Меню раздела

Сборка плунжерной пары


После промывки бензином и смачивания в топливе проверяют легкость перемещения плунжера во втулке: плунжер должен свободно опускаться под действием силы тяжести. В настоящее время применяемую технологию промывки прецизионных деталей бензином заменяют ультразвуковой промывкой в дизельном топливе или специальных антикоррозионных растворах. Контроль диаметрального зазора 5, несмотря на наличие приборов чувствительностью до десятых долей микрона, осуществляют проверкой на гидроплотность. Этот метод более простой и более точный, так как плотность является прямым и комплексным показателем. Плунжер 1 (рис. 131), создавая с помощью груза 3 давление 20 МПа, должен опускаться в заглушенной втулке 2 не быстрее заданного времени т. Метод эффективен при зазорах 1-6 мкм. Для опрессовки используют смесь дизельного топлива с маслом вязкостью (9,9-10,9)-10“6 м2/с. Применяют и другие способы, например измерение максимального давления, развиваемого ТНВД при пуске двигателя, однако они не нашли широкого распространения. Отобранные плунжерные пары сортируют на группы по гидроплотности. В насос устанавливают пары одной группы. После притирки и проверки плунжерную пару не разукомплектовывают. С помощью селективной сборки удается обеспечить диаметральный зазор в них 1-3 мкм.
Сочленение плунжера с толкателем в насосах с золотниковым регулированием осуществляют с помощью специального разгрузочного элемента. Введение его в конструкцию связано со стремлением к максимальному уменьшению сопротивления повороту плунжера, что улучшает условия работы автоматического регулятора. Благодаря зазору С, образующемуся в период между впрыскиваниями, усилие пружины 2 передается на толкатель 3, минуя плунжер 1. В результате этого даже у шестисекционного насоса 75% времени все плунжеры могут свободно поворачиваться. Для снижения усилия разворота под нагрузкой также уменьшают диаметр поверхностей соприкосновения. Разгрузочные элементы позволяют в ряде случаев проводить регулирование фаз топливоподачи, замену износостойких элементов, улучшают условия смазывания сопряжения.
Передачу осевого усилия от кулачка плунжеру осуществляют с помощью плоских, рычажных или роликовых толкателей. Роликовые толкатели наиболее распространены ввиду оптимального сочетания быстродействия и надежности. В ТНВД 1 устанавливают корпус 6 толкателя. На оси 9 находится ролик 7 с втулкой 8. Для предотвращения осевого поворота толкателя, вследствие которого может произойти авария, на оси выполняют лыски 10, заходящие в пазы 2. Смазывается ролик и его подшипник маслом, поступающим через каналы 3, или разбрызгиванием. С помощью болта 4 с контргайкой 5 регулируют угол опережения впрыскивания.
При конструировании толкателя стремятся получить максимальную площадь опорной боковой поверхности при его минимальной массе. Плавающие оси меньше изнашиваются, но требуют увеличения площади опорной поверхности за счет сокращения ширины ролика. Плавающая втулка также уменьшает износ. Вместо втулки 8 применяют иногда игольчатые подшипники.
Для толкателей характерны следующие соотношения: НТ/Г>Т = 0,95 ч- 1,3; От/Л1 — 0,754-0,92 (Л1 - расстояние между центрами соседних секций ТНВД).
В блочных ТНВД используют, как правило, цельные кулачковые валы. Для индивидуальных насосов применяют составные валы с закрепленными на них кулачковыми шайбами, около каждой из которых находятся два подшипника. Цельные кулачковые валы имеют две крайние опоры либо одну или две промежуточные. Подшипники скольжения выполняют в виде стальных втулок с актифрикционной заливкой, бронзовых или латунных вкладышей, втулок из легких сплавов. Подшипники качения применяют главным образом в ТНВД быстроходных дизелей при небольших нагрузках на кулачки. Все кулачковые валы снабжают упорными или радиально-упорными подшипниками.
В дизелях средней и большой мощности съемные кулачковые шайбы устанавливают на распределительном валу. В этом случае они состоят из двух половин, которые при необходимости можно заменить без разборки вала. Кулачковые шайбы выполняют аналогичными кулачкам механизма газораспределения. Зубчатое колесо привода устанавливают на вал с натягом и дополнительно фиксируют от проворачивания. От кулачкового вала приводятся в движение топливоподкачивающий насос и регулятор частоты1 вращения двигателя.
Варьирование закона подачи топлива в цилиндр осуществляют применением кулачков различного профиля. Выбирают профиль кулачка и рассчитывают перемещения и скорости деталей при заданном его профиле, используя известные методы теории машин и механизмов, аналогичные методам, применяемым для расчета динамики приводов органов газораспределения. Скорость плунжера на рабочем участке определяют из условия обеспечения необходимой интенсивности впрыскивания.
При проектировании ТНВД работоспособность толкателя оценивают на основе расчета давления на опоры пальца: оно составляет 24-60 МПа и не должно превышать 90 МПа. Давление на втулку находится в пределах 20-70 МПа при допустимом 80 МПа. Напряжение среза пальца допускается до 45-80 МПа. Наибольшие напряжения возникают при изгибе пальца и не должны превышать 250 МПа. Давление толкателя на поверхность направляющей корпуса ТНВД допускается до 10-18,5 МПа. Обязательно выполняют расчет контактных напряжений в кулачке и толкателе. Эти напряжения имеют циклический характер, а поверхностное выкрашивание деталей указывает на то, что расчет допустимых напряжений следует вести по пределу выносливости. Возникающие при контакте напряжения сжатия (в Па) определяют по формуле Герца ок = 4Д.104|/2Е/(рЬр), где 2-сила сжатия, Н, 2 — (рнтах^пл/4 4* тхУ)/со8у; Е-модуль упру ости стали; р-приведенный радиус кривизны, м, р = = гкг0/(гк + г0); гк и г0- текущие радиусы кривизны кулачка и ролика, м; рнтах-максимальное давление топлива, Па; тх-масса деталей привода, кг; ускорение деталей привода, м/с2; у-угол между линией центров и радиусом ролика в точке касания.
В выполненных конструкциях не превышают 1500-1800 МПа для цементованных и закаленных сталей. Поскольку усилие максимально в конце нагнетания вследствие увеличения плеча К кулачка и давления топлива рНшах» момент отсечки выбирают так, чтобы он был не позднее выхода ролика на вершину кулачка с малым гк.
Кулачковые валы, кроме того, рассчитывают на крутильную жесткость и изгиб. Допустимую крутильную деформацию Д<р принимают равной 0,5°. Также контролируют момент стра-гивания сменных кулачковых шайб. Для цельных кулачковых валов характерны следующие соотношения (рис. 134): М»Ч = 0,84 -г 0,96; й0 /А, = 0,68 ч- 0,88; Ьк /йт = 0,34 ч- 0,5; 4оп М> = 0,64 + 1,1.
Цилиндрическую пружину плунжера выбирают из условия неразрывности кинематической связи плунжер-кулачок. Запас по усилию разрыва составляет 1,16-2,6. Для пружины характерны следующие конструктивные соотношения: ^прД>ср = = 0,154-0,18; ЯсрМг — 0,63 Ч- 0,75. Напряжение среза для пружинных сталей не должно превышать 600 МПа. Производят
В соответствии с принципом работы ТНВД для нагнетания топлива используется лишь участок кулачка с крутым подъемом; полный подъем кулачка значительно больше активного хода плунжера.
Корпус ТНВД воспринимает монтажные нагрузки, усилия от нагнетания и сил инерции. Наличие люка для регулировки снижает жесткость корпуса. Если Апп ^ 9 мм, целесообразно применять цельнолитой корпус закрытого типа. Для повышения жесткости корпус насоса отливают вместе с корпусом регулятора, вводят промежуточные опоры кулачкового вала и ребра жесткости между секциями. Для обеспечения уплотнения между втулкой и корпусом клапана необходимо давление около 200 МПа. Обеспечить такое давление удается при создании напряжения среза в корпусе ТНВД до 80 МПа. Давление кольцевой опоры втулки не должно превышать 350 МПа. Суммарные напряжения в наружных волокнах стенок близ кулачкового вала < 40 МПа. Для блочных насосов рациональны следующие соотношения (см. рис. 135): В\1А± = = 0,53 4-0,83; Яв/Як = 0,23 ^0,4; /„/Лт = 1,0 4-2,8; Вк/Як = = 0,354-0,48; Нр/Нк = 0,684-0,84; отношение площади поперечного сечения несущих стенок к площади по внешнему контуру составляет 0,25-0,27 у насосов с люками и 0,38-0,42 у насосов с глухими корпусами.