Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы

ДИПЛОМНЫЙ ПРОЕКТ

Тема:

Тепловой расчет двигателя Д-440 с разработкой гидрозапорной системы

РЕФЕРАТ

В дипломном проекте представлен расчет рабочего цикла проектируемого двигателя. На основании расчета рабочего цикла проектируемого двигателя внутреннего сгорания проведен динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм. В результате расчета рабочего цикла двигателя и динамики КШМ было: определены параметры всех процессов рабочего цикла: впуск — сжатие — сгорание расширение — выпуск; найдено среднее индикаторное и эффективное давления; определены индикаторный, механический, эффективный КПД двигателя; определены индикаторный и эффективный расход топлива; рассчитаны основные размеры двигателя — диаметр цилиндра и ход поршня; построена индикаторная диаграмма в P — S координатах; рассчитана и построена внешняя скоростная характеристика двигателя; по результатам расчета динамики КШМ построены диаграммы сил, действующих на детали КШМ в Р — ц координатах.

Динамический анализ сил, действующих на кривошипно-шатунный механизм, позволяет произвести расчет основных деталей кривошипно-шатунного механизма на прочность.

В специальной части курсового проекта проведен расчет основных элементов системы питания с выбором оптимальных размеров, спроектирована гидрозапорная система, устанавливаемая на данный двигатель. С выбором основных геометрических и экономических показателей.

В исследовательской части проекта представлена гидрозапорная система тракторного дизеля Д-440

В соответствии с заданием выполнен раздел по охране труда, а также расчет экономической эффективности от внедрения данной разработки.

1. Расчет рабочего цикла

2. Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма

3. Расчет поршневой группы

4. Расчет шатунной группы

5. Специальная часть

6. Методика проведения эксперимента

7. Экономическая часть

8. Охрана труда Заключение Список используемой литературы Приложение, А Приложение Б Приложение В Приложение Г Приложение Д Приложение Е Приложение Ж Приложение З

Одной из характерных особенностей современного развития промышленности является бурный рост энергетического машиностроения и насыщение многих отраслей народного хозяйства различными источниками энергии. Важная роль в выполнении этой задачи отводится двигателям внутреннего сгорания, а внутри этого класса машин — дизелям, как самым экономичным и широко освоенным.

Необходимо отметить, что возможности дизелей еще полностью не реализованы, особенно в отношении топливной экономичности, надежности и долговечности работы.

Особенностью развития дизельных двигателей является их форсирование по мощности применение наддува и увеличение быстроходности, что приводит к возрастанию механической и тепловой напряженности их основных деталей. Повышенные максимальные и средние давления рабочего цикла интенсифицируют все виды теплообмена от газов к деталям цилиндропоршневой группы и форсунке двигателя.

Рабочие уровни механической напряженности еще обеспечиваются достаточно высокими коэффициентами запаса прочности, хотя в некоторых конструкциях форсированных дизелей уже теперь имеются отдельные узлы, механическая прочность которых близка к предельной.

Топливная система проектируемого двигателя состоит из топливного насоса высокого давления с всережимным регулятором числа оборотов, топливоподкачивающего насоса, форсунок, фильтров грубой и тонкой очистки, топливопроводов низкого и высокого давления, воздухоочистителя.

Смесеобразование горючей смеси в дизеле происходит внутри его цилиндра следующим образом. Топливо в цилиндр впрыскивается через форсунку под давлением 175 атм. Вследствие трения о воздух струя топлива дробиться на мелкие капельки диаметром 0,002 — 0,003 мм, которые образуют топливный факел, имеющий форму конуса. Угол конуса распыливания зависит от формы и размеров сопла, давления впрыска, вязкости топлива и давления воздуха в цилиндре.

Предъявляемые к топливной аппаратуре дизелей высокие технические требования, а в некоторых случаях и специфические условия производства, привели к созданию различных конструкций топливных насосов высокого давления и форсунок.

Требования, предъявляемые к топливным системам:

а) хорошо распыливать и равномерно распределять топливо по объему камеры сгорания;

б) дозировать порции топлива;

в) подавать топливо в камеру сгорания в определенный момент;

г) подавать топливо в течение заданного промежутка времени с определенной интенсивностью;

д) обеспечивать одинаковую подачу топлива во все цилиндры дизеля при любой нагрузке;

е) создавать высокое давление в системе топливоподачи.

1. РАСЧЕТ РАБОЧЕГО ЦИКЛА

1.1 Обоснование и выбор исходных данных

Высокие технико-экономические показатели проектируемого двигателя могут быть получены только в том случае, если выбранные исходные данные соответствуют назначению и типу двигателя, роду применяемого топлива, уровню развития мирового двигателестроения.

Умение правильно и обосновано выбрать исходные данные требует наличие глубоких знаний по изучаемым дисциплинам и во многом предопределяет получаемые результаты расчета. В противном случае в расчетах неизбежны ошибки, неточности, вызывающие необходимость непроизводительного использования машинного времени на выполнение задания.

Поскольку в задании заданны:

а) номинальная мощность Ne = 80 кВт б) номинальная частота вращения n = 1750 мин^-1

в) тактность, ф = 4

г) число цилиндров I = 4

д) степень сжатия е = 16

е) отношение хода поршня к диаметру цилиндра S/D = 1,077

ж) литраж V_л = 7,43 л з) средняя скорость поршня С_m =8,26 м/с Выберем следующие исходные данные: топливо — жидкостное (дизельное); давление окружающей среды и температуру берут при нормальных условиях. По рекомендациям выбор исходных данных сведем в таблицу 1.

Таблица 1

Исходные данные

Техническая характеристика двигателя-прототипа

Модель двигателя Д-440

Применяемость А-41М «Казахстан»

Номинальная мощность кВт 68

Номинальная частота вращения n, мин^-1 1750

Тактность, ф 4

Число и расположение цилиндров 4Р Степень сжатия е 16

Диаметр цилиндра D, мм 130

Ход поршня S, мм 140

Отношение S/D 1,077

Литраж V_л 7,43

Средняя скорость поршня С_m, м/с 8,26

Тип охлаждения. Ж

1.2 Количество продуктов сгорания и свежего заряда

1.2.1 Теоретически необходимое количество воздуха L₀, кмоль для сгорания 1 кг топлива вычисляем по формуле

Lo =, (1.1)

где С, Н, О — см. таблица 1.

кмоль

1.2.2 Количество свежего заряда М₁, кмоль М₁=, (1.2)

кмоль

1.2.3 Количество отдельных компонентов продуктов сгорания М_СО2, М_Н2О, М_О2, М_N2, кмоль при б = 1,6

М_СО2 =, (1.3)

кмоль

М_Н2О =, (1.4)

кмоль М_О2 =, (1.5)

кмоль М_N2 = 0.79* б*Lo, (1.6)

М_N2 = 0.79*1.6*0.495 = 0.6313 кмоль

1.2.4 Общее количество продуктов сгорания будет состоять из продуктов сгорания М₂, кмоль при б = 1 и избыточного воздуха не участвующего в сгорании

(1.7)

1.2.5 Теоретический коэффициент молекулярного изменения в₀

(1.8)

1.2.6 Параметры окружающей среды: То = 288 К;

Ро = 0,1013 МПа;

Рк = 0,12 МПа, см. таблица 1

1.2.7 Температура окружающей среды Tk, ⁰К (после нагнетателя)

Tk =, (1.9)

К где n_k — показатель политропы сжатия. Для центробежного нагнетателя с охлаждаемым корпусом, принят n_k = 1,8.

1.2.8 Давление остаточных газов Р_r при е = 16 и Tr = 850 К Рr = (0,75 ч 1,0)*Р_к, (1.10)

Рr = 1*0,12 = 0,12 МПа

1.3 Параметры процесса наполнения

По данным см. таблица 1 примем: ДТ = 8 град;

(в²+о) = 4;

Wвп = 70 м/с;

Tr = 850 К, см. таблица 1.

1.3.1 Плотность заряда на впуске с_к, МПа с_к =, (1.11)

где м_в — масса 1 кмоль воздуха.

МПа

1.3.2 Давление заряда в конце впуска Ра, МПа Ра =, (1.12)

МПа

1.3.3 Коэффициент остаточных газов г_r, МПа г_r =, (1.13)

1.3.4 Температура в конце впуска при То = Тк Та =, (1.14)

K

1.3.5 Коэффициент наполнения з_v при Ро = Рк и То = Тк, ц = 1

(1.15)

1.3.6 Количество рабочей смеси в конце наполнения Ма, кмоль, в точке, А индикаторной диаграммы Ма = М₁+М_r, (1.16)

Ма = 0,7918+0,0204 = 0,8123 кмоль

1.3.7 Количество остаточных газов в рабочей смеси М_r, кмоль М_r = М₁*г_r, (1.17)

М_r = 0,7918*0,0258 = 0,0204 кмоль

1.3.8 Доля продуктов сгорания r_П.С.(б=1), при б = 1 в общем количестве продуктов сгорания при б > 1

r_П.С.(б=1) =, (1.18)

r_П.С.(б=1) =

1.3.9 Доля избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания r_b(П.С.)

r_{b(П.С) =}, (1.19)

r_{b(П.С) =}

1.3.10 Количество продуктов сгорания М_or, кмоль, при б = 1 в остаточных газах М_оr = r_П.С.*М_r, (1.20)

М_оr = 0,6394*0,0204 = 0,1 304 кмоль

1.3.11 Количество остаточных газах в рабочей смеси М_вr, кмоль М_вr = r_П.С*М_r, (1.21)

М_вr = 0,3606*0,0204 = 0,735 кмоль

1.3.12 Количество воздуха М_1в, кмоль, в рабочей смеси с учетом избыточного воздуха в остаточных газах составит М_1в = М₁+М_вr, (1.22)

М_1в = 0,7918+0,7 735 = 0,7995 кмоль

1.3.13 Доля воздуха в рабочей смеси в конце наполнения

(1.23)

1.3.14 Доля продуктов сгорания r_П.С.(А), при б = 1 в рабочей смеси в конце наполнения

(1.24)

1.3.15 Количество продуктов сгорания, кмоль, при б = 1 в конце сгорания (Z индикаторной диаграммы) с учетом их наличия в остаточных газах от предыдущего цикла

(1.25)

кмоль

1.3.16 Общее количество избыточного воздуха в продуктах сгорания

(1.26)

кмоль

1.3.17 Общее количество продуктов сгорания, кмоль с учетом остаточных газов

(1.27)

кмоль

1.3.18 Доля продуктов сгорания r_П.С.(А), при б = 1 в конце сжатия (*Z)

(1.28)

1.3.19 Доля избыточного воздуха в продуктах сгорания r_{в (П.С.)}, при б > 1:

r_{в (П.С)} = 1- r_{П.С (А)} (1.29)

r_{в (П.С)} = 1−0,6394 = 0,3606

1.4 Параметры процесса сжатия

Уравнение теплового баланса за процесс сжатия при условии, что суммарная подведенная к рабочему тему теплота Qac = 0, имеет вид Uc-Ua = Lac, которое в развернутом виде запишется:

(1.30)

Удельная внутренняя энергия свежего заряда цилиндра () определяется с учетом наличия в рабочем теле оставшихся от предыдущего цикла продуктов сгорания (В начале (*) «А» и в конце сжатия (*) «С» индикаторной диаграммы).

По таблицам 7 и 9 для воздуха и продуктов сгорания дизельного топлива при б =1.

Для промежуточных температур внутренняя энергия определяется линейным интерполированием.

Уравнение теплового баланса решаем методом последовательных приближений, задаваясь показателем политропы сжатия n₁.

Внутренняя энергия рабочего тела в начале сжатия Ua, () при составит (Приложение А)

1.4.1 Задаемся первым значением n₁ равным n₁ = 1,36, тогда

(1.31)

К t_c = 898,072−273 = 647,764⁰С Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия Uс, () при t_с = 647 составит Работа за процесс сжатия L_AC,

Подставляя в уравнение значение энергий, имеем

Uc — Ua = 12 690, Разность = 410

1.4.2 Задаемся вторым значением n₁ равным n₁ = 1,369, тогда

t_c = 920,764−273 = 647,764, ⁰С Внутренняя энергия рабочего тела в конце сжатия при t_с = 647⁰С составит Работа за процесс сжатия Подставляя в уравнение значение энергий, имеем

Uc — Ua = 13 230, Разность = 60

Таким образом, имеем: n₁ = 1,369; Т_С = 920,7 К.

1.4.3 Давление газов в цилиндре в конце процесса сжатия Р_С, МПа МПа (1.32)

МПа

1.5 Параметры конца процесса сгорания

1.5.1 Запишем уравнение первого закона термодинамики для процесса сгорания в виде

(1.33)

Принимая: о = 0,80 л = 1,9 по и определяя

(1.34)

левая часть уравнения составит ()

а правая Величина U_Z, есть функция температуры сгорания и долей продуктов сгорания при б =1 и избыточного воздуха в общем количестве продуктов сгорания.

Поэтому последнее равенство можно решить методом последовательных приближений, задаваясь температурой Т_Z.

5.1.2 Если принять (t_Z = 1800^?С), то

по таблицам (см. приложение А) определяем

кДж/кмоль,

5.1.3 Примем (t_Z = 1807^?С), то

кДж/кмоль Таким образом искомая температура находится между 2073 К и 2080 К

5.1.4 Графическим методом находим искомую температуру сгорания К (t_Z = 1804^?С)

кДж/Кмоль Погрешность определения Т_Z составит:

66 568 — 100%

14 — X%

Таким образом, окончательно принимаем Т_Z = 2077 К

U_Z = 49 286 кДж/кмоль

1.5.5 Степень предварительного расширения продуктов сгорания с

(1.35)

1.5.6 Степень последующего расширения продуктов сгорания д

(1.36)

1.5.4 Максимальное давление сгорания Рz, МПа

(1.37)

1.6 Параметры процесса расширения

При равенстве теплоты, подведенной к рабочему телу в процессе расширения, теплоте отданной в стенки рабочего цилиндра уравнение баланса теплоты запишется в виде:

(1.37)

Из расчета процесса сгорания имеем:

Т_Z = 2077 К,

U_Z = 49 286 кДж/Кмоль д = 11,887

1.6.1 Принимаем = 1.28, тогда

(1.38)

t_B = Т_В-273 = 765⁰С По таблицам (Приложение А) для продуктов сгорания и дизельного топлива при б =1 избыточного воздуха имеем

кДж/кмоль Работа за процесс расширения составит:

кДж/кмоль Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:

?U_zb = -201

1.6.2 Принимаем = 1.2815, тогда

t_B = Т_В-273 = 761⁰С Внутренняя энергия продуктов сгорания составит:

кДж/кмоль Работа за процесс расширения составит:

кДж/кмоль

?U_zb = -43

Таким образом, = 1.2815; T_b = 1035 K.

1.6.3 Давление газов в конце расширения Р_b, МПа

, (1.39)

1.6.2 Работа газов в период сгорания, кДж/кмоль, при Р = const

(1.40)

кДж/кмоль

1.6.3 Работа за весь процесс расширения, кДж/кмоль

(1.41)

кДж/кмоль

1.6.4 Работа цикла, приходящаяся на один килограмм топлива Li, МДж/кг

(1.42)

МДж/кг

1.6.5 Объем Vh, м³, в котором сжигается один килограмм топлива, определяется

(1.43)

1.6.6 Среднее индикаторное давление расчетного цикла Р_ip, МПа

(1.44)

МПа, а с учетом скругления индикаторной диаграммы

(1.45)

где — ц_i — коэффициент скругления (принимается 0,95 по [4])

МПа

1.6.7 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению

(1.46)

составит

1.6.8 Среднее индикаторное давление расчетного цикла по уравнению Р_ip, МПа

(1.47) составит

МПа

1.6.9 Среднее индикаторное давление с учетом скругления индикаторной диаграммы

P_ip = 0,95*Р_ip, (1.48)

P_ip = 0.95*0,93 = 0,8835 МПа

1.6.10 Среднее давление механических потерь в двигателе Р_М, МПа, при

C_m = 8.26 м/с

P_М = А+В*C_m, (1.49)

P_М = 0,089+0,0118*8,26 = 0,186 МПа

1.7 Среднее эффективное давление цикла Р_е, МПа Р_е = Р_iр — Р_М, (1.50)

Р_е = 0,93−0,186 = 0,744 МПа

1.8 Механический к.п.д. двигателя з_М

(1.51)

1.9 Удельный индикаторный расход топлива g_i, г/кВтч

(1.52)

г/кВтч

1.10 Удельный эффективный расход топлива g_e, г/кВтч

(1.53)

г/кВтч

1.11 Часовой расход топлива G_T, кг/ч

(1.54)

1.12 Индикаторный к.п.д. цикла з_i

(1.55)

1.13 Эффективный к.п.д. цикла з_е

(1.56)

1.14 Основные размеры двигателя V_л, л

(1.57)

л

1.14.1 Рабочий объем одного цилиндра V_h, л

(1.58)

л

1.14.2 Исходя из геометрических размеров двигателя принимаем, имеем

1.14.3 Диаметр цилиндра D, мм

(1.59)

мм.

Принимаем D = 130 мм, тогда

1.14.4 Ход поршня S, мм

S = k*D = 1,077*130 = 140 мм

1.14.5 Средняя скорость поршня С_m =, (1.60)

С_m = м/с

2. КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА КРЕВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНИЗМА

2.1 Кинематика КШМ

2.1.1 Выбор л и длинны L_ш шатуна В целях уменьшения высоты двигателя без значительного увеличения инерционных и нормальных сил величина отношения радиуса кривошипа к длине шатуна была принята в тепловом расчете л = 0,26 двигателя прототипа.

При этих условиях

(2.1)

где R радиус кривошипа — R = 70 мм.

2.1.2 Перемещение поршня S_k, мм, по рекомендациям определяем

(2.2)

Результаты расчета перемещения поршня, проведенные на ЭВМ, приведены в приложении В.

2.1.3 Угловая скорость вращения коленчатого вала щ, рад/с

(2.3)

2.1.4 Скорость поршня V_п, м/с

(2.4)

2.1.5 Ускорение поршня j, м/с²

(2.5)

Результаты расчета скорости и ускорения поршня приведены в Приложении В.

2.2 Динамика

2.2.1 Общие сведения Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма заключается в определении суммарных сил и моментов, возникающих от давления газов и от сил инерции. По этим силам производятся расчеты основных деталей на прочность и износ, а также определение неравномерности крутящего момента и степени неравномерности хода двигателя.

Во время работы двигателя на детали кривошипно-шатунного механизма действуют: силы от давления газов в цилиндре; силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс; центробежные силы; давление на поршень со стороны картера (приблизительно равное атмосферному давлению) и силы тяжести (они в динамическом расчете обычно не учитываются).

Все действующие силы в двигателе воспринимаются: полезным сопротивлениям на коленчатом валу; силами трения и опорами двигателя.

В течение каждого рабочего цикла (720 для четырехтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10…30⁰.

Результаты динамического расчета сводят в таблицы.

2.2.2 Силы давления газов Силы давления газов, действующие на площадь поршня, для упрощения динамического расчета заменяют одной силой, направленной по оси цилиндра и приближенной к оси поршневого пальца. Определяется эта сила для каждого момента времени (угла ц) по действительной индикаторной диаграмме, построенной на основании теплового расчета (обычно для нормальной мощности и соответствующего ей числа оборотов).

Перепостроение индикаторной диаграммы в развернутую диаграмму по углу поворота коленчатого вала обычно осуществляется по методу проф. Ф. А. Брикса. Для этого под индикаторной диаграммой строиться вспомогательная полуокружность радиусом R = S/2 (см. рисунок на листе 1 формата А1 под названием «Индикаторная диаграмма в P-S координатах»). Далее от центра полуокружности (точка О) в сторону Н.М.Т. откладывается поправка Брикса равная Rл/2. Полуокружность делят лучами из центра О на несколько частей, а из центра Брикса (точка О) проводят линии параллельные этим лучам. Точки полученные на полуокружности, соответствуют определенным лучам ц (на рисунке формата А1 интервал между точками равен 30⁰). Из этих точек проводятся вертикальные линии до пересечения с линиями индикаторной диаграммы, и полученные величины давлений сносятся на вертикали соответствующих углов ц. Развертку индикаторной диаграммы обычно начинают от В.М.Т. в процессе хода впуска:

а) индикаторную диаграмму (см. рисунок на листе 1 формата А1), полученную в тепловом расчёте, развёртывают по углу поворота кривошипа по методу Брикса;

Ппоправка Брикса

(2.6)

где Ms — масштаб хода поршня на индикаторной диаграмме;

б) масштабы развёрнутой диаграммы: давлений Мр = 0,033 МПа/мм; угла поворота кривошипа Мф = 2 гр п к. в. / мм;

в) по развёрнутой диаграмме через каждые 10 ⁰ угла поворота кривошипа определяются значения Др_г и наносятся в таблицу динамического расчёта (в таблице значения даны через 30 ⁰):

г) по развернутой диаграмме через каждые 10⁰ следует учесть, чтодавление на свернутой индикаторной диаграмме отсчитывается от абсолютногонуля, а на развёрнутой диаграмме показывается избыточное давление надпоршнем

МН/м² (2.7)

Следовательно, давления в цилиндре двигателя, меньшие атмосферных, на развёрнутой диаграмме будут отрицательными. Силы давления газов, направленные к оси коленчатого вала — считаются положительными, а от коленчатого вала — отрицательными.

2.2.2.1 Сила давления газов на поршень Р_г, Н Р_г = (р_г — р₀)F_П· *10⁶ Н, (2.8)

где F_П выражена в см ², а р_г и р₀ — в МН /м ² ,.

Из уравнения (139, [2]) следует, что кривая сил давления газов Р_г по углу поворота коленчатого вала будет иметь тот же характер изменения, что и кривая давления газов Др_г.

2.2.3 Приведение масс частей кривошипно-шатунного механизма По характеру движения массы деталей кривошипно-шатунного механизма можно разделить на массы, движущихся возвратно-поступательно (поршневая группа и верхняя головка шатуна), массы, совершающие вращательное движение (коленчатый вал и нижняя головка шатуна): массы, совершающие сложное плоско-параллельное движение (стержень шатуна).

Для упрощения динамического расчета действительный кривошипно-шатунный механизм заменяется динамически эквивалентной системой сосредоточенных масс.

Масса поршневой группы не считается сосредоточенной на оси поршневого пальца в точке, А [ 2, рисунок 31, б].

Масса шатунной группы m_Ш заменяется двумя массами, одна из которых m_ШП сосредоточивается на оси поршневого пальца в точке, А — а другая m_ШК — на оси кривошипа в точке Б Величины этих масс определяются из выражений:

кг; (2.9)

кг, (2.10)

где L_ШК — длина шатуна;

L,_MK — расстояние от центра кривошипной головки до центра тяжести шатуна;

L_ШП — расстояние от центра поршневой головки до центра тяжести шатуна С учётом диаметра цилиндраотношения S/D двигателя с рядным расположением цилиндров и достаточно высокого значения р_г устанавливается масса поршневой группы (поршень из алюминиевого сплава) т_П = m_j

2.2.4 Силы инерции Силы инерции, действующие в кривошипно-шатунном механизме, в соответствии с характером движения приведённых масс Р_г, и центробежные силы инерции вращающихся масс К_R (рисунок 32, а; [2]).

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс

H (2.11)

2.2.4.1 Из полученных на ЭВМ расчетах определяют значение силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс:

(2.12)

Аналогично ускорению поршня сила Р_j: может быть представлена в виде суммы сил инерции первого Р_j1 и второго Р_j2 порядков Н (2.13)

В уравнениях (143) и (144), знак минус показывает, что сила инерции направлена в сторону, противоположную ускорению. Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс действуют по оси цилиндра и так же как силы давления газов, считаются положительными, если они направлены к оси коленчатого вала, и отрицательными, если они направлены от коленчатого вала.

Построение кривой силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс осуществляется по методам, аналогичным построению кривой ускорения поршня (см. рисунок 29, [2]), но в масштабе М_р и М_н в мм, в котором построена диаграмма сил давления газов [1, рисунок 30].

Расчёты Р_J должны производиться для тех же положений кривошипа (углов ц), для которых определялись Др_г и Дрг

2.2.4.2 Центробежная сила инерции вращающихся масс

(2.14)

Сила К_R постоянна по величине (при щ = const), действует по радиусу кривошипа и постоянно направлена от оси коленчатого вала.

2.2.4.3 Центробежная сила инерции вращающихся масс шатуна

(2.15)

2.2.4.4 Центробежная сила, действующая в кривошипно-шатунном механизме

(2.16)

2.2.5 Суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме:

а) суммарные силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, определяются путём алгебраического сложения сил давления газов и сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Суммарная сила, сосредоточенная на оси поршневого пальца

P=P_Г+P_J, Н (2.17)

Графически кривая суммарных сил строится с помощью диаграмм Рг=f (ц) и Р_J = f (ц) (см. рисунок 30, [4]) При суммировании этих двух диаграмм, построенных в одном масштабе М_Р, полученная диаграмма Р будет в том жемасштабе Мр.

Суммарная сила Р, как и силы Р_г и Р_J направлена по оси цилиндрамприложена к оси поршневого пальца.

Воздействие от силы Р передаётся на стенки цилиндра перпендикулярно его оси, и на шатун по направлению его оси.

Сила N, действующая перпендикулярно оси цилиндра, называется нормальной силой и воспринимается стенками цилиндра N, Н

(2.18)

б) нормальная сила N считается положительной, если создаваемый ею момент относительно оси коленчатого вала шеек имеет направление, противоположное направлению вращения вата двигателя.

Значения нормальной силы Ntgв определяют для л = 0.26 по таблице

[4, с. 40]

в) сила S, действующая вдоль шатуна, воздействует на него и далее передается* кривошипу. Она считается положительной, если сжимает шатун, и отрицательной, если его растягивает.

Сила, действующая вдоль шатуна S, Н

S = P (1/cos в), H (2.19)

От действия силы S на шатунную шейку возникают две составляющие силы:

г) сила направленная по радиусу кривошипа К, Н

(2.20)

д) тангенциальная сила, направленная по касательной к окружности радиуса кривошипа, Т, Н

(2.21)

Сила Т считается положительной, если она сжимает щеки колена.

2.2.6 Среднее значение тангенциальной силы за цикл где Р_Т — среднее индикаторное давление, МПа;

F_п — площадь поршня, м;

ф — тактность двигателя-прототипа

2.2.7 Крутящие моменты:

а) по величине д) определяется крутящий момент одного цилиндра М_кр.ц =Т*R, м (2.22)

Кривая изменения силы Т в зависимости от ц является также и кривой изменения М_кр.ц, но в масштабе

М_м = М_р*R, Н*м в мм Для построения кривой суммарного крутящего момента М_кр многоцилиндрового двигателя производят графическое суммирование кривых крутящих моментов каждого цилиндра, сдвигая одну кривую относительно другой на угол поворота кривошипа между вспышками. Так как от всех цилиндров двигателя величины и характер изменения крутящих моментов по углу поворота коленчатого вала одинаковы, отличаются лишь угловыми интервалами, равными угловым интервалам между вспышками в отдельных цилиндрах, то для подсчёта суммарного крутящего момента двигателя достаточно иметь кривую крутящего момента одного цилиндра б) для двигателя с равными интервалами между вспышками суммарный крутящий момент будет периодически изменяться (i — число цилиндров двигателя):

Для четырехтактного двигателя через О -720 / L град. При графическом построении кривой М_кр (см. лист ватмана 1 формата А1) кривая М_кр.ц одного цилиндра разбивается на число участков, равное 720 — 0 (для четырёхтактных двигателей), все участки кривой сводятся в один и суммируются.

Результирующая кривая показывает изменение суммарного крутящего момента двигателя в зависимости от угла поворот коленчатого вала.

в) среднее значение суммарного крутящего момента М_кр.ср определяют по площади заключённой под кривой М_кр.

(2.23)

где F₁ и F₂ — соответственно положительная площадь и отрицательная площадь в мм², заключённые между кривой М_кр и линией АО и эквивалентные работе, совершаемой суммарным крутящим моментом (при i? 6 отрицательная площадь, как правило, отсутствует);

ОА — длина интервала между вспышками на диаграмме, мм;

М_м — масштаб моментов. Н * м в мм.

Момент М_кр.ср представляет собой средний индикаторный момент двигателя. Действительный эффективный крутящий момент, снимаемый с вала двигателя.

(2.24)

где з_м — механический к. п. д. двигателя Основные расчетные данные по силам, действующих в кривошипно-шатунном механизме по углу поворота коленчатого вала приведены в приложении Б.

3. РАСЧЁТ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ

3.1 Расчет поршня

Основные конструктивные соотношения размеров поршня (принятые Диаметр цилиндра D — 130 мм;

Ход поршня S *= 140 мм;

Максимальное давление сгорания Р_z — 7,75 МН/м² при n_N — 1750 об/мин:Площадь поршня F_n = 0.0136 м²;

Наибольшая нормальная сила N_max — 0.0092 МН;

Масса поршневой группы m_п = 3.45 кг Толщина днища поршня д = (012,.0,20)D = 19,5 мм;

Высота поршня Н = (1,1−1,7) D = 175 мм;

Высота юбки поршня h_ю = (0,8…1,1) D = 130 мм;

Радиальная толщина кольца t = (0,040…0.045)D = 5.2мм;

Радиальный зазор кольца в канавке поршня Дt = 0.8;

Толщина стенки головки поршня s = (0.05…010) D =13мм; Толщина первой кольцевой перемычки h_n = (0.04… 0.07) D = 6,5 мм; Высота кольца, а = 3…5 = 4 мм;

Число масляных отверстий в поршне n_м^/ = 6…12 = 10:

Диаметр масляного канала d_м = (0,3,.05)а = 2 мм;

Материал поршня — алюминиевый сплав б_п = 25 *10^-6 1/град;

Материал гильзы цилиндра — чугун, б_ц = 11 * 10^-6 1/град.

Рисунок 1 — Расчетная схема поршня

3.1.1 Напряжение сжатия в сечении Х-Х а) площадь сечения Х-Х, F_х-х, мм

(3.1)

где

б) напряжение сжатия у_сж, МПА

(3.2)

в) максимальная сжимающая сила Р_г.мах, МН

(3.3)

3.1.2 Напряжение разрыва в сечении Х-Х а) максимальная угловая скорость холостого хода щ_х.х.мах, рад/с

(3.4)

б) масса головки поршня с кольцами m_х-х, кг, расположенными выше сечения Х-Х

(3.5)

в) максимальная разрывающая сила Р_J, МН

(3.6)

г) напряжение разрыва у_г, МН/м²

(3.7)

3.1.3 Напряжение в верхней кольцевой перемычке а) среза ф, МН/м²

(3.8)

б) изгиба у_из, МПа

(3.9)

в) сложное у_?, МПа

(3.10)

3.1.4 Удельное давление поршня на стенку цилиндра Р_е, МПа

(3.11)

3.1.5 Диаметры головки и юбки поршня D_г, мм и D_ю, мм

(3.12)

(3.13)

где принято

(3.14)

(3.15)

3.1.6 Диаметральные зазоры в горячем состоянии и, мм

(3.16)

(3.17)

где t_ц = 115⁰С, t_r = 220⁰С, t_ю = 140⁰С, приняты с учетом водяного охлаждения двигателя

3.2 Расчет поршневого кольца дизеля

Материал кольца — серый чугун, Е = 1*10⁵ МПа

3.2.1 Среднее давление кольца на стенку цилиндра Р_СР, МПа

(3.18)

где А₀ = 3,5*t = 3,5*5,2 = 18,2 м

3.2.2 Давление кольца на стенку цилиндра в различных точках окружности Р=Р_ср*м₁

3.2.3 Напряжение изгиба кольца в рабочем состоянии у_к.из1, МПа

(3.19)

3.2.4 Напряжение изгиба при надевании кольца на поршень у_к.из2, МПа

(3.20)

3.2.5 Монтажный зазор в замке поршневого кольца Д_к, мм

(3.21)

где t_k = 205⁰C t₀ = 15⁰C t_ц = 115⁰C

3.3 Расчет поршневого пальца дизеля

В соответствии с предложенными пределами принимаем: наружный диаметр пальца d_п = 50 мм, внутренний диаметр пальца d_в = 29 мм, длину пальца l_п = 110 мм, длину втулки шатуна l_ш = 47 мм, расстояние между торцами бобышек b = 52 мм. Материал поршневого пальца — сталь 12ХНЗА, Е = 2,2*10⁵ МПа. Палец плавающего типа.

3.3.1 Расчетная сила, действующая на поршневой палец а) газовая Р_г.мах, МН

(3.22)

б) инерционная Р_J, МН

(3.23)

где

в) расчетная Р, МН

(3.24)

3.3.2 Удельное давление пальца q_ш, МПа на втулку поршневой головки шатуна

(3.25)

3.3.3 Удельное давление пальца q_е, МПа на бобышки

(3.26)

3.3.4 Напряжение изгиба у_из, МПа в среднем сечении пальца

(3.27)

Где

3.3.5 наибольшее увеличение горизонтального диаметра пальца Дd_П.мах, мм при овализации

(3.28)

Рисунок 2 — Схема поршневого пальца

3.3.6 Напряжение овализации на внешней поверхности пальца, МПА в горизонтальной плоскости (точки 1, ш = 0 град)

(3.29)

в вертикальной плоскости, МПА (точки 3, ш = 90 град)

(3.30)

3.3.7 Напряжение овализации, МПа, на внутренней поверхности пальца в горизонтальной плоскости у_i0, МПа, (точки 2, ш = 0 град)

(3.31)

в вертикальной плоскости, МПА (точки 4, ш = 90 град)

(3.32)

Рисунок 3 — Напряжения овализации

4. РАСЧЁТ ШАТУННОЙ ГРУППЫ

4.1 Расчет поршневой головки шатуна

Из расчета рабочего цикла имеем:

максимальное давление сгорания Р_Z=7,75 Мпа на режиме n=n_N=1750 об/мин при ц=370⁰;

массу поршневой группы m_п =3,45 кг;

массу шатунной группы m_ш = 4,25 кг:

максимальное число оборотов холостого хода n_ххmax = 1837 об/мин:

ход поршня S=140 мм; площадь поршня F_n= 0,0136 м²; л=0,2б.

Из расчета поршневой группы имеем:

диаметр поршневого пальца d_П = 50 мм;

длину поршневой головки шатуна 1_ш = 47 мм;

наружный диаметр головки d_r = 70 mm;

внутренний диаметр головки d_в= 56 мм;

радиальная толщина стенки головки радиальная толщина стенки втулки

Материал шатуна — сталь 40X; E_Ш = 22*10⁵ МН/.м²: б_г = 1* 10^-5 1/град.

Материал втулки — бронза; Е_в = 1,15*10⁵ МН/.м²: б_г = 1,8*10^-5 1/град

4.2 По табл. 44 и 46 для стали 40Х имеем:

а) предел прочности у_в = 980 МН/м²;

б) предел усталости (выносливости) при изгибе у_-1 = 420 МН /м²;

в) предел усталости при растяжении-сжатии у_-1р =ЗОО МН/м^2:;

г) предел текучести у_Т = 800 МН /м²;

д) коэффициент приведения цикла при изгибе у_а = 0,23;

е) коэффициент привидения цикла при растяжении-сжатии, а_у = 0,13.

Рисунок 4 — Схема поршневой головки шатуна

4.3 По формулам (185)-(187) имеем:

а) при изгибе в_у

и (4.1)

и

б) при растяжении-сжатии в_у

и (4.2)

4.3 Расчет сечения I-I

4.3.1 Максимальное напряжение пульсирующего цикла у_max, МПа

(4.3)

где m_вг = 0,08т_ш = 0.34 кгмасса части головки выше сечения I-I

4.3.2 Среднее напряжение и амплитуда напряжений у_mо, МПа

(4.4)

(4.5)

где k_у — эффективный коэффициент напряжений;

(4.6)

Так как головка не имеет резких переходов, то принимаем:

е_м = 0,76 — масштабный коэффициент;

е_П =0,7 — коэффициент поверхностной чувствительности;

4.3.2 Запас прочности в сечении I-I определяется по пределу усталости з_у

(4.7)

4.4 Напряжение от запрессованной втулки

4.4.1 Суммарный натяг Д_?

(4.8)

где Д = 0,04мм — натяг посадки бронзовой втулки;

t=110⁰С — средняя температура головки и втулки

4.4.2 Удельное давление на поверхности соприкосновения втулки с головкой р, МПа

(4.9)

где м=0,3 — коэффициент Пуансона;

4.4.3 Напряжение от суммарного натяга на внешней поверхности головки у_а, МПа

(4.10)

4.4.4 Напряжение от суммарного натяга на внутренней поверхности головки у_t, МПа

(4.11)

4.5 Расчет сечения А-А на изгиб

4.5.1 Максимальная сила R_JП, Н, растягивающая головку на режиме п=п_N

(4.12)

4.5.2 Нормальная сила N_JO, Н и изгибающий момент М_JO, Н*м в сечении 0−0

(4.13)

где ц_шз = 115⁰ — угол заделки;

(4.14)

Н*м

(4.15)

4.5.3 Нормальная сила, Н и изгибающий момент, Н*м в расчетном сечении от растягивающей силы

(4.16)

(4.17)

4.5.4 Напряжение на внешней головке от растягивающей силы у_OJ, МПа

(4.18)

Где

F_Г = (70−56)47 = 658 мм²,

F_в = (56−50)47 = 282 мм²;

4.5.5 Суммарная сила, сжимающая головку, Н

(4.19)

4.5.6 Изгибающий момент, Н*м, в расчетном сечении отсжимающей силы

(4.20)

где

N_сж/Р_сж = 0,0018 и М_сж0/Р_сж*r_ср = 0,0006 определены по табл. 56 [2], а

— определены по табл. 57.

4.5.7 Напряжение на внешней головке у_асс, МПа от сжимающей сил

(4.21)

4.5.8 Максимальное у_мах, МПА и минимальное у_min, МПа напряжения асимметричного цикла

(4.22)

(4.23)

4.5.9 Среднее напряжение у_m, МПа и амплитуда напряжений у_а, МПа

(4.24)

(4.25)

(4.26)

4.5.10 Запас прочности n_у в сечении А-А определяется по пределу усталости

(4.27)

4.6 Расчет кривошипной головки шатуна

Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем:

радиус кривошипа R=0,070 м:

массу поршневой группы m_п = 3,45 кг;

массу шатунной группы m_ш = m_{шп +} m_шк = 4,25 кг;

щ_ххтах = 192,3 рад/сек; л = 0,26.

По табл. 58 принимаем:

диаметр шатунной шейки d_шш = 85 мм;

толщина стенки вкладыша t_в = 3,5 мм;

расстояние между шатунными болтами с_б =118 мм:

длина кривошипной головки l_k = 41 мм.

4.6.1 Максимальная сила инерции P_JP, МН

(4.28)

где m_kp = 0.24m_ш = 1.02 кг

4.6.2 Момент сопротивления W_из, м³ расчетного сечения

(4.29)

где

r₁ = 0.5(d_ш+2t_в)=0.5(85+2*3.5)=46 мм — внутренний радиус кривошипной головки шатуна

4.6.3 Моменты инерции вкладыша J_в, м⁴ и крышки J, м³

(4.30)

(4.31)

4.6.4 Напряжение изгиба у_из, МПа крышки и вкладыша

(4.32)

где

4.7 Расчет шатунного болта

Из расчета кривошипной головки шатуна имеем:

максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты Р_JP = 0,036 МН По пределам, указанным принимаем:

номинальный диаметр болта d=16мм;

шаг резьбы t=1,5 мм;

количество болтов i_б = 2.

Материал — сталь 40ХН.

4.7.1 По табл. 44 и 45 для легированной стали 40ХН определяем а) предел прочности у_в =1ЗООМПа б) предел текучести МПа у_Т = 1150 МПа в) предел усталости при растяжении-сжатии у_-1Р = 380 МПа г) коэффициент приведения цикла при растяжении-сжатии б_С = 0,2

4.7.2 По формулам (185)-(187) определяем

(4.33)

4.7.3 Сила предварительной затяжки Р_ПР, МПа

(4.34)

4.7.4 Суммарная сила, растягивающая болт Р_в, МН

(4.35)

где ч=0,24.

4.7.5 Максимальные у_мах, МПа и минимальные у_min, МПа напряжения, возникающие в болте

(4.36)

где

d_в = d-1.4t = 16−1.4*1.5 = 13.9 мм

4.7.6 Среднее напряжение у_m, МПа и амплитуда у_а, МПа цикла

(4.37)

(4.38)

(4.39)

где

к_у = 1+q*(б_ку-1) = 4,3

б_ку = 4,3 определено по таблице 48 [2];

q= 1 определено по рис. 75 при у_в = 1300МПа и б_ку = 4,3,

е_м = 0,94 определено по таблице 49 при d = 16 мм, е_П ⁼ 0,84 определено по таблице 50 (грубое обтачивание)

4.7.7 Запас прочности болта n_у по пределу усталости

(4.40)

В приложении Б приведены данные расчета давлений рабочего тела в процессах сжатия и расширении в функции угла поворота коленчатого вала, которые могут быть использованы как для построения индикаторной диаграммы в P-S координатах, так и для расчета сил, действующих на элементы К.Ш.М. двигателя в функции ц град. поворота коленчатого вала.

5. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

5.1 Обоснование применения гидрозапорной системы

Усовершенствование системы гидрозапирания привело к новым техническим решениям, позволяющим исключить дополнительный насос и топливопроводы. Гидрозапорные форсунки с питанием надыгольной полости из нагнетательной магистрали через каналы в корпусе оказались даже проще обычных (лист № 5). Подача гидрозапорной жидкости (самоподпитка) осуществляется через увеличенный до 10−15 мкм зазор между прецизионными направляющими поверхностями корпуса распылителя и иглы. При этом можно использовать серийные форсунки с изъятым пружинным механизмом (лист № 5).

Сравнение представленных форсунок на листе № 5, показывает, что центральная часть корпуса, занята пружиной, оказывается при гидрозапирании свободной.

Установка редукционного клапана лист (№ 8) позволяет сливать топливо из гидрозапорной полости обратно в нагнетательный трубопровод в период между впрысками.

Такое решение дает возможность отказаться от дренажного трубопровода и упростить топливоподающую систему. Подпитка нагнетательного трубопровода из гидрозапорной полости оказывает при определенных условиях, благоприятное влияние на стабилизацию величины остаточного давления и уменьшение неравномерности цикловой подачи.

Данные испытания дизеля Д-440 в лаборатории кафедры «ДОДД» ПГУ им. С. Торайгырова показали, что применение гидрозапирания улучшает топливную экономичность дизеля, а также повышает работоспособность распылителей форсунок.

В ходе исследований выявились и недостатки гидрозапорной системы. При использовании гидрозапирания с самоподпиткой при запуске дизеля, при его длительной остановки давление в надыгольном пространстве оказывалось недостаточным для запирания иглы. Применение гидроаккумулятора позволяет устранить данный недостаток.

Проведенное в свое время исследование динамики механического запорного устройства показало, что возникающее в результате подъема иглы колебание пружины приводят к раздельному движению и многократным соударениям деталей запирающего механизма, увеличению хода штанги, почти вдвое превышающему ход иглы и, как следствие, к ударам штанги по ее хвостовику в конечной фазе впрыска. Это вызывает повторный подъем иглы, подтекание топлива из сопловых отверстий с образованием нагара.

Исследования, показывают, что раздельное движение иглы и штанги является одной из причин ускоренного разрушения запорного конуса распылителя, нарушения стабильности регулировки затяжки пружины и даже излом ее витков, близких к упорному со стороны штанги.

Снижение требований к точности формы направляющих поверхностей (но не уплотняющего конуса) и увеличение зазора в сопряжении упрощает технологию изготовления и селективной сборки распылителя, что крайне важно в условиях массового производства. Как показывают проведенные исследования, характеристики топливоподачи серийных форсунок с прецизионными распылителями остаются стабильными при увеличении технологического зазора между сопряженными направляющими поверхностями до 10 мкм.

Опасения, что увеличение зазора в сопряжении иглакорпус приведет к нарушению запирания по конической поверхности; не должны распространяться на форсунки, лишенные механических пружин. При гидравлическом запирании игла центрируется в корпусе под действием сил упругости топлива, заполняющего зазор. Как установлено специальными исследованиями силы упругости слоя, зависящего от величины зазора и давления в нем топлива, способны противодействовать достаточно большим радиальным усилиям.

Осуществление запирания иглы в момент пуска двигателя можно также установкой обратного клапана на пути движения топлива в подыгольную камеру распылителя или в ответвление канала для подвода, впрыскиваемого топлива.

5.2 Методика практического расчета ГТС

Несмотря на то, что гидрозапорные топливные системы находят все более широкое распространение в судовых дизелях, до настоящего времени не отработана единая методика для практических расчетов таких систем, в частности для автотракторных дизелей. В данном случае предпринята попытка отработать указанную методику, которая необходима для практических расчетов при переводе автотракторного дизельного двигателя на систему гидрозапорных форсунок.

Весь процесс расчета можно разделить на 3 этапа:

1. определение целесообразности применения гидрозапорной топливной системы;

2. выбор исходных данных;

3. расчет основных параметров и элементов системы.

При определении целесообразности использования гидрозапорных систем учитываются характеристики двигателя и рекомендации, данные в предыдущем параграфе.

Здесь же определяется состав системы гидрозапирания и решается вопрос о монтажной схеме. На этом этапе выбираются геометрические размеры отдельных элементов гидросистемы, диаметр распределительных трубопроводов высокого давления и состав гидросистемы. Расчет гидросистемы ведется после расчета топливоподачи.

Исходными данными для расчета гидросистемы являются:

а) статическое давление начала впрыскивания топлива Р₀ = 17,5 МПа;

б) колебание давления в гидросистеме ДР_г. к. = 5 кг/см²;

в) геометрические размеры распылителя;

г) среднее давление в камере сжатия в момент начала впрыска топлива;

д) действительный угол впрыска ц_Д и среднее давление впрыска е) динамическая вязкость топлива в гидросистеме;

ж) геометрические размеры гидросистемы и ее элементов.

5.2.1 Статическое давление начала впрыска берется из расчета процесса топливоподачи, а в случае модернизации системы топливоподачи — из паспортных данных двигателя с учетом рекомендованной поправки на изменение усилия затяга пружины по выражению:

(5.1)

Влияние величины ДР_г. к. на стабильность процесса топливоподачи и рабочего процесса не исследовалось. Поэтому строгого обоснования этой величины пока нет, и ее приходится выбирать на основании опыта эксплуатации. При этом необходимо учитывать, что при малых значениях ужесточаются требования к узлам системы и усложняется ее конструкция. Слишком большие значения ДР_г. к. приводят к ухудшению стабильности топливоподачи и рабочего процесса. На основании анализа эксплуатационных данных для форсунок с относительной величиной нижней дифференциальной площади д ‹ 0,5 колебания давления в гидросистеме можно принять ДР_г. к.? 3кг/см². Для форсунок с д › 0,50 рекомендуемая величина ДР_г.к должна лежать в пределах 3−5 кг/см². Здесь рекомендации даны на основе анализа зависимости Р₀ = f (Р_г). При этом величина

д =, у выполненных распылителей составляет 0,32 — 0,82.

Рекомендуемые величины колебания давлений в гидросистеме использовались на практике. Если оценивать приемлемость этих величин ДР_г.к по стабильности рабочего процесса на различных режимах работы двигателя и по влиянию на нагарообразование в цилиндрах, то они вполне оптимальны, что подтверждается опытом систем гидрозапорных форсунок на судовых двигателях.

Остальные исходные данные берутся на основе опытных параметров системы топливоподачи, монтажные схемы системы гидрозапирания и для выбранного состава гидросмеси.

Расчету подлежат давления гидросмеси, объемы элементов гидросистемы, обеспечивающие заданную величину колебаний давления, и количество гидросмеси, необходимое для поднятия давления в гидросистеме от нуля до минимально необходимой величины.

Давление гидросмеси определяется для номинального режима Р_г ном .

Определение Р_г ном производится либо по упрощенным формулам (5.2.1) или (5.2.2) без учета противодавления среды в камере сжатия, (

) (5.2.1)

или если считать, если считать что наружный диаметр пояска уплотнения d₀ равен диаметру корпуса иглы d_k, то,

(5.2.2) (давление в гидрополости).

Рисунок 6 — Схема иглы распылителя

d₀ — наружный диаметр уплотняющего пояска к корпуса иглы либо с учетом этого противодавления по формуле (4)

(5.2)

В системах гидрозапирания, так же, как и в топливных, установившийся режим запирания носит волновой характер, и имеются колебания давления.

Волновой характер процесса обуславливается переменной скоростью плунжера насоса гидросмеси, работой игл форсунок и перепускных клапанов, а также сжимаемостью гидросмеси и упругостью материала каналов высокого давления. Причиной колебания давления в гидросистеме являются пульсирующая подача гидросмеси одноплунжерным насосом и насосное действие игл (при подъеме и посадки) при наличии практически постоянного расхода гидросмеси через форсунки. Возникновение этих двух явлений в ряде моментов взаимосвязано.

Снижение волнового характера запирание игл достигается за счет привода плунжера гидронасоса от эксцентриковой шайбы, уменьшение разовой подачи гидросмеси и установки экранирующих устройств у форсунок и регулирующих устройств. В качестве экранирующих устройств, служат щелевые фильтры, устанавливаемые в штуцер гидрополости. У регулирующих устройств можно с этой целью устанавливать специальные дроссельные шайбы.

Для поддержания равенства подачи к форсункам и расхода через них гидросмеси на заданном уровне в системе предусматривается регулирующее устройство. Как отмечалось ранее, в зависимости от принципа действия этого устройства подача насосом может либо превысить расход через форсунки, либо быть равной ему, во всех этих случаях регулирующее устройство должно обеспечивать снижение не только колебаний давления, но и волновых явлений.