Расчет пружины плунжера.

Выбор основных размеров пружины осуществляется таким образом , чтобы коэффициент превышения силой пружины силы инерции возвратно-поступательно движущихся деталей привода плунжера К в момент , когда ускорение плунжера становится отрицательным , а напряжение в ней от изгиба и кручения не превышало допустимое.

Исходные данные для проведения расчета: -Частота вращения кулачкового вала n_к=475 мин^-1; -Масса деталей совершающих возвратно-поступательное движение m = 1,5 кг; - Ход плунжера в момент , когда его ускорение становится отрицательным S_w = 15,3293 мм ; - Отрицательное ускорение плунжера W= -293.737 м/с; - Диаметр проволоки , из которой изготовлена пружина плунжера и ее диаметр dпр = 7.5 мм, D₀ = 43 мм; -Предварительная затяжка пружины плунжера f₀ =6 мм;-Материал, из которого изготовлена проволока: 50ХФА ; Зазор между витками пружины в сжатом состоянии ∆_n = 1 мм ;- Допустимое напряжение от кручения τ₀ = 450 МПа ; -К=1,2; - Модуль упругости сдвига G = 82500 МПа ; Порядок расчета.

1.Максимально допустимая нагрузка на пружину:

Р_{п мах} = = =1733 Н;

2.Жесткость одного витка пружины:

К_ж1= = = 410396.5 Н/м;

3.Полная деформация пружины:

f_max = f₀ + Sп = 6 + 28 = 34 мм;

4.Число рабочих витков пружины:

i_рп = = =8.035 принимаю i_рп=8;

5.Жесткость пружины:

K_ж= = = 51300 Н/м ;

6.Деформация пружины в момент когда ускорение плунжера становится отрицательным:

f_w = f₀ + S_w = 0.06 + 0.015385 = 0.021 м ;

7.Сила пружины когда ускорение плунжера становится отрицательным:

P_пw = f_w · K_ж = 0.021 · 51300 = 1097 Н;

8.Сила инерции деталей привода плунжера , совершающих возвратно- поступательное движение , в момент , когда ускорение становится отрицательным:

Р_и = m · / W₀ / = 1.5 · /293.733/ = 440.6 Н ;

9. Коэффициент превышения силой пружины , силы инерции деталей , совершающих возвратно-поступательное движение:

K = = = 2.49 К_д = 1.2 ;

10. Длина пружины в свободном состоянии:

L_пр = ( d_пр + ∆n) · i_p + f_max +i · d_пр = (7.5 + 1 ) · 8 + 34+1.7 · 7.5 = 114.75 мм;

11. Шаг витков пружины:

t = d_пр + + ∆n = 7.5 + + 1 =12.75 мм ;

12. Определение запаса прочности пружины:

12.1. Поправочный коэффициент распределения кручения по окружности сечения витка , а также напряжения среза:

K_п = = + = 1.26 ; где С’ = = = 5.73 - индекс пружины

12.2.Максимальная сила пружины:

P_{n max} = f_max · K_ж = 0.034 ·51300= 1744 Н;

12.3. Максимальное напряжение в пружине от изгиба и кручения:

τ_max = = = 573.29 МПа ;

12.4.Минимальная сила пружины:

Р_по = f₀ · K_ж = 0.006 · 51300 = 307,797 Н ;

12.5. Минимальное напряжение в пружине от изгиба и кручения:

τ_min = = = 101.169 МПа ;

12.6.Среднее напряжение цикла:

τ_m = = = 337,23МПа ;

12.7.Амплитуда напряжения цикла:

τ_a = = = 236,061 МПа;

12.8. Для стали 50 ХФА предел текучести τ_s = 950 МПа ,предел выносливости τ_-1 = 500 МПа , при тщательной обработке поверхности = 1 ;

12.9. Запас прочности:

n = = = 1.209;

Пружина надежна, т.к. запас прочности превышает нижний предел допустимых значений.

13. Проверка пружины на резонанс:

низшая собственная частота колебаний пружины:

n_c = 2.17·10⁷ · = 2.17· 10⁷ · = 11002.56 мин^-1 ;

= = 23.136 > 10 ;

значит колебания пружины не опасны.

Перечислить возможные пределы повышения мощности и экономичности дизеля по следующим направлениям: число и размеры цилиндра; свойства топлива; тактность дизеля; частота вращения коленчатого вала дизеля; коэффициент наполнения и механический КПД; коэффициент избытка воздуха и индикаторный КПД; наддув.

Повышение мощности существующего дизеля может быть обеспечено только одновременным изменением его топливной аппаратуры и системы воздухоснабжения. Для достижения последней цели служит наддув - метод увеличения плотности, а следовательно и массы воздуха, поступающей в цилиндры двигателя на такте всасывания.

Повышение мощности оценивается степенью наддува, представляющей собой отношение среднего эффективного давления дизеля с наддувом к среднему эффективному давлению у такого же дизеля без наддува. Наибольшие значения у четырехтактного дизеля не превышают 4, у двухтактного - 2,5.

С повышением давления наддува растет влияние КПД турбокомпрессора на удельный расход топлива.

Агрегат, состоящий из компрессора и турбины, называется турбокомпрессором.

В подавляющем числе случаев нашли применение компрессоры центробежного типа, отличающиеся простотой, компактностью конструкции и небольшой массой. Для их привода при небольших расходах газа в турбокомпрессорах используют одноступенчатые центростремительные турбины. С повышением

мощности дизеля возрастает количество выпускных газов, что позволяет применять одноступенчатые осевые турбины.

Важной особенностью предполагаемой замены является сохранение типажа высокооборотных дизелей (12/14, 15/18, 18/20, 18/22). Даже в том случае, если эти данные отражают только планы заводов, которые могут быть не реализованы из-за существующих трудностей, они важны как отражение тенденций в развитии отечественного дизелестроения.

Наиболее предпочтительным для конвертирования является мощностной ряд унифицированных четырехтактных дизелей типа Д49 (ЧН26/26), который включает 4, 6, 8, 12, 16 и 20 цилиндровые модификации мощностью от 585 до 442О кВт. Рост частоты вращения многократно повышает интенсивность колебательных процессов деталей остова. При этом для ДВС повышенной оборотности особое значение приобретают вопросы совершенствования виброакустических характеристик. Наибольшее применение получил газотурбинный наддув. Для наддува судовых дизелей выпускаются турбокомпрессоры стандартного ряда: типа ТК, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и одноступенчатой осевой газовой турбины, и типа ТКР, состоящие из одноступенчатого центробежного компрессора и осевой или радиальной центростремительной турбины. Наряду с этим все большее значение приобретают работы по повышению надежности двигателей, расширения диапазона применяемых топлив и их эмульсий, уменьшение вредных выбросов в окружающую среду, в том числе и с охлаждающей водой. Наиболее распространенным способом повышения мощности двигателей внутреннего сгорания является наддув. Наддув дает возможность значительного (в несколько раз) увеличения мощности двигателя при практически неизменных значениях индикаторного КПД и относительно небольшом увеличении массовых и габаритных показателей.

Индикаторный КПД зависит от: степени сжатия, коэффициента избытка воздуха, конструкции камеры сгорания, угла опережения, частоты вращения, продолжительности впрыскивания топлива, качества распыливания и смесеобразования.

Все тепловые потери в действительном цикле двигателя учитываются индикаторным КПД ηi - отношением индикаторной работы в цилиндре к количеству теплоты, подведенной с топливом для совершения этой работы:

ηi = Li/Qпод.

Если за Qпод принять количество теплоты, которое подводится с топливом за час, то Qпод = BчQн, где Bч - часовой расход топлива, Qн - низшая теплота сгорания.

Индикаторная работа за час: Li = 3600Ni.

Получим новую формулу для определения индикаторного КПД

ηi = 3600Ni/BчQн = 3600/giQн,

где gi - удельный индикатоный расход топлива.

Причинами недостатка воздуха в процессе сгорания могут быть следующие: --Засоренность воздушного фильтра или системы питания воздухом в целом.

- Засоренность системы выброса выхлопных газов,. Засоренность выхлопной системы приводит к ухудшению продувки цилиндров свежим воздухом и, как следствие, высокое остаточное количество выхлопных газов в камере сгорания.

- Неисправность турбокомпрессора.

- Нарушения в работе газораспределительного механизма. Малый зазор в клапанах или неисправность гидрокомпенсаторов приводит к сокращению времени продувки цилиндров свежим воздухом.

- Причиной избытка топлива в процессе сгорания может быть неправильная регулировка ТНВД.

- Причинами плохого смесеобразования могут быть: -Неисправность форсунок. Плохое качество распыливания топлива. - Неправильная установка топливного насоса в двигатель или изменение угла опережения впрыска топлива в процессе регулировки (ранний угол, а, также, поздний угол впрыска на горячем двигателе на режимах повышенной мощности).

- Неисправность муфты автоматического опережения впрыска топлива.

- Светлый дым – это продукт неполного сгорания топлива при относительно низкой температуре сжатого воздуха, высоком коэффициенте избытка воздуха и некачественном смесеобразовании.

3)Описать способы регулирования цикловой подачи топлива насосами плунжерного типа.

Ответ- Цикловую подачу можно регулировать тремя способами: изменением или начала, или конца подачи топлива, изменением одновременно начала и конца подачи топлива (смешанное регулирование). В случае изменения начала подачи топлива на всех режимах конец подачи насоса происходит в точке 4. Угол поворота коленчатого вала, в течение которого происходит впрыск топлива, изменяется при изменении угла опережения подачи топлива (Уг.оп. Наибольшей подаче соответствуют точки 1 на диаграмме и графике, угол опережения Уг.оп.1 и полезный (активный) ход плунжера. При уменьшении подачи gn ее начало последовательно смещается в точки 2 и 3, угол опережения уменьшается до Уг.оп.2 Уг.оп.3 и полезный ход плунжера становится ha2, ha3. Следовательно, регулирование цикловой подачи приводит к изменению угла ее опережения. Недостатком этого способа регулирования является малая скорость плунжера в конце подачи, что приводит к «вялому» распыливанию в конце подачи.

В случае изменения конца подачи топлива (рис. 6.3, б) началу подачи всегда соответствует точка, при уменьшении подачи gц ее конец перемещается из точки 4 в точки 3 и 2, соответственно изменяется полезный ход плунжера. Угол опережения подачи топлива на всех режимах остается неизменным. Скорость плунжера во время впрыска высокая, вся порция топлива хорошо распыливается. При смешанном регулировании (рис. 6.3, в) точки 1-6 соответствуют началу и концу подачи топлива при наибольшей подаче gц При уменьшении gц начало подачи последовательно смещается в точки 2 и 3, конец подачи — в точки 5 и 4. Так же, как при первом способе регулирования, изменение цикловой подачи приводит к изменению угла опережения подачи. У малооборотных дизелей, работающих с небольшим углом опережения подачи топлива (6—8° п. к. в.), регулирование подачи gц путем изменения начала подачи топлива.

Известно, что экономичность рабочего процесса дизеля в значительной мере зависит от максимального давления сгорания Pz. Иногда (в частности, при снижении частоты вращения и нагрузки, смене сорта топлива) давление, а с ним и экономичность двигателя падают. В свою очередь давление Pz зависит от угла опережения подачи топлива (с его увеличением растет). В связи с этим представляется возможным при падении давления Pz поднимать его до уровня Pz ном., соответствующим образом увеличивая угол оп. В известной мере этот путь используется в насосах с регулируемым началом подачи или смешанным регулированием. Однако гораздо большие возможности по оптимизации фаз подачи топлива достигаются при независимом устройстве регулирования угла оп.

Устройства, регулирующие цикловую подачу в насосах клапанного типа, могут быть выполнены в виде перепускных или отсечных клапанов, через которые на части хода плунжера топливо перепускается в приемную полость насоса; в насосах золотникового типа плунжер-золотник перепускает топливо в приемное окно в начале или в конце своего хода.

В начале хода плунжера вверх происходит перепуск топлива через окно с, но как только торец плунжера перекроет окна и давлением топлива закроется всасывающий клапан, оно будет нагнетаться по центральному каналу в клапане 4 в трубопровод высокого давления, откуда по форсуночным трубкам поступит к двум форсункам, установленным в каждой крышке цилиндра. После того, как спиральные регулировочные кромки плунжера откроют окна с (надплунжерное пространство сообщится с приемной полостью b насоса), происходит отсечка впрыска.Величину цикловой подачи определяют по формуле:

g_ц = N_ецg_e/60(n/m)

где N_ец— эффективная цилиндровая мощность, л. с. (кВт);

g_e — удельный расход топлива, г/(э.л. с.-ч) [г/(кВт-ч)];

п — частота вращения коленчатого вала, об/мин;

т — коэффициент тактности (для четырехтактных двигателей

m = 2, для двухтактных n = 1).

Для мощного малооборотного двигателя g_ц =35-:-40 г/цикл, для высокооборотных маломощных двигатели g_u = 0,10-:-0,15 г/цикл.

При уменьшении мощности двигателя (при работе на малом ходу) цикловая подача уменьшается в 7—10 раз.

На рис. 1 показаны диаграммы топливоподачи и графики пу­ти и скорости плунжера при различных способах регулирования цикловой подачи. Диаграмма и графики ( рис. 1, а) соответ­ствуют регулированию g_цза счет изменения начала подачи топлива. На всех режимах конец подачи насоса (КПН) про­исходит в точке 4.

Следовательно, регулирование величины цикловой подачи всегда приводит к изменению угла опережения подачи. Недостат­ком этого способа регулирования является малая скорость плун­жера в конце подачи, что приводит к «вялому» распыливанию в конце впрыска. В двигателях средне- и высокооборотных, работающих на греб­ной винт с переменной частотой вращения, применение ТНВД с регулированием g_цза счет изменения начала подачи топлива обеспечит «мягкую» работу двигателя на всех режимах из-за ав­томатического изменения угла опережения подачи топлива при изменении скоростного режима.

Рис. 1. Диаграммы топливоподачи

Диаграмма и графики (рис. 1, б) соответствуют регули­рованию за счет изменения конца подачи топлива. На­чалу подачи всегда соответствует точка 1, при уменьшении g_цконец подачи перемещается из точки 4 в точки 3 и 2 и соответ ственно изменяется полезный ход плунжера. Угол опережения по дачи топлива  _оп на всех режимах остается неизменным. Скорость плунжера во время впрыска высокая, вся порция топлива хорошо распыливается.

Диаграмма и графики ( рис. 1, в) соответствуют регули­рованию g_цза счет одновременного изменения начала и конца подачи топлива. Точки 1—6 соответствуют началу и концу пода­чи топлива при наибольшей величине g_ц. При уменьшении g_ц начало подачи последовательно смещается в точки 2 и 3, конец подачи — в точки 5 и 4. Так же, как при первом способе регу­лирования, изменение цикловой подачи приводит к изменению уг­ла опережения подачи. Для двигателей, работающих с постоянной частотой вращения (дизель-генераторы), второй способ регулирования наиболее удо­бен, так как при неизменном скоростном режиме постоянный угол опережения подачи топлива обеспечит воспламенение топлива при одном и том же угле поворота кривошипа, что будет создавать одинаковые условия протекания процесса сгорания на всех режи­мах работы двигателя.