валом дизеля і валом приводу плунжера паливного насоса, що дасть змогу забезпечити оптимальне значення об'ємної швидкості подачі палива плунжером. Поставлена задача вирішується тим, що пристрій для управління кутовою швидкістю обертання вала приводу плунжера паливного насоса забезпечений вузлом зміни миттєвого передавального відношення, який має один і більше перетворювачів кутової швидкості обертання з періодичним законом передавальних відносин між ведучим і веденим валами перетворювача; перетворювач виконаний у вигляді шарніра Гука; вузол зміни миттєвого передавального відношення забезпечений підвищуючою і понижувальною зубчатими передачами, зв'язуючими перетворювач з валами дизеля і приводу плунжера; підвищуюча і понижувальна зубчаті передачі виконані у вигляді двох загальних шестерень і двох і більше пар розподільних шестерень, а вузол зміни миттєвого передавального відношення має два і більше ідентичних перетворювача кутової швидкості обертання, пов'язаних з різними парами розподільних шестерень; вузол зміни миттєвого передавального відношення має два і більше перетворювачів кутової швидкості обертання, послідовно пов'язаних між собою; вузол зміни миттєвих передавальних відносин з двома перетворювачами кутової швидкості обертання забезпечений автоматичним регулюва льником міри нерівномірності обертання вала приводу плунжера, що має механізм управління фазами періодичних законів передавальних відносин між ведучими і веденими валами перетворювачів, причому вал дизеля, перший і другий перетворювачі і вал приводу плунжера насоса послідовно пов'язані між собою передачами з постійними передавальними відносинами; абсолютна величина постійних передавальних відносин між валами перетворювачів рівна 1, а закон передавальних відносин між ведучим і веденим валами першого перетворювача співпадає із законом передавальних відносин між веденим і ведучим валами другого перетворювача; передачі з постійними передавальними відносинами включають з'єднання валів, виконані в формі гвинтових кінематичних пар, а механізм управління фазами періодичних законів передавального відношення забезпечений виконавчим механізмом відносного переміщення валів, що з'єднуються вздовж осей гвинтових пар; гвинтова пара виконана у вигляді з'єднання косозубих шестерень; розмножувальний механізм відносного переміщення валів має ланку, утворюючу циліндричні кінематичні пари з валами шарнірів Гука і пару обертання зі своєю нерухомою опорою, причому переміщувані косозубі шестерні жорстко пов'язані з валами шарнірів Гука, а непереміщувані шестерні розміщені в паралельних площинах. Суть винаходу пояснюють креслення на фіг. 113. На фіг. 1 представлена структурна схема пристрою з одним перетворювачем кутової швидкості; на фіг. 2 - перетворювач кутової швидкості у вигляді шарніра Гука; на фіг. 3 - структурна схема пристрою з підвищуючою і понижувальною зубчатими передачами; на фіг. 4 - варіант виконання цього пристрою з передачею потужності через паралельно працюючі перетворювачі; на фіг. 5 структурна схема пристрою з послідовним з'єднанням перетворювачів; на фіг. 6 - стр уктурна схема пристрою з регульованою мірою нерівномірності обертання вала приводу плунжера; на фіг. 7 - варіант виконання пристрою по фіг. 6 при використанні гвинтових пар для зміни фаз періодичних законів передавального відношення; на фіг. 8 варіант виконання підвищуючої і понижувальної зубчати х передач пристрою по фіг. 3 за допомогою переміщуваних і непереміщуваних вздовж своїх осей косозубих шестерень; на фіг. 9 - варіант виконання пристрою по фіг. 8 з перетворювачами у вигляді шарнірів Гука; на фіг. 10 – кpиві j II(j2) і jI(j2), що пояснюють характер зміни передавального відношення j(j2) при застосуванні такого пристрою для двох режимів роботи дизеля із зростаючими значеннями частоти обертання вала; на фіг. 11 - криві w2н(j2), w 2I(j 2) і w2II(j 2), що пояснюють характер зміни кутової швидкості w2 обертання вала приводу плунжера для номінального режиму роботи дизеля (w2н) і двох швидкісних режимів (w2I і w2II) із зменшуваними значеннями частоти обертання його вала w1н>w1I>w1II; на фіг. 12 - графіки зміни функції j(j60) на інтервалі періодичності; на фіг. 13 - графіки залежності jmax(R), DF 60(R) и DF 60 м (R), де DF 60 - довжина проміжку F 60 м кутів j60, при яких значення передавального відношення j, вище їх середнього значення jc. Пристрій працює таким чином. 2 36170 Пристрій (фіг. 1) має силову погоджуючу передачу з жорсткими ланками, пов'язану з валом 1 дизеля і валом 2 приводу плунжера паливного насоса. Передача забезпечена вузлом зміни миттєвого передавального відношення 3, що містить перетворювач кутової швидкості обертання 4 з періодичним законом передавальних відносин між ведучим 5 і веденим 6 валами перетворювача 4. На наведеній схемі (фіг. 2) показані напрями постійної кутової швидкості w5 обертання ведучого вала 5 і непостійної кутової швидкості w6 обертання веденого вала 6. Шарнір Гука має два періоди зміни кутової швидкості w6 за один оборот ведучого вала, тому пристрій з таким перетворювачем і схемою, представленою на фіг. 1, може використовуватися на одноциліндровому або двохциліндровому дизелі. В зв'язку з цим пропонується інший варіант пристрою, структурна схема якого показана на фіг. 3. В цьому пристрої вузол зміни миттєвого передавального відношення 3 забезпечений підвищуючою 35 і понижувальною 36 зубчатими передачами, зв'язуючими перетворювач 4 з валами 1 дизеля і 2 приводу плунжера. При роботі такого пристрою передача 36 зменшує період кутової швидкості w2(j2) обертання вала 2 приводу плунжера, до необхідного значення F п, а передача 35 компенсує зміну середніх передавальних відносин jc між валами 1 і 2, викликану установкою передачі 36, і відновлює величину jc, до рівня, необхідного для узгодження роботи плунжерів паливного насоса з робочими процесами в циліндрах дизеля. Зубча ті передачі 35, 36 становлять значну частину від загального габариту і мас пристрою. Для збільшення допустимої питомої потужності, що передається через вузол зміни миттєвого передавального відношення 3 до вала 2, приводу плунжера, запропонований наступний варіант пристрою, схема якого представлена на фіг. 4. У ньому підвищуюча і понижувальна зубчаті передачі виконані у вигляді двох загальних шестерень 37, 38, і двох (і більш) пар розподільних шестерень 39, 40, а вузол зміни миттєвого передавального відношення має два (і більше) ідентичних перетворювачів кутової швидкості обертання 4, пов'язаних з різними парами розподільних шестерень 39, 40. При роботі такого пристрою передача потужності між шестернями 37 і 38 передається двома (і більше) паралельно працюючими перетворювачами 4. Один перетворювач може не забезпечити необхідної міри нерівномірності обертання вала 2 приводу плунжера при задоволенні необхідними умовами технологічності, міцності і надійності пристрою. В зв'язку з цим запропонований варіант пристрою, схема якого представлена на фіг. 5. У ньому вузол зміни миттєвого передавального відношення 3 має два (і більше) перетворювачів кутової швидкості обертання 41, 42, послідовно пов'язаних між собою. При роботі даного пристрою миттєві передавальні відносини j(j2) між валами 1 і 2 пропорціонально (або однаково) перемноженим миттєвим передавальним відносинам між ведучим і веденими валами перетворювачів 41 і 42. Як приклад послідовного з'єднання перетворювачів можна привести відому схему з'єднання паралельних валів, за допомогою двох шарнірів Гука, у яких осі виделок на проміжному валу розташовані під прямим кутом. У описаних вище варіантах пристрою закон зміни передавальних відносин j(j2) між валом дизеля 1 і валом 2 приводу плунжера встановлюють ідентичним для всіх швидкісних і навантажувальних режимів роботи дизеля, що спрощує запропонований спосіб і пристрій для його здійснення. Однак при такому технічному рішенні для дизелів з істотним робочим швидкісним діапазоном (наприклад, для всіх автомобільних і тракторних дизелів, дизелів маневрових тепловозів і деяких інших транспортних засобів) паливний насос буде, як і раніше, забезпечувати істотно різну якість розпилу палива на режимі номінальної частоти і в зоні середніх і нижніх частот швидкісного діапазону дизеля, що пояснюється істотною відмінністю в робочих швидкостях руху плунжера паливного насоса на цих режимах. Для усунення даного недоліку запропонований варіант пристрою, при якому закон зміни миттєвого значення передавального відношення встановлюють залежно від частоти обертання вала дизеля, щонайменше на частині швидкісного діапазону дизеля проводять збільшення значень миттєвих відносин між валами дизеля 1 і приводу плунжера 2 насоса на періоді робочого ходу плунжера. У запропонованому варіанті пристрою (фіг. 6), вузол зміни миттєвих передавальних відносин 3 з двома перетворювачами кутової швидкості обертання 45 і 46, забезпечений автоматичним регулювальником 47 міри нерівномірності обертання вала 2 приводу плунжера, що має механізм 48 управління фазами періодичних законів передавальних відносин між ведучими 49, 50 і між веденими 51, 52 валами перетворювачів 45, 46, причому, вал дизеля 1, перший 45 і другий 46 перетворювачі і вал 2 приводу плунжера, послідовно пов'язані між собою передачами 53, 54, 55 з постійними передавальними відносинами j53, j54 , j55, відповідно. При роботі пристрою вали 1 і 49 обертаються з постійними, пропорційними між собою кутовими швидкостями w1 і w49: w49=j53·w 1. Вали 50 і 51 обертаються з непостійними, пропорційними між собою кутовими швидкостями w50 і w51: w50=j54·w 51 . Вали 2 і 52 обертаються з пропорційними між собою кутовими швидкостями w2 і w52, міра нерівномірності яких залежить від частоти обертання вала дизеля 1: w2=j55 ·w52=j(j2, w1)·w1 . Міра нерівномірності обертання валів 50 і 52 залежить від частоти обертання вала дизеля 1 (це можливо при використанні перетворювачів 45, 46 із змінними законами передавального відношення, виконаних у вигляді шарніра Гука із змінним кутом перетину валів) або залишатися незмінної для всіх режимів роботи дизеля. Зміна фаз періодичних законів відносин між валами 49, 50 і валами 51, 52 проводиться шляхом відносного кутового зсуву валів 50 і 51 в передачі 54: j50=j54·j 51+d і/або шляхом зміни фаз законів передавальних відносин між ведучим і веденим валами перетворювачів 45 і 46: 3 36170 w2I(j 2) і w2 II(j2), що пояснюють характер зміни кутової швидкості w2 обертання вала 2 приводу плунжера для номінального режиму роботи дизеля (w2н) і двох швидкісних режимів (w2I і w2II) із зменшуваними значеннями частоти обертання його вала w1н>w1 I>w1 II. П унктирними лініями на цій фігурі показані середні значення кутових швидкостей w2. Закони передавального відношення jн(j2), jI(j2) і jII(j2)) відповідні цим кутовим швидкостям, показані на фіг. 10. Для здійснення цього способу в пристрої, схема якого представлена на фіг. 6, абсолютна величина постійного передавального відношення j54 передачі 54 рівна 1: ½j54½=1, а закон передавальних відносин j45(j) між ведучим 49 і веденим 51 валами перетворювача 45 співпадає із законами передавальних відносин j46(j) між веденим 52 і ведучим 50, валами перетворювача 46: j45(j)=j46(j), де значення кутів j відлічуються у напрямах обертання валів 51 і 50, відповідно. Запропоноване вище технічне рішення відповідає найбільш простому варіанту загальної умови (1). Для його виконання, наприклад, досить використати в схемі, представленій на фіг. 6, як перетворювачі 45 і 46 кутової швидкості обертання два ідентичних механізми даного призначення з вхідним і вихідним валами, вибравши як ведучий вал 49 вхідний вал першого механізму, а як ведучий вал 50 вхідний вал другого механізму; веденими валами 51 і 52 при цьому стають вихідний вал першого механізму і вихідний вал другого механізму, відповідно. При роботі такого пристрою вал 2 приводу плунжера на частині режимів роботи дизеля з високою частотою обертання його вала, включаючи номінальний режим, буде обертатися рівномірно з кутовою швидкістю w2, пропорційній кутовій швидкості w1 обертання вала 1 дизеля: w2=jcw1, а на інших режимах - нерівномірно: w2=j(j2)w 1, причому, нерівномірність цього обертання по мірі зменшення частоти обертання вала 1 дизеля збільшується або залишається незмінною. Закон передавального відношення визначається формулою: j=jcj45(j51+d1)j 45-1(j 51+d2+d), (3) амплітуда зміни цього відношення залежить від величини D=d+d2-d1. При використанні в пристрої, схема якого представлена на фіг. 6, перетворювачі 45 і 46 з незмінною фазою закону передавального відношення, єдиним засобом регулювання міри нерівномірності обертання вала 2 приводу плунжера залишається зміна величини d відносно кутового зсуву валів 50 і 51 в передачі 54. При такому зсуві, на ряду із зміною міри нерівномірності відбувається зміщення дільниці F 2 м максимальних значень передавального відношення j(j2) по шкалі кутів j2, що знижує досягнутий в пристрої позитивний ефект підвищення швидкостей плунжера в період його робочого ходу. Крім того, відбувається значна w49=j45(j51+d1)·w51, w52=j46(j50+d2)·w50, де j50 і j 51 - кути повороту валів 50 і 51; d - величина відносного кутового зсуву валів 50 і 51 в передачі 54; j45(j), j46(j) - закони передавального відношення перетворювачів 45, 46 при даній частоті обертання вала дизеля 1; d1, d2 - величини зміни фаз періодичних законів j45(j), j46(j)). Величини d, d1, d2 встановлюються залежно від частоти обертання вала дизеля 1 механізмом 48 автоматичного регулювальника 47, при цьому у приватних разах виконання пристрою величина d або величини d1, d2 залишаються рівними нулю для всіх режимів роботи дизеля. У цьому випадку кутові швидкості w49 , w52 виявляються пов'язаними між собою співвідношенням: w52=j46(j54 ·j51+d+d2)j45-1(j51+d1)j54·w 49 . А закон передавальних відносин між валами 1 і 2 дизеля і приводу плунжера визначається формулою: j=j53j54j55j 46(j54·j 51+d+d2)j45-1(j 51+d1). При зміні величин d і/або d1, d2 відбувається необхідне для здійснення даного варіанту способу зміна цього закону. Наприклад, якщо передавальне відношення j45(j), j46(j) безперервні і задовольняють умову j45(j)=Kj46(j 54·j) (1) де: К - константа, j - довільний кут, то величина j буде визначатися рівністю: j=jcj45-1(j51+d1)j45(j 51+j54-1 d2+d), і при виконанні умови d1=j 54-1 d2+d (2) Передавальне відношення j тотожно рівному своєму середньому значенню jc, а міра безперервності обертання вала приводу плунжера 2 рівна нулю. (У відомій схемі з'єднання паралельних валів, за допомогою двох шарнірів Гука, у яких осі виделок на проміжному валу паралельні один одному, проміжний вал обертається нерівномірно, але зовні паралельні вали – рівномірно.) При порушенні умови (2) міра нерівномірності обертання вала приводу плунжера 2 буде зростати в залежності від зміни величини: D=d+j54-1 d2-d1. Запропонований вище принцип регулювання міри нерівномірності обертання може бути використаний і в більш широкому класі пристроїв, у яких передавальні функції j45(j), j 46(j) не задовольняють умову (1). У таких пристроях при будь-якому поєднанні величин d, d1 , d2 вал приводу плунжера 2 обертається нерівномірно, отже, нерівномірне обертання цього вала збережеться і на режимах з високою частотою обертання вала дизеля, включаючи номінальний режим. Однак на цих режимах середня кутова швидкість обертання вала 2 приводу плунжера може виявитися достатньою для якісного розпилу палива, а додаткове збільшення робочих швидкостей плунжера за рахунок нерівномірного обертання цього вала небажаним, оскільки це викличе перевантаження приводу плунжера паливного насоса, в тому числі і від значних інерційних сил. Для цього випадку запропонований варіант пристрою, при якому нерівномірне обертання вала приводу плунжера 2 проводять на частотах обертання вала дизеля 1, менших номінальної частоти. На фіг. 11 представлені криві w2н(j2), 4 36170 зміна кута випередження вприскування Q, перевершувальний його оптимальну зміну Qопт. Для реалізації запропонованого принципу регулювання міри нерівномірності вала 2 приводу плунжера (з урахуванням виявлених особливостей) призначений варіант пристрою, схема якого представлена на фіг. 7. В даному пристрої передачі 53, 54, 55 з постійними передавальними відносинами включають з'єднання валів 56 і 57, 58 і 59, 60 і 61, виконані в формі гвинтових кінематичних пар 62, 63, 64, а механізм 48 управління фазами періодичних законів передавального відношення, забезпечений виконавчим механізмом 65 відносного переміщення валів, що з'єднуються 56 і 57, 58 і 59,60 і 61, вздовж осей гвинтових пар 62, 63,64, відповідно. При роботі такого пристрою зміна величини d відносного кутового зсуву валів 50 і 51 проводиться за рахунок відносного переміщення валів 58 і 59 вздовж осі гвинтової пари 63, що супроводиться їх відносним проворотом. Одночасно з цим, механізм 65 виробляє відносні переміщення і провороти валів 56 і 57 в гвинтовій парі 62 і валів 60 і 61 в гвинтовій парі 64. Кути нахилу гвинтови х ліній в цих парах вибрані так, що кут j2 м , відповідний максимальному значенню передавального відношення j(j2), при будь-яких значеннях величини d, співпадає з серединою періоду робочого ходу плунжера при максимальній подачі палива паливним насосом, а кут випередження уприскування Q приймає оптимальне для даної частоти обертання вала дизеля 1 значення Qопт. Таким чином, запропонований варіант пристрою, крім своєї основної функції може виконувати функції муфти автоматичного випередження уприскування, і паливний насос може ефективно працювати без установки цієї муфти. У інших модифікаціях даного варіанту пристрою гвинтова пара 62, 63 або 64 виконана у вигляді шліцьового з'єднання 63 з гвинтовими шліцами, що підвищує надійність цього з'єднання, або у вигляді з'єднання косозубих шестерень (шестерні 69 і 68 або 70 і 71 на фіг. 8, шестерні 72 і 73 на фіг. 9), якщо це дозволяє зменшити габарит і масу механізму. У тих варіантах пристрою, в яких для отримання необхідної частоти зміни кутової швидкості w2 вали приводу плунжера 2 передачі 53 і 55 забезпечені підвищуючою 35 і понижувальною 36 зубчатими передачами, ці передачі запропоновано виконувати у вигляді переміщуваної (69 або 70) і непереміщуваної (68 або 71) вздовж своїх осей косозубих шестерень (фіг. 8), що дозволяє реалізувати в цих з'єднаннях також і функції гвинтових пар 62, 63, 64 і, тим самим, спростити конструкцію. При використанні перетворювачів 45 і 46, виконаних у вигляді шарнірів Гука, максимальне спрощення конструкції, зниження габариту і мас вузла 3 для дизелів з рівномірним чергуванням моментів початку подачі палива в циліндри забезпечується в наступному варіанті даного пристрою, схема якого представлена на фіг. 9. Тут механізм 65 відносного переміщення валів, що з'єднуються 56 і 57, 58 і 59, 60 і 61 вздовж осей гвинтових пар 62, 63, 64 містить ланку 74, створюючу циліндричні кінематичні пари 75, 76 з валами 58, 59 шарнірів Гука 77, 78 і пару обертання зі своєю нерухомою опорою 79. Переміщувані косозубі шестерні 69, 70, 72 і 73 жорстко пов'язані з валами 57, 60, 58 і 59 шарнірів Гука 77, 78, а непереміщувані шестерні 68, 71 розміщені в паралельних площинах. У цьому пристрої вали 57 і 59 виконують функцію ведучих валів 49 і 51, а вали 58 і 60 - функцію ведених валів 50 і 52 перетворювачів 45 і 46 пристрою, схема якого представлена на фіг. 6; шестерні 72 і 73 виконані з однаковим числом зубів і передавальні відносини між валами 58 і 59 (тобто величина j54 для схеми на фіг. 6) дорівнює мінус 1; осі валів 57, 58, 59 і 60 перетинаються в центрах шарнірів Гука 77 і 78 під однаковим кутом a, отже передавальні функції перетворювачів 77 і 78 ідентичні між собою. Тому для даного пристрою закон зміни передавального відношення j описується формулою, аналогічній формулі (3): J=jcj0(j58)j0-1(j 58+d) (4) де j0 - передавальна функція для кутових швидкостей обертання валів, що з'єднуються шарніром Гука; j58 - кут повороту вала 58. Використовуючи відомі вирази для функції j0(j) і передавальної функції F 0(j) для кутів повороту валів, що з'єднуються шарніром Гука: J0(j)=cosa(cos 2j+cos 2a·sin2j)-1, F 0(j)=arctg(cosa·tgj), де j - кут повороту одного з валів цього шарніра, формулу (4) можна привести до наступного еквівалентного вигляду: j=jc[1+2R2+2R(1+R 2)1/2sin(2j60-2b)] (5) або j=jc[1+2R2-2R(1+R 2)1/2sin(2j57-2b)]-1, (6) де R- параметр нерівномірності, R=0,5sina·tga+sind, (7) b - фаза зміщення синусоїди (5), b=0,5arctg[0,5(cosa+1/cosa)tgd]; j57 і j60 - к ути повороту валів 57 і 60. Функції j(j60) і j(j57), визначувані формулами (5) і (6), періодичні з періодом 180° і на періоді своєї зміни приймають одне максимальне значення jmax: jmax=jc[1+2R2+2R(1+R 2)1/2] і одне мінімальне значення jmin: jmin=jc[1+2R2+2R(1+R 2)1/2]-1. На фіг. 12 представлені графіки зміни функції j(j60) на інтервалі періодичності. Графіки відповідають наступним значенням кутів a і d: a=60°; d=0°, 15°, 30° і 45°, характерним для роботи даного пристрою. На фіг. 13 представлені графіки залежності jmax(R), DF 60(R) і D F 60 м ( R), де DF 60 - довжина проміжку F 60 м кутів j60, при яких значення передавального відношення j, вище їх середнього значення jc, тобто j(j60)³jc: DF 60(R)=90°+arctgR, DF 60 м - довжина проміжку F 60 м кутів j 60, при яких значення передавального відношення j близькі до їх максимального значення jmax(R), тобто: j(j60)–jc³0,8[j max(R)–jc], DF 60 м (R)=arccos[0,8–0,2R/(1+R 2)1/2]. Величина DF 60 становить 90-120°, величина F 60 м становить 37-45°. Межі графіків зміни функцій j(j60) на проміжках F 60 м виділені на фіг. 16 пунктирними лініями. Із зміною кутів a і d, проміжки DF 60 і F 60 м переміщаються по шкалі кутів j 60. Зокрема, величина j60 м кута j60, відповідного центру цих 5 36170 де DF 2р - довжина проміжку F 2.р кутів j2 відповідних робочому ходу плунжера при максимальній подачі палива паливним насосом. Величина DF 2р звичайно не перевищує 10-15°, а для ряду високообертових дизелів - DF 2.р