Расчет топливной аппаратуры дизельного двигателя 16ЧН2527 (стр. 6 из 6)

6.1.9 Напряжения кручения материала пружины:

МПа

При предварительной затяжке пружины

τ₁ = R· P₁ = 483500 · 901,6·

= 435,906 МПа

при действии рабочей силы:

τ₂ = R·P_p = 483500 ·901,737·

= 501,797 МПа < 675 МПа

при сжатии пружины до соприкосновения витков

τ₃ = R· P₃ = 483500 ·1110,8·

= 669,063 МПа < 940 МПа

напряжения кручения не превышают допускаемых.

6.1.10 Относительный фактор запаса прочности :

значит, пружина обладает хорошими усталостными характеристиками.

Допускаемый размер колебаний:

α_д = 240·10⁶ – 0,51·10^-9 ·(τ₂ - 98·10⁶)²

α_д = 240·10⁶ – 0,51·10^-9 ·(501,979·10⁶ -98·10⁶)² = 1568 ·10⁶ Па

действительный размах колебаний :

α_τ = τ₁ – τ₂ = 290,603 – 268,524 = 65,89 МПа

6.1.11 Проверка отсутствия соударения витков пружины:

значит соударение витков отсутствует:

где

м/с

6.1.12 Деформация пружины :

предварительная :

, м

рабочая :

, м максимальная до соприкосновения витков:

, м

6.1.13Максимальная деформация одного витка :

, м

6.1.14Проверка пружины на резонанс:

значит резонанса нет;

Низшая собственная частота колебаний пружины:

, мин^-1

6.1.15 Высота пружины , сжатой до соприкосновения витков :

, мм

высота пружины в свободном состоянии:

H₀ = H₃ + F₃ = 70 + 10 = 80 мм

Проверка пружины на устойчивость:

пружина устойчива

высота пружины при предварительной деформации:

H₁ = H₀ – F₁ = 80 – 6,615 = 73,385 мм

высота пружины при рабочей деформации:

H₂ = H₀ - F_p = 80 – 7,615 =72,385 мм

6.1.16 Шаг пружины;

t = f₃ + d_пф =0,8462 + 5 =5,8462 мм

6.1.17 Длина развернутой пружины :

L = 3.2·Д_оф ·i_п = 3,2 ·15 ·14,5 =761,25 мм

6.2 РАСЧЕТ КОРПУСА РАСПЫЛИТЕЛЯ

Корпус распылителя проверяют на деформацию от усилия затяжки гайки форсунки и напряжения разрыва в сечении по распыливающим отверстиям.

Рисунок 6.2.1 Основные размеры корпуса распылителя.

6.2.1 Деформация корпуса распылителя от усилия затяжки гайки форсунки:

мкм

где l₃ = 0.03 м – длина зажимаемой части корпуса распылителя;

F₃ = 5.1·10^{-4 м2} – площадь поперечного сечения зажимаемой части корпуса распылителя;

P₃ = q · F_γ = 233 · 5,1·10^-4 = 0,119 МН - осевое усилие затяжки накидной гайкой форсунки;

q = 50…200 МПа – удельное давление на торце распылителя, обеспечивающее уплотнение его канала высокого давления;

q =233 по двигателю прототипу.

F_γ = 5.1·10^-4 м² – площадь уплотняющего торца распылителя.

6.2.2 Напряжение разрыва в сечении по распыливающим отверстиям :

МПа

где Р_{С max} = 85,32 МПа - максимальное давление топлива перед распыливающими отверстиями;

d_ko = 3 мм; d_нп = 6 мм ; d_p = 0,45 – диаметры колодца распылителя, наружной части носика распылителя, распыливающего отверстия;

i_p = 8 - число распыливающих отверстий ;

l_p = 0,0017 м - длина распыливающего отверстия;

напряжение разрыва в сечении по распыливающим отверстиям не превышает допустимого значения [σ_p] = 80 МПа .

6.3 РАСЧЕТ ИГЛЫ РАСПЫЛИТЕЛЯ

Иглу распылителя проверяют по удельной нагрузке между запирающим конусом иглы и корпуса распылителя , по удельной нагрузке на опорной торцевой поверхности иглы при ее полном ходе и по напряжению смятия в торцевом сопряжении иглы со штангой.

Рис. 6.3.1 Основные размеры иглы распылителя.

6.3.1 Удельная нагрузка между запирающими конусами иглы и корпуса распылителя, МПа:

МПа

где Р_ив = 28 МПа – давление начала впрыскивания ;

d_и, d_к, d_у – диаметр иглы , основания запирающего конуса и вершины запирающего конуса иглы.

Рассчитанное значение не превышает допускаемого [K_и] = 350 МПа.

6.3.2 Удельная нагрузка на опорной торцевой поверхности иглы при ее полном ходе

МПа

где Р_{л max} = 181,96 МПа – максимальное давление топлива в линии высокого давления;

d_и, d_оп - диаметр иглы и опорной поверхности иглы , мм

Р_уп – сила, сжимающая пружину при подъеме иглы до упора, НМ;

P_уп = Р₁ + К_ж· h_и = 9,016·10^-4 +0,137 ·1 =1,038·10^-3 МН

К_ж – жесткость пружины , МН/м

h_и = 1·10^{-3 м – подъем иглы;}

P₁ = p_ив · F_д = 28 ·3,22·10^-5 = 9,016·10^-4 МН

Р₁ – сила предварительной затяжки пружины

F_д – площадь дифференциальной площадки, м²

Рассчитанное значение превышает допускаемое [K_ИО] = 150 МПа, необходимо менять материал иглы распылителя.

6.3.3 Расчет напряжения смятия в сопряжении сферы штанги с торцевой плоскостью хвостовика иглы:

МПа

где d_сш = 0,04 м – диаметр сферы штанги

Рассчитанное напряжение смятия не превышает допускаемого значения [σ_см] = 2000 МПа.

6.4 РАСЧЕТ СТЕРЖНЯ ШТАНГИ ФОРСУНКИ

Штангу форсунки проверяют на напряжения сжатия в минимальном сечении и на запас устойчивости от продольного изгиба.

Напряжения сжатия в минимальном сечении штанги:

МПа

где d_шт = 0,007 м – наименьший диаметр стержня штанги .

Напряжения сжатия в минимальном сечении стержня штанги не превышает допускаемого [σ_cж] = 300 МПа.

Запас устойчивости штанги от продольного изгиба:

где l_шт = 0,13 м – длина штанги;

I_шт =

м⁴ - момент инерции минимального поперечного сечения штанги.

Рассчитанный запас устойчивости от изгиба больше допустимого [n_У] = 2.5

ВЫВОДЫ

1 В результате проектирования топливного насоса високого давления: определил приближенные значения и принял ход плунжера S_П = 28 мм и диаметр плунжера d_П = 19 мм;

2 При профилировании кулачка определил:

- профилирование профиля прямого хода осуществляется в два этапа, при этом определяются следующие основные параметры:

1 максимальная скорость движения плунжера С_MAX = 2,7283 м/с;

2 ход плунжера на первом участке S₁ = 15,3293 мм

на втором участке S₂ = 12,6707 мм

3 ускорение плунжера на первом участке W₁ = 242,791 м/с²

на втором участке W₂ = -293,733 м/с²

4 максимальное значение угла давления δ_MAX = 29,777 град.

5 радиус кривизны в конечной точке профиля R_K = 0,052 м

6 радиус кривизны профиля в начале второго участка R_КД = 5,833·10^-4

7 углы первого участка профиля прямого хода β₁ = 32,026 град

второго участка профиля прямого хода β₂ = 26,472 град

8 текущие значения S,С_П,W,R,δ; 3 При расчете процесса топливоподачи, который разбивается на 5 периодов определяют:

-максимальные значения давлений;

в надплунжерной полости Р_Н = 182,257 МПа;

в линии высокого давления Р_Л = 181,96 МПа ;

перед распыливающими отверстиями Р_С = 149,185 МПа;

4 При расчете деталей топливного насоса высокого давления:

- при определении запаса прочности пружины плунжера и проверки ее на резонанс, значения вошли в допускаемые пределы;

- при расчете кулачка привода плунжера на контактные напряжения, возникающие на поверхности кулачка, контактирующей с роликом толкателя не превышает допустимых значений;

- при расчете кулачкового вала на изгиб и кручение, а также его прогиба и угла закрутки, все значения входят в пределы допускаемых значений;

- ось толкателя рассчитывают на изгиб, срез и удельное давление в опорах, полученные значения вошли в рамки допустимых;

- расчет плунжера производится на сжатие в минимальном сечении и удельную нагрузку опорного торца, все значения в пределах допускаемых значений;

5 При расчете деталей форсунки

- пружины форсунки, которая проверяется на резонанс, напряжения кручения при предварительной затяжке, при действии рабочей силы и при сжатии пружины до соприкосновения витков;

- корпуса распылителя, проверяют на деформацию от усилия затяжки гайки и напряжения разрыва в сечении распыливающих отверстий;

- игла распылителя проверяется на удельные нагрузки и на напряжения смятия в торцевом сопряжении иглы с тарелкой пружины. Все значения входят в пределы допускаемых значений.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1 Р.В Казачков. Проектирование топливных систем высокого давления дизелей. Харьков 1994 г

2 Р.В Казачков Методические указания к курсовому и дипломному проектированию по курсу «Конструкции ДВС», «Расчет процесса топливоподачи дизельной аппаратуры » - Харьков ХПИ, 1984 г

3 Р.В Казачков Методические указания к проектированию ТНВД - Харьков ХПИ 1982 г.