Розрахунок паливної апаратури дизельного двигуна 16ЧН2527

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Міністерство освіти і науки України

Національний технічний університет "Харківський політехнічний інститут"

Кафедра "Двигуни внутрішнього згоряння"

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

за курсом "Паливні системи ДВС"

Тема проекту: "Розрахунок паливної апаратури дизельного двигуна"

Виконав: студент групи xx-ХХ ст

xxxxxx xx

Перевірив: xxxxx xx

Харків 2005

ВИХІДНІ ДАНІ

1 Найменування двигуна 16ЧН25/27

2 Ефективна потужність N e, кВт 2900

3 Частота обертання колінчастого вала n, хв -1 950

4 Питома ефективна витрата палива g e, 205

5 Тип паливного насоса високого тиску односекційний

РЕФЕРАТ

Курсовий проект містить аркушів пояснювальної записки з розрахунком паливної апаратури тепловозного двигуна.

У пояснювальній записці наведено малюнків, таблиць,

Ключові слова: паливна система, паливний насос високого тиску, форсунка, плунжерні пара, плунжер, втулка плунжера, пружина плунжера, кулачковий вал, кулачек, штовхач, пружина форсунки, розпилювач, корпус розпилювача, голка розпилювача, штанга форсунки.

Курсовий проект включає: визначення діаметру і ходу плунжера, профілювання кулачка, що забезпечують трикутний характер зміни швидкості плунжера, процес паливоподачі і розрахунок на міцність.

ЗМІСТ

ВИХІДНІ ДАНІ

РЕФЕРАТ

ВСТУП

1 ОПИС КОНСТРУКЦІЇ

2 ВИЗНАЧЕННЯ ДІАМЕТРУ І ходу плунжера

3 Профілювання кулачка

2.1 ВИХІДНІ ДАНІ ДЛЯ ПРОФІЛІЗАЦІЇ

2.2 ПРОФІЛІЗАЦІЇ ПРОФІЛЮ ПРЯМОГО ХОДУ

2.3 ПОБУДОВА профілю кулачка

4 процесу паливоподачі

3.1 ВИХІДНІ ДАНІ

3.2 РОЗРАХУНОК наповнювальної та відсічні ОТВОРІВ

    1. РОЗРАХУНОК ПЕРШОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

    2. РОЗРАХУНОК ДРУГОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

    3. РОЗРАХУНОК ТРЕТЬОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

РОЗРАХУНОК ЧЕТВЕРТОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

    1. РОЗРАХУНОК П'ЯТОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

5 РОЗРАХУНОК деталей паливного насоса

4.1 РОЗРАХУНОК ПРУЖИНИ Плунжер

4.2 РОЗРАХУНОК Кулачки приводом плунжера

4.3 РОЗРАХУНОК КУЛАЧКОВОГО ВАЛУ

4.4 РОЗРАХУНОК ШТОВХАЧ

4.5 РОЗРАХУНОК Плунжер

6 РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ФОРСУНКИ

5.1 РОЗРАХУНОК ПРУЖИНИ ФОРСУНКИ

5.2 РОЗРАХУНОК корпусу розпилювача

5.3 РОЗРАХУНОК голки розпилювача

5.4 РОЗРАХУНОК СТЕРЖНЯ ШТАНГИ ​​ФОРСУНКИ

ВИСНОВКИ

ЛІТЕРАТУРА

ВСТУП

Паливні системи дизеля забезпечує очищення палива від забруднювачів і впорскування його в циліндри двигуна.

Топливоподающая система призначена для вприскування точно відміряний порцій палива в камеру згоряння і розпилювання цих порцій під високим тиском в певній послідовності з певними кутами випередження. Від досконалості паливної системи в основному залежить якість сумішоутворення.

Відомі паливні системи дизелів різних типів. В даний час найбільше застосування отримали паливні системи безпосереднього вприскування розділеного типу з механічним приводом плунжера і закритими клапонно-сопловим форсунками з гідравлічним приводом голки розпилювача.

Паливна система дизеля включає систему низького і високого тиску. Система низького тиску призначена для зберігання запасу палива, його очищення від забруднювачів і нагнітання до паливної системи високого тиску.

Відомі системи низького тиску проточні (замкнуті), напівзамкнуті і тупикові. В даний час найбільшого поширення набули проточні системи, що забезпечують прокачування палива через порожнини низького тиску паливних насосів високого тиску (ТНВД). Прокачування палива знижує температуру секції високого тиску (СВД) і виносить з насоса частинки зносу деталей плунжерних пар, що підвищує надійність і термін служби паливних насосів.

Паливна система високого тиску призначена для впорскування палива в циліндри двигуна.

Одні з найважливіших складових вузлів цієї системи є паливний насос високого тиску і форсунка, до них пред'являються дуже жорсткі вимоги.

1 ОПИС КОНСТРУКЦІЇ

1.1 Паливний насос високого тиску.

Цей насос плунжерного типу, служить для подачі палива у форсунку під високим тиском суворо відміряний порціями і в певні моменти в залежності від кута повороту колінчастого вала дизеля.

Основним вузлом насоса є плунжерні пара. Плунжерна пара представляє собою пару, в якій плунжер і гільза взаємно прітерти. Заміна однієї з деталей елемента не допускається. На плунжер надіта поворотна гільза, яка перебуває в зачепленні з регулюючою рейкою. Таким чином, поздовжнє переміщення рейки повертає плунжер.

У передній частині насоса встановлений нагнітальний клапан, що складається з сідла клапана і власне самого клапана. Нагнітальний клапан служить для роз'єднання нагнітального паливного трубопроводу від надплунжерного порожнини.

При ході вгору плунжер перекриває своєю верхньою кромкою вікно в гільзі, повідомляє порожнину низького тиску з надплунжерного порожниною. Коли тиск палива досягає величини, що перевищує силу затягування пружини нагнітального клапана, він відкривається, паливо надходить по нагнітальному трубопроводу до форсунки. Нагнітання палива продовжується до моменту відкриття гвинтовий кромкою плунжера вікна в гільзі. При подальшому русі плунжера вгору паливо з надплунжерного порожнини по вертикальному пазу плунжера і отвору в гільзі буде перетікати в порожнину низького тиску. При цьому тиск над плунжером різко падає, а нагнітальний клапан під дією пружини і різниці тисків палива в трубопроводі і над плунжером опуститься на сідло.

Початок подачі палива визначається моментом перекриття отвору в гільзі торцевої кромкою плунжера. Кількість палива, що подається залежить від положення гвинтової кромки плунжера щодо вікна в гільзі і змінюється поворотом плунжера навколо осі за допомогою поворотної гільзи та регулюючої рейки.

Штовхач притискається до кулачка і не відривається від нього, тому закон руху штовхача, а отже і плунжера насоса визначається формою профілю кулачка кулачкового валу. Для двигуна Д 70 вибраний профіль кулачка, що забезпечує трикутний закон зміни швидкості.

1.2 Форсунка

Спроектована форсунка закритого типу (внутрішня порожнина на час між вприсками палива роз'єднується від камери згоряння голкою).

У топлівоподводящій штуцер вставлений щілинний фільтр, призначення якого - затримувати сторонні частинки, які випадково потрапили в нагнітальних порожнину.

Розпилювач і голка спаровуються взаємної притиранням і піддаються контрольної опресовки для перевірки щільності прилягання конуса голки до сідла розпилювача та перевірки пригону діаметрального проміжку між голкою і розпилювачем. Ці деталі утворюють прецизійну пару, заміна однієї з деталей не допускається.

Для ущільнення стику торець корпусу форсунки і верхній торець розпилювача ретельно шліфують, а потім полірують притирочное пастою.

Тиск початку підйому голки визначається затягуванням пружини регулювальним болтом (початковий тиск розпилювання палива).

При закінченні подачі палива насосом голка сідає, при цьому пружина забезпечує швидку посадку голки на сідло, що сприяє отриманню чіткої відсічення подачі палива. Регулювальний болт дозволяє регулювати затягування пружини форсунки.

Між накидною гайкою форсунки і дном склянки головки поршня встановлюється мідне кільце, що служить для ущільнення стику між форсункою і кришкою циліндра.

2 ВИЗНАЧЕННЯ ДІАМЕТРУ І ходу плунжера

2.1 Максимальна циклова подача

Q T max = K 1 · Q T

де К 1 - коефіцієнт враховує перевантаження дизеля і витік палива з надплунжерного обсягу внаслідок зносу плунжерної пари:

K 1 = 1.25 ... 1.35;

Приймаю До 1 = 1,3

Q T - циклова подача палива, мм 3 / цикл;

мм 3 / цикл;

Q T max = 1.25 · 1507.35 = 1993.94 мм 3 / цикл;

2.2 Обсяг описуваний плунжером при його русі від НМТ до ВМТ:

, Мм 3;

де К 2 = 4 ... 8 - коефіцієнт перевищення обсягу, описуваного плунжером, над максимальної циклової подачею палива на суму обсягів: стиснення палива в надплунжерного обсязі і в лінії високого тиску, деформації паливопроводу високого тиску, обсягів, описуваних плунжером при перекритті наповнювальних отворів, при розгоні і гасінні швидкості плунжера.

Приймаю До 2 = 4

V П = 4.1933, 94 = 7976 мм 3;

Вибираю d П і S П з урахуванням ДСТУ і співвідношення:

приймаю S П = 1,474 · d П;

2.3Діаметр плунжера:

мм;

приймаю за ГОСТ d П = 19 мм;

    1. Хід плунжера;

S П = 1,475 · d П = 1,475 · 19 = 28,025 мм;

приймаю за ГОСТ S П = 28 мм.

3 Профілювання кулачка

3.1 Вихідні дані для профілювання

Кулачки, що забезпечують трикутний характер зміни швидкості плунжера мають профілі, задані координатами його руху.

Профілі складаються з двох ділянок. Ділянка 1 може бути увігнутим, опуклим або спочатку увігнутим, а потім опуклим. Прискорення плунжера W 1 позитивне і постійне. У кінці ділянки 1 досягається максимальна швидкість руху плунжера C max.

Ділянка 2 опуклий, прискорення плунжера W 2 негативне і постійне. У кінці ділянки профіль досягає ВМТ.

3.1.1 Частота обертання кулачкового валу ТНВД - n k = 475 хв -1;

      1. Хід S п = 28 мм і діаметр плунжера d п = 19 мм - із заданої циклової подачі;

      2. Радіус початковій окружності кулачка R 0 = 50 мм, радіус ролика штовхача ρ = 30 мм його несуча ширина b = 30 мм;

      3. Радіус кривизни в початковій точці профілю R н = -400 мм;

Застосування від'ємного значення R н тобто увігнутість початкового ділянки профілю, забезпечує великі швидкості руху плунжера, зменшує кут виступу кулачка β в, але ускладнює технологічність його виготовлення.

3.1.5 Маса деталей приводу плунжера, які вчиняють зворотно поступальний рух m = 1.5 кг;

3.1.6 Гранично допустиме значення коефіцієнта перевищення силою пружини плунжера сили інерції - До д ;

3.1.7 Жорсткість пружини плунжера - До ж по прототипу приймаю

До ж = 51300 Н / м;

      1. Попередня затягування пружини плунжера f 0 = 6 мм;

      2. Тиск палива в надплунжерного обсязі при положенні плунжера в ВМТ - Р ло = 0,2 МПа;

      3. Допустимі контактні напруження на поверхні кулачка і ролика σ д = 2000 МПа;

      4. Модуль пружності матеріалів кулачка і ролика штовхача Е = 2,2 · 10 5 МПа;

      5. Максимально допустимий кут тиску δ д - кут між віссю штовхача і нормаллю до профілю кулачка в точці його дотику з роликом, не повинен перевищувати 35 ... 45 0, і залежить головним чином від конструкції штовхача. Приймаю δ д = 45 0;

      6. Допустимий тиск палива в надплунжерного обсязі на початку другої ділянки профілю Р тп> 100 МПа;

    1. ПРОФІЛІЗАЦІЇ ПРОФІЛЮ ПРЯМОГО ХОДУ

Профілювання профілю прямого ходу виконується в два етапи:

1-й етап - визначаю максимально можливу швидкість плунжера на прямому ході З max, значення якої визначає швидкість плунжера під час впорскування, а значить інтенсивність впорскування;

2-й етап - визначаю поточне значення ходу S, швидкості С, прискорення

W плунжера і радіусів кривизни профілю R.

Етап 1 - визначення С max

м / с;

де n к - частота обертання кулачка, хв -1;

S аг - активний геометричний хід плунжера, м;

мм;

Q T - циклова подача палива, мм 3;

η = 0.6 - коефіцієнт подачі палива;

мм 2;

де β аг - тривалість активного геометричного ходу плунжера, 0 ПКВ.

Β вп - тривалість впорскування палива, 0 ПКВ.

C max = 1.3 · C m = 1.3 · 2.099 = 2.7283 м / с;

Визначаю прискорення плунжера на першій ділянці профілю, м / с 2:

м / с 2;

де Х н - кінематичний коефіцієнт у початковій точці профілю, м;

Х н = R 0 + ρ = 50 + 30 = 80 мм;

R 0 - радіус початкової окружності, мм;

ω до - кутова швидкість кулачка, с -1;

c -1;

ρ - радіус ролика штовхача, м;

R н - радіус кривизни в початковій точці профілю, м;

Вираховую хід плунжера на першій ділянці профілю, м;

м;

Вираховую хід плунжера на другій ділянці профілю, м;

S 2 = S п - S 1 = 0.028-1.53293 · 10 -2 = 0.0126707 м;

Вираховую прискорення плунжера на другій ділянці профілю, м / с 2 і привласнюю знак мінус:

c -1;

Максимальне значення кута тиску:

де Х з - кінематичний коефіцієнт в кінці першої ділянки профілю, м:

X c = R 0 + ρ + S 1 = 0.05 + 0.03 + 1.53293 · 10 -2 = 0.096 м;

Вираховую коефіцієнт перевищення силою пружини плунжера сили інерції зворотно-поступально рухомих деталей приводу плунжера:

;

де f 0 - попередня затягування пружини плунжера, м;

K ж - її твердість, Н / м;

Вираховую радіус кривизни в кінцевій точці профілю, м:

м;

де Х к - кінематичний коефіцієнт в кінцевій точці профілю, м;

X K = R 0 + ρ + S п = 0,05 + 0,03 + 0,028 = 0,109 м;

Визначаю за формулою Герца гранично допустимий радіус кривизни в кінцевій точці профілю, м;

м;

де b = 0.03, ρ = 0,03, несуча ширина і радіус ролика штовхача, м;

E, σ д - модуль пружності матеріалу кулачка, допустимі контактні напруги на поверхнях ролика і штовхача, МПа;

N - cила, передана роликом на кулачек, МН;

N = P T + P П = 5,668 · 10 -5 + 1,744 · 10 -3 = 1,801 · 10 -3;

де P Т - сила від тиску палива при положенні плунжера у ВМТ, МН;

P Т = Р ЛВ · F П = 0,2 · 2,834 · 10 -4 = 5,668 · 10 -5 МН;

P П - сила пружини при положенні плунжера у ВМТ, МН;

P П = МН;

Вираховую гранично допустимий тиск палива в надплунжерного обсязі на початку другої ділянки, при цьому силою пружини і силою інерції, спрямованих назустріч і близьких за величиною, нехтую:

МПа;

мм

Кут виступу кулачка, град;

Кут профілю прямого ходу, град;

;

де β 1, β 2 - кути першого та другого ділянки профілю прямого ходу, град;

;

;

Етап 2 - визначення поточних значень S, C, R, δ, P T

Профілювання першої ділянки профілю прямого ходу:

Поточне значення ходу плунжера, мм:

S = K 3 · β 2;

де ;

S = 1.5 · 10 -2 · β 2;

Поточне значення швидкості плунжера м / с:

C = K 4 · β;

де ;

Підставляючи у формули поточне значення β, вираховую значення S та С. Результати записую в таблицю.

Поточне значення радіуса кривизни в будь-якій точці профілю, м:

;

X - кінематичний коефіцієнт, м:

X = R 0 + ρ + S = 0.05 + 0.03 + S = 0.08 + S · 10 -3;

C = 0.085 · β;

Поточне значення R, δ і Р т визначаю за відповідними формулами.

Поточне значення S, C, W, R, Р т і δ наведені у таблиці 3.2, графіки наведені на рис.3.2

3.3 ПОБУДОВА профілю кулачка

Профіль прямого ходу кулачка при відомих R 0, ρ і S = f (β) строю наступним чином:

      1. Викреслюють початкову коло радіусом R 0;

      2. З центру початковій окружності викреслюють коло радіусом

R П1 = R 0 + ρ = 50 +30 = 80 мм;

      1. Кут профілю прямого ходу розбиваю на 5 0;

      2. З центру початковій окружності викреслюють коло радіусом

R П2 = R П1 + S П = 80 + 28 = 108 мм;

      1. Починаючи з вершини кулачка, від кола радіуса R П2 відкладається по радіусах величину ΔS = S П - S, де S - відповідний хід плунжера;

      2. З'єдную отримані точки і таким чином отримую траєкторію руху центру ролика штовхача. З цих точок проводжу кола радіусом ρ;

      3. Огинаюча, проведена стосовно до кола радіусом ρ, утворює профіль кулачка;

      4. Профіль зворотного ходу;

4 поцессом Паливоподача

4.1 ВИХІДНІ ДАНІ

4.1.1 Циклова подача палива: Q T = 1534 мм 3 / цикл;

4.1.2 Частота обертання кулачкового валу паливного насоса n k = 475 хв -1;

4.1.3 Тиск робочих газів в циліндрі двигуна під час вприскування палива, МПа

МПа;

Р сж = 7 МПа - тиск робочих газів в кінці стиснення;

Р z = 12 МПа - максимальний тиск циклу;

4.1.4 Щільність палива ρ т = 850 кг / м 3;

      1. Коефіцієнт стисливості палива: α сж = 800.10 -6 МПа -1;

      2. Параметри плунжерної пари паливного насоса:

  • d П = 19 мм - діаметр плунжера;

  • S П = 28 мм - повний хід плунжера;

  • Ψ ОТС = 30 0 - кут нахилу відсічною кромки;

  • Ψ ВП = 0 - кут нахилу наповнювальної кромки плунжера;

  • d Н = 5 мм - діаметр наповнювальних отворів плунжерної пари;

  • i Н = 2 - кількість наповнювальних отворів плунжерної пари;

  • d ОТС = 5 мм - діаметр відсічних отворів плунжерної пари;

  • i ОТС = 1 - кількість відсічних отворів плунжерної пари;

  • F П = 2,834 · 10 -4 м 2 - площа поперечного перерізу плунжера

      1. Тиск необхідне для підняття нагнітального клапана від замикаючого конуса: P K = 0.3 МПа;

      2. Обсяг надплунжерного порожнини паливного насоса при його перебуванні в НМТ:

V Н = V НП + V ВП = 8,218 · 10 -6 + 1.10 -6 = 9.218 · 10 -6 м 3;

V НП = F П · (S П + Δ) = 2,834 · 10 -4 · (28 +1) = 8,218 · 10 -6 м 3 - обсяг порожнини над плунжером при його нижньому положенні,

де Δ = 1 мм - зазор між торцями плунжера і корпусу нагнітального клапана;

V ВП = 1 · 10 -6 м 3 - обсяг каналів і вирізів в золотниковій частини плунжера;

      1. Параметри форсунки:

  • d І = 8 мм - діаметр голки розпилювача;

  • d K = 4,8 мм - діаметр основи замикаючого конуса голки розпилювача;

  • δ = 0,64 - відносна величина диференціальної майданчики голки розпилювача;

  • δ І = 60 град - кут замикаючого конуса голки розпилювача;

  • d КВ = 3 мм - діаметр колодязя розпилювача;

  • d Р = 0,45 мм - діаметр распилівавающіх отворів;

  • i Р = 8 - кількість Розпилююча отворів;

  • h І = 0,45 мм - підйом голки розпилювача;

  • f P = 1.11 мм 2 - сумарне прохідний перетин Розпилююча отворів;

4.1.10 Тиск початку впорскування

Р ІВ = 28 МПа;

4.1.11 Залишковий тиск в лінії високого тиску

Р ЛВ = 3 МПа;

4.1.12 Тиск палива в порожнині низького тиску паливного насоса:

P 0 = 0.2 МПа;

4.1.13 Коефіцієнт витрати наповнювальних отворів плунжерної пари:

μ Н = 0,8;

      1. Коефіцієнт витрати відсічних отворів плунжерної пари:

μ ОТС = 0,8;

4.1.15 Коефіцієнт витрати мінімального прохідного перерізу в замикаючому конусі розпилювача:

μ ЗК = 0,75;

4.1.16 Коефіцієнт витрати Розпилююча отворів розпилювача;

μ P = 0,65;

4.2 РОЗРАХУНОК наповнювальної та відсічні ОТВОРІВ

4.2.1 Прохідний перетин наповнювальних отворів круглої форми f н в м 2 на інтервалі від початку руху плунжера S = 0 і до торкання його наповнювальної кромкою нижнього краю наповнювальних отворів плунжерної пари S = S н, має постійну величину і визначається за формулою:

Після торкання наповнювальної кромкою нижнього краю наповнювальних отворів плунжерної пари f н має форму кругового сегмента з центральним кутом 2 θ н і визначається в м 2 за формулою:

Кут θ н знаходиться з умови:

де i Н = 2 - кількість наповнювальних отворів;

d н = 5 - діаметр наповнювальних отворів;

S - поточне значення шляху плунжера, мм;

S н - шлях плунжера від початку його руху до торкання наповнювальної кромкою плунжера нижнього краю наповнювальних отворів плунжерної пари, мм;

град;

ψ вп = 0 ° - кут нахилу наповнювальної кромки плунжера

Кут θ н у формулі в радіанах

При S н = 0, ψ вп = 0, γ н = 90 град.

Значення f н вираховую через 1 градус кута повороту колінчастого валу. Значення f н наведені в таблиці 4.2.1.1 а побудова графіка f н = f (β) на рисунку 4.2.1.1

      1. Прохідний перетин відсічних отворів круглої форми f відступ має форму кругового сегмента з центральним кутом 2 · θ про і визначається в м 2 за формулою:

Кут θ 0 знаходиться з умови:

де i отс = 1 - кількість відсічних отворів;

d отс = 5 мм - діаметр відсічного отвори;

S але - шлях плунжера від початку його руху до початку відсічення, мм;

γ 0 = 90 - ψ отс = 90-45 = 45 град;

ψ отс = 45 град. - Кут нахилу відсічною кромки плунжера.

Значення f відступ наведені в таблиці 4.2.2.1 а побудова графіка зміни

f отс = f (SS но) на малюнку 4.2.2.1

    1. РОЗРАХУНОК ПЕРШОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

Перший період триває від моменту початку руху плунжера, коли Р Н = Р 0 = 0,2 МПа, до моменту підйому нагнітального клапана, коли Р Н = Р ЛВ + Р К = 3 +0,3 = 3,3 МПа. На початку першого періоду (приблизно до Р Н = 1 МПа) тиск палива наростає повільно. Тому ΔР / Δ β можна прирівняти нулю, в Р Н визначати за формулою:

де

Далі Р Н визначаю за формулою:

Рахунок слід вести через 0,5 ... 1 град.

Результати розрахунків поточних значень тиску оформляю у вигляді таблиць: 4.3.1.1 і 4.3.1.2

    1. РОЗРАХУНОК ДРУГОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

Другий період паливоподачі триває від моменту підйому нагнітального клапана до моменту підйому голки розпилювача форсунки. Протягом цього періоду тиск палива в надплунжерного порожнини змінюється від Р Н = Р ЛВ + Р К до тиску, при якому порушується голка розпилювача:

МПа;

Поперечний перетин підстави замикаючого конуса голки розпилювача:

мм 2;

Площа диференціальної майданчики голки розпилювача:

мм 2;

До закриття наповнювальних отворів тиск визначається за формулою:

;

;

Після закриття наповнювальних отворів ΔР визначається за формулою:

Тиск в лінії високого тиску визначається за формулою:

Р Л = Р Н - Р К;

Результати поточних значень тиску оформляю у вигляді таблиць 4.4.1.1 та 4.4.1.2

    1. РОЗРАХУНОК ТРЕТЬОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

Третій період триває від моменту підйому голки розпилювача форсунки, коли починається впорскування палива в циліндр двигуна через Розпилююча отвори розпилювача, до початку відсічення, тобто до моменту початку перетікання палива з надплунжерного порожнини в відсічні отвори плунжерної пари. Відсічення в першому наближенні призначаю після впорскування 70% циклової подачі палива.

Тиск в лінії високого тиску визначається за формулою:

Р Л1 +1 = Р Л1 + ΔР;

м 2;

Кількість палива, що впорскується в циліндр до даного моменту часу, визначаємо за формулою:

см 3;

На першому розрахунковому інтервалі внаслідок збільшення обсягу системи на обсяг, описуваний голкою , ΔР знижується на:

МПа

Тиск палива перед Розпилююча отворами визначається за формулою:

Результати поточних значень Р Н, Р Л, Р С, ΔQ, Q вношу в таблицю 4.5.1

    1. РОЗРАХУНОК ЧЕТВЕРТОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

Четвертий період паливоподачі триває від моменту відсічення розвантажувального ходу нагнітального клапана, який наступає, коли припиняється подача палива з надплунжерного порожнини в порожнину корпусу нагнітального клапана внаслідок зрівнювання об'ємної швидкості плунжера з об'ємною швидкістю витікання палива через відсічні отвори і швидкістю розширення палива в надплунжерного порожнини через падіння тиску.

Тиск Р Л визначається за формулою:

Р Л1 +1 = Р Л1 + DР, МПа;

, МПа;

де

Для зручності об'єднуємо:

;

Тоді:

, МПа;

Кількість палива впорскується в циліндр до певного моменту часу визначається за тією ж формулою, що і для третього періоду паливоподачі.

Момент початку розвантажувального ходу нагнітального клапана визначається за формулою:

де

Визначення моменту початку розвантажувального ходу нагнітального клапана оформляю у вигляді таблиці 4.6.1

Таблиця 4.6.1-Початок розвантажувального ходу нагнітального клапан

β

Δβ

Сп

A

Δp

К6 · [Δp]

fотс

B

К6 · [Δp] + B

Різниця

град

град

м / с

м ³

МПа

м ³

МПа

м ²

м ³

м ³

м ³

29,65

0,35

2,52

8,7327

5,8218

4,29321

164,486

0

4,8 E-06

4,29321

4,439452

30

1

2,55

25,245

11,948

8,81123

170,308

0,4142

5,40478

14,216

-1,3

Розрахунок четвертого періоду наведено в таблиці 4.7.1

    1. РОЗРАХУНОК П'ЯТОГО ПЕРІОДУ Паливоподача

    П'ятий період паливоподачі триває від моменту початку розвантажувального ходу нагнітального клапана до посадки голки розпилювача на замикаючий конус корпусу розпилювача форсунки, що відбувається, коли тиск палива в лінії високого тиску Р Л стане рівним:

    Р КВ = Р НВ · δ = 28 · 0,64 = 18 МПа;

    Розрахунок п'ятого періоду проводиться за тими ж формулами, що і розрахунок четвертого періоду паливоподачі.

    Для зручності, розрахунок четвертого і п'ятого періодів паливоподачі наводиться у вигляді однієї таблиці 4.7.1

    Результати основних розрахункових параметрів паливоподачі наводжу у вигляді графіків залежностей основних параметрів від кута повороту кулачкового валу ТНВД, малюнок 4.7.1

    5 Розрахунок деталей паливного насоса високого тиску.

    5.1 Розрахунок пружини плунжера.

    Вибір основних розмірів пружини здійснюється таким чином, щоб коефіцієнт перевищення силою пружини сили інерції зворотно-поступально рухомих деталей приводу плунжера К в момент, коли прискорення плунжера стає негативним, а напруження в ній від вигину і кручення не перевищувало допустиме.

    Вихідні дані для проведення розрахунку:

    5.1.1Частота обертання кулачкового валу n до = 475 хв -1;

    5.1.2Масса деталей роблять зворотно-поступальний рух m = 1,5 кг;

    5.1.3 Хід плунжера в момент, коли його прискорення стає негативним S w = 15,3293 мм;

    5.1.4 Негативне прискорення плунжера W = -293.737 м / с;

    5.1.5 Діаметр дроту, з якого виготовлена ​​пружина плунжера і її діаметр dпр = 7.5 мм, D 0 = 43 мм;

    5.1.6 Попередня затягування пружини плунжера f 0 = 6 мм;

    5.1.7 Матеріал, з якого виготовлена ​​дріт: 50ХФА;

    5.1.8 Зазор між витками пружини в стислому стані Δ n = 1 мм;

    5.1.9 Допустима напруга від крутіння τ 0 = 450 МПа;

    5.1.10 К = 1,2;

    5.1.11 Модуль пружності зсуву G = 82500 МПа;

    Порядок розрахунку.

    1.Максімально допустиме навантаження на пружину:

    Р п мах = = = 1733 Н;

    2.Жесткость одного витка пружини:

    До ж1 = = = 410396.5 Н / м;

    3.Повна деформація пружини:

    f max = f 0 + Sп = 6 + 28 = 34 мм;

    4.Чісло робочих витків пружини:

    i рп = = = 8.035 приймаю i рп = 8;

    5.Жесткость пружини:

    K ж = = = 51300 Н / м;

    6.Деформація пружини в момент коли прискорення плунжера стає негативним:

    f w = f 0 + S w = 0.06 + 0.015385 = 0.021 м;

    7.Сіла пружини коли прискорення плунжера стає негативним:

    P пw = f w · K ж = 0.021 · 51300 = тисячі дев'яносто сім Н;

    8.Сіла інерції деталей приводу плунжера, що здійснюють зворотно-поступальний рух, в момент, коли прискорення стає негативним:

    Р і = m · / W 0 / = 1.5 · / 293.733 / = 440.6 Н;

    9. Коефіцієнт перевищення силою пружини, сили інерції деталей, що роблять зворотно-поступальний рух:

    K = = = 2.49 До д = 1.2;

    10. Довжина пружини у вільному стані:

    L пр = (d пр + Δn) · i p + f max + i · d пр = (7.5 + 1) · 8 + 34 +1.7 · 7.5 = 114.75 мм;

    11. Крок витків пружини:

    t = d пр + + Δn = 7.5 + + 1 = 12.75 мм;

    12. Визначення запасу міцності пружини:

    12.1. Поправочний коефіцієнт розподілу крутіння по колу перерізу витка, а також напруги зрізу:

    K п = = + = 1.26;

    де С '= = = 5.73 - індекс пружини

    12.2.Максімальная сила пружини:

    P n max = f max · K ж = 0.034 · 51300 = 1744 Н;

    12.3. Максимальна напруга в пружині від вигину і кручення:

    τ max = = = 573.29 МПа;

    12.4.Мінімальная сила пружини:

    Р по = f 0 · K ж = 0.006 · 51300 = 307,797 Н;

    12.5. Мінімальна напруга в пружині від вигину і кручення:

    τ min = = = 101.169 МПа;

    12.6.Среднее напруга циклу:

    τ m = = = 337,23 МПа;

    12.7.Амплітуда напруження циклу:

    τ a = = = 236,061 МПа;

    12.8. Для стали 50 ХФА межа плинності τ s = 950 МПа, межа витривалості τ -1 = 500 МПа, при ретельній обробці поверхні = 1;

    12.9. Запас міцності:

    n = = = 1.209;

    Пружина надійна, тому що запас міцності перевищує нижню межу допустимих значень.

    13. Перевірка пружини на резонанс:

    нижча власна частота коливань пружини:

    n c = 2.17 · 10 7 · = 2.17 · 10 7 · = 11002.56 хв -1;

    = = 23.136> 10;

    значить коливання пружини не небезпечні.

    5.2 Розрахунок кулачка приводу плунжера.

    Визначення контактних напружень на поверхні кулачка приводу плунжера ТНВД в момент корду тиск палива в надплунжерного обсязі досягає максимального значення Р т мах

    5.2.1 Сила діюча по осі плунжера:

    P = P т + Р п + Р і = 0.052 +1.7442 · 10 -3 + 3.642 · 10 -4 = 0.054 МН

    5.2.2 Сила від тиску палива в надплунжерного обсязі:

    Р т = p нmax · F п = 182,257 · 2,834 · 10 -4 = 0,052 МН

    F п = = = 2,834 · 10 -4 м 2;

    5.2.3 Сила пружини:

    Р п = (f 0 + S) · K ж · 10 -6 = (0,006 +0,028) · 51300.10 -6 = 1,7442 · 10 -3;

    5.2.4 Сила інерції деталей приводу плунжера, що здійснюють зворотно-поступальний рух:

    Р і = m · W · 10 -6 = 1.5 · 242.791 · 10 -6 = 3.642 · 10 -4

    5.2.5 Кут тиску δ в момент коли досягається Р т max;

    δ = arctg = Arctg = 29.16 град;

    X = R 0 + ρ + S = 0.05 +0.03 +0.014415 = 0.095 м;

    = = 49.717 с -1;

    5.2.6 Сила, що передається роликом на кулачек:

    N = = = 0.062 МН;

    5.2.7 Контактні напруги:

    = 0,418 · =

    = 1610 МПа д = [1200 ... 2000] МПа;

    контактні напруження не перевищують допустимих.

    5.3 Розрахунок кулачкового валу.

    Кулачковий вал розраховується на вигин і кручення, а також визначається значення його прогину і кута закрутки.

    5.3.1Суммарное наведене напруга, що у кулачковому валі від спільної дії згинального і скручують моментів, що визначається за третин теорії міцності:

    = МПа

    де σ і = = МПа - напруга вигину

    М і = = МН · м - згинальний момент

    a = 0,1667, b в = 0,1667, l = 0,333, L = 3 - геометричні розміри кулачкового валу, м

    W і = = м 3 - момент опору вигину

    τ = = МПа - напруги кручення

    М К max = N max · X · sin δ = максимальний

    крутний момент на кулачку паливного насоса;

    W k = 2 · W і = момент опору крученню

    Значення сумарного наведеної напруги σ п не перевищує п] = 150 МПа σ п = 85,12 МПа

        1. Прогин прольоту кулачкового валу:

    Y =

    мм

    де N max - нормальна максимальна сила

    а, b в, l-геометричні розміри кулачкового валу

    I = = момент інерції поперечного перерізу кулачкового валу

    Прогин прольоту кулачкового валу не перевищує 1% від ходу плунжера.

        1. Кут закрутки в градусах повороту кулачкового валу:

    φ 3 = = гр. п. к. в.

    де L - довжина від шестерні або муфти приводу до найбільш від неї кулачка, м;

    G = 8.15 · 10 4 МПа - модуль пружності зсуву для сталі;

    I п = 2 · I = 2.2, 435.10 -6, м 3 - полярний момент інерції поперечного перерізу кулачкового валу.

    Кут закрутки кулачкового валу не перевищує допустимого 3] = 1, гр.п.к.в.

    5.4 РОЗРАХУНОК ШТОВХАЧ

    Розрахунок осі ролика, втулки ролика, направляючої поверхні штовхача. Вісь штовхача розраховується на вигин, зріз і питомий тиск на опорах.

    Малюнок 5.4.1 Розрахункова схема штовхача

    5.4.1 Напряженіея вигину осі штовхача:

    МПа

    де l п = 0,068, l в = 0,034, b = 0,03 - геометричні розміри елементів штовхача, м

    5.4.2 Дотичні напруги зрізу в перетинах осі штовхача:

    МПа

    дотичні напруження зрізу в перетинах осі штовхача не перевищують допустимих

    k] = 65 МПа

    5.4.3 Питома навантаження в опорах:

    К 0 = МПа

    питоме навантаження в опорах не перевищує допустиме значення

    [K 0] = 60 МПа

    5.4.4 Питома навантаження на внутрішній поверхні втулки:

    K ст = МПа

    питоме навантаження на внутрішній поверхні втулки не перевищує допустиме значення [K ст] = 70 МПа

    5.4.5 Питома навантаження на зовнішній поверхні плунжера:

    K вн = МПа

    питоме навантаження на зовнішній поверхні втулки не перевищує допустиме значення [K вн] = 50 МПа

        1. Максимальне навантаження у нижнього краю направляючої поверхні корпусу штовхача:

    K т = МПа

    Максимальне навантаження у нижнього краю направляючої поверхні корпусу штовхача не перевищує допустиме значення [K т] = 18.5МПа

    5.5 РОЗРАХУНОК Плунжер

    Розрахунок плунжера на стиск в мінімальному перерізі і питоме навантаження опорного торця.

        1. Напруга стиснення в мінімальному перетині плунжера:

    МПа

    де F п min = м 2 - площа мінімального поперечного перерізу плунжера;

    напругу стиску в мінімальному поперечному перерізі плунжера не перевищують допустимих cж] = 300 МПа

        1. Питоме навантаження при плоских торцях плунжера і штовхача:

    K т = МПа

    де F поп = м 2 - площа опорного торця плунжера

    d поп = 6 мм - діаметр опорного торця плунжера;

    питоме навантаження при плоских торцях плунжера і штовхача не перевищує допустимої [K т] = 2000 МПа

    1. РОЗРАХУНОК ДЕТАЛЕЙ ФОРСУНКИ

      1. РАСЧУТ ПРУЖИНИ ФОРСУНКИ

        1. Середній діаметр пружини форсунки:

    Д оф = 15 мм

        1. Індекс пружини:

    C пр =

        1. Число робочих витків:

    I p =

    приймаю i p = і вираховую нове значення K ж:

    K ж = КН / м

        1. Повне число витків:

    I п = i p + i оп = 12 + 2,5 = 14,5

        1. Сила попереднього затягування пружини:

    P 1 = p нв · F д = 28 · 10 6 · 3,22 · 10 -5 = 901,6 Н

    оцінюємо можливість прориву робочих газів через замикаючий конус розпилювача

    Р то + Р р = 0,785 · [0.5 · (P z + P cж) ]

    Н

        1. Сила стискаюча пружину при підйомі голки до упору:

    P уп = Р 1 + К ж · h і = 901,6 + 137 000 · 0,001 = тисячу тридцять вісім Н

        1. Сила діє на пружину в момент відриву від замикаючого конуса розпилювача

    Р 2 = Н

    де М = m і + m ш + =

    , М / с

    , З

    так як Р уп> Р 2, то для подальших розрахунків приймаю Р п = Р уп

        1. Максимальна сила, що стискає пружину до зіткнення витків:

    Н

    де δ 3 = 0,25 - відносний інерційний зазор.

        1. Напруження кручення матеріалу пружини:

    МПа

    При попередній затягуванні пружини

    τ 1 = R · P 1 = 483500 · 901,6 · = 435,906 МПа

    при дії робочої сили:

    τ 2 = R · P p = 483500 · 901,737 · = 501,797 МПа <675 МПа

    при стиску пружини до зіткнення витків

    τ 3 = R · P 3 = 483500 · 1110,8 · = 669,063 МПа <940 МПа

    напруги крутіння не перевищують допустимих.

        1. Відносний фактор запасу міцності:

    значить, пружина має гарні втомні характеристики.

    Допустимий розмір коливань:

    α д = 240.10 6 - 0,51 · 10 -9 · (τ 2 - 98.10 6) 2

    α д = 240.10 6 - 0,51 · 10 -9 · (501,979 · 10 6 -98 · 10 6) 2 = 1568 · 10 6 Па

    дійсний розмах коливань:

    α τ = τ 1 - τ 2 = 290,603 - 268,524 = 65,89 МПа

        1. Перевірка відсутності зіткнення витків пружини:

    значить зіткнення витків відсутній:

    де м / с

        1. Деформація пружини:

    попередня: , М

    робоча: , М максимальна до зіткнення витків:

    , М

    6.1.13Максімальная деформація одного витка:

    , М

    6.1.14Проверка пружини на резонанс:

    значить резонансу немає;

    Нижча власна частота коливань пружини:

    , Хв -1

    6.1.15 Висота пружини, стиснутої до зіткнення витків:

    , Мм

    висота пружини у вільному стані:

    H 0 = H 3 + F 3 = 70 + 10 = 80 мм

    Перевірка пружини на стійкість:

    пружина стійка

    висота пружини при попередній деформації:

    H 1 = H 0 - F 1 = 80 - 6,615 = 73,385 мм

    висота пружини при робочій деформації:

    H 2 = H 0 - F p = 80 - 7,615 = 72,385 мм

    6.1.16 Крок пружини;

    t = f 3 + d пф = 0,8462 + 5 = 5,8462 мм

    6.1.17 Довжина розгорнутої пружини:

    L = 3.2 · Д оф · i п = 3,2 · 15 · 14,5 = 761,25 мм

      1. РОЗРАХУНОК корпусу розпилювача

    Корпус розпилювача перевіряють на деформацію від зусилля затяжки гайки форсунки і напруги розриву в перетині по Розпилююча отворів.

    Малюнок 6.2.1 Основні розміри корпусу розпилювача.

        1. Деформація корпусу розпилювача від зусилля затяжки гайки форсунки:

    мкм

    де l 3 = 0.03 м - довжина затискаємо частини корпусу розпилювача;

    F 3 = 5.1 · 10 -4 м 2 - площа поперечного перерізу затискаємо частини корпусу розпилювача;

    P 3 = q · F γ = 233 · 5,1 · 10 -4 = 0,119 МН - осьове зусилля затяжки накидною гайкою форсунки;

    q = 50 ... 200 МПа - питомий тиск на торці розпилювача, що забезпечує ущільнення його каналу високого тиску;

    q = 233 по двигуну прототипу.

    F γ = 5.1 · 10 -4 м 2 - площа ущільнюючого торця розпилювача.

        1. Напруга розриву в перетині по Розпилююча отворам:

    МПа

    де Р С max = 85,32 МПа - максимальний тиск палива перед Розпилююча отворами;

    d ko = 3 мм; d нп = 6 мм; d p = 0,45 - діаметри колодязя розпилювача, зовнішньої частини носика розпилювача, що розпилює отвори;

    i p = 8 - число Розпилююча отворів;

    l p = 0,0017 м - довжина розпилює отвори;

    напруга розриву в перетині по Розпилююча отворам не перевищує допустимого значення p] = 80 МПа.

      1. РОЗРАХУНОК голки розпилювача

    Голку розпилювача перевіряють за питомою навантаженні між замикаючим конусом голки і корпусу розпилювача, за питомою навантаженні на опорній торцевої поверхні голки при її повному ході і за напругою зминання у торцевому сполученні голки зі штангою.

    Рис. 6.3.1 Основні розміри голки розпилювача.

        1. Питоме навантаження між замикаючими конусами голки і корпусу розпилювача, МПа:

    МПа

    де Р верб = 28 МПа - тиск початку впорскування;

    d і, d к, d у - діаметр голки, підстави замикаючого конуса і вершини замикаючого конуса голки.

    Розраховане значення не перевищує допустимого [K і] = 350 МПа.

        1. Питоме навантаження на опорній торцевої поверхні голки при її повному ході

    МПа

    де Р л max = 181,96 МПа - максимальний тиск палива в лінії високого тиску;

    d і, d оп - діаметр голки і опорної поверхні голки, мм

    Р уп - сила, що стискає пружину при підйомі голки до упору, НМ;

    P уп = Р 1 + К ж · h і = 9,016 · 10 -4 +0,137 · 1 = 1,038 · 10 -3 МН

    До ж - жорсткість пружини, МН / м

    h і = 1.10 -3 м - підйом голки;

    P 1 = p верб · F д = 28 · 3,22 · 10 -5 = 9,016 · 10 -4 МН

    Р 1 - сила попереднього затягування пружини

    F д - площа диференціальної майданчики, м 2

    Розраховане значення перевищує допустимий [K ІВ] = 150 МПа, необхідно змінювати матеріал голки розпилювача.

        1. Розрахунок напруги зминання у сполученні сфери штанги з торцевого площиною хвостовика голки:

    МПа

    де d сш = 0,04 м - діаметр сфери штанги

    Розраховане напруга зминання не перевищує допустимого значення см] = 2000 МПа.

      1. РОЗРАХУНОК СТЕРЖНЯ ШТАНГИ ​​ФОРСУНКИ

    Штангу форсунки перевіряють на напруження стиску в мінімальному перерізі і на запас стійкості від поздовжнього вигину.

    Напруження стиску в мінімальному перетині штанги:

    МПа

    де d шт = 0,007 м - найменший діаметр стрижня штанги.

    Напруження стиску в мінімальному перетині стрижня штанги не перевищує допустимого cж] = 300 МПа.

    Запас стійкості штанги від поздовжнього вигину:

    де l шт = 0,13 м - довжина штанги;

    I шт = м 4 - момент інерції мінімального поперечного перерізу штанги.

    Розрахований запас стійкості від вигину більше допустимого [n У] = 2.5

    ВИСНОВКИ

    1. В результаті проектування паливного насоса високого тиску: визначив наближені значення і прийняв хід плунжера S П = 28 мм і діаметр плунжера d П = 19 мм;

    2. При профілюванні кулачка визначив:

    - Профілювання профілю прямого ходу здійснюється у два етапи, при цьому визначаються такі основні параметри:

    1 максимальна швидкість руху плунжера З MAX = 2,7283 м / с;

    2 хід плунжера на першій ділянці S 1 = 15,3293 мм

    на другій ділянці S 2 = 12,6707 мм

    3 прискорення плунжера на першій ділянці W 1 = 242,791 м / с 2

    на другій ділянці W 2 = -293,733 м / с 2

    4 максимальне значення кута тиску δ MAX = 29,777 град.

    5 радіус кривизни в кінцевій точці профілю R K = 0,052 м

    6 радіус кривизни профілю на початку другої ділянки R КД = 5,833 · 10 -4

    7 кути першого ділянки профілю прямого ходу β 1 = 32,026 град

    другої ділянки профілю прямого ходу β 2 = 26,472 град

    8 поточні значення S, З П, W, R, δ; 3 При розрахунку процесу паливоподачі, який розбивається на 5 періодів визначають:

    -Максимальні значення тисків;

    в надплунжерного порожнини Р Н = 182,257 МПа;

    в лінії високого тиску Р Л = 181,96 МПа;

    перед Розпилююча отворами Р С = 149,185 МПа;

    4 При розрахунку деталей паливного насоса високого тиску:

    - При визначенні запасу міцності пружини плунжера і перевірки її на резонанс, значення увійшли до допустимі межі;

    - При розрахунку кулачка приводу плунжера на контактні напруги, що виникають на поверхні кулачка, що контактує з роликом штовхача не перевищує допустимих значень;

    - При розрахунку кулачкового валу на вигин і кручення, а також його прогину і кута закрутки, все значення входять в межі допустимих значень;

    - Вісь штовхача розраховують на вигин, зріз і питомий тиск в опорах, отримані значення увійшли в рамки допустимих;

    - Розрахунок плунжера виробляється на стиск в мінімальному перерізі і питоме навантаження опорного торця, всі значення в межах допустимих значень;

    5 При розрахунку деталей форсунки

    - Пружини форсунки, яка перевіряється на резонанс, напруги кручення при попередній затягуванні, при дії робочої сили і при стисканні пружини до зіткнення витків;

    - Корпуси розпилювача, перевіряють на деформацію від зусилля затяжки гайки і напруги розриву в перетині Розпилююча отворів;

    - Голка розпилювача перевіряється на питомі навантаження і на напруги зминання у торцевому сполученні голки з тарілкою пружини. Всі значення входять в межі допустимих значень.

    Список використаної літератури

    1. Р.В Казачков. Проектування паливних систем високого тиску дизелів. Харків 1994 р

    2. Р.В Казачков Методичні вказівки до курсового та дипломного проектування за курсом «Конструкції ДВС», «Розрахунок процесу паливоподачі дизельної апаратури» - Харків ХПІ, 1984 р

    3. Р.В Казачков Методичні вказівки до проектування ТНВД - Харків ХПІ 1982

    Додати в блог або на сайт

    Цей текст може містити помилки.

    Транспорт | Диплом
    180.2кб. | скачати


    Схожі роботи:
    Технологічний розрахунок ділянки дизельної паливної апаратури для АТП складається з 50 автомобілів
    Проектування ділянки по технічному обслуговуванню і ремонту паливної апаратури на АТП
    Система харчування дизельного двигуна
    Проектування дизельного двигуна по прототипу Д 37м
    Проектування дизельного двигуна по прототипу Д-37м
    Проект вихрокамерного 4-циліндрового дизельного двигуна для легкового автомобіля
    Вузли і механізми для розбирання і складання системи живлення дизельного двигуна
    Розрахунок обсягу апаратури телефонного вузла г Любань
    Розрахунок асинхронного двигуна
    © Усі права захищені
    написати до нас