Повышение надежности топливных насосов

Конструкции плунжерных пар должны предусматривать срок службы, соответствующий пробегу тепловозов 1,2 —

1,5 млн. км при коэффициенте надежности не ниже 0,98 между осмотрами и регулировками насосов. Однако отказы насосов из-за выхода из строя плунжерных пар — нередкое явление.

Анализ конструктивных особенностей дизельных насосов показывает, что основные параметры их прецизионных пар, такие, как толстостенность втулки, наружная конфигурация, соотношение размеров сопряженных прецизионных поверхностей плунжера и втулки, не носят закономерного характера (табл. 21). При выборе параметров плунжерных пар заводы-изготовители руководствуются в основном конструктивными соображениями, основанными на опыте эксплуатации существующих насосов.

Сравнение размеров, расположения нажимных и опорных поверхностей, их формы показывает, что существующие конструкции плунжерных пар не учитывают влияния деформаций прецизионной поверхности под действующей нагрузкой. Неработоспособность некоторых типов насосов связана с неудачным выбором тол щины стенок втулки, формы уплотняющих устройств, количества и положения отсечных и всасывающих окон, длины и ширины опорной поверхности.

Толщина стенок в золотниковой части колеблется от 11 до 3,2 мм, а в направляющей части — от 9 до 2,5 мм (см. табл. 21), причем у плунжерных пар при больших нагрузках втулки оказываются с более тонкими стенками. Стандарты на плунжерные пары не дают каких-либо рекомендаций по выбору этих конструктивных параметров. Предусматриваются лишь минимально допустимые зазоры между втулкой и плунжером в зависимости

Таблица 21

К

8

>8

и

Л К * 8 ЭР н8 Толстостенность
Марки дизелей, назначение, страна Давление открыт нглы р0, МПа [ Мощность ДИЗЄІ ! и цилиндра, кВт Погонная нагру: в момент открыт иглы, МПа-см Внутренний диаметр втулки <^2» 10“* м [ Наружный Диаме золотниковой час | і/,, 10-3 м Наружный диаме направляющей ч; ти <І2, 10“3 м II

5-13-

/Г*

II

,54-*-

еі2
11Д45, Д49 (тепловозы, СССР) 31,5 2200/140 170,8 17 38 28 0,447 0,607 0,737
Д100 (тепловозы, суда, СССР) 20,6 2200/220 85,7 13 32 26 0,406 0,500 0,813
Д70 (тепловозы, суда, СССР) 27,5 2200/140 172,7 20 40 34 0,500 0,588 0,850
М756 (тепловозы, суда, СССР) 19,6 735/61 81,6 13 24 20 0,542 0,650 0,833
М50 (суда, СССР) 37,0 550/45 155,1 13 24 20 0,542 0,650 0,833
ЧН30/38 (суда, СССР) 23,5 1500/245 150,7 20 48 38 0,417 0,526 0,792
6ДН39/45 (суда, СССР) 27,0 1500/245 145,7 17 45 45/32 0,378 0,378 1,000
Дб (тепловозы, США) 23,0 770/100 116,0 16 32 27 0,500 0,593 0,844
ЬУА-24 (тепловозы «Кестрел», Англия) 30,5 2940/184 193,0 22 60 48 0,367 0,460 0,800
68310011 (тепловозы ЧМЭ, Чехословакия) 26,0 550/90 135,6 16 38 32 0,421 0,500 0,842
IV170/240 (тепловозы ВМЭ, Венгрия) 12,6 470/30 57,1 14 27 27/32 0,519 0,519 1,000
IV-400 (тепловозы МГ-2, Австрия) 19,6 300/38 62,8 10 19 15 0,526 0,667 0,709
1Д12 (тепловозы, ТГМ, автотранспорт, СССР) 20,0 300/25 65,9 10 24 18 0,417 0,556 0,750

Рис. 102. Деформации втулок насосных элементов дизелей Д40 под действием монтажных усилий

от диаметра плунжера, хотя физической связи между возможностью зависания и диаметром плунжера быть не может. На склонность к зависанию, как установлено, влияют не абсолютные размеры, а относительные, определяемые коэффициентом толстостенности Т, введенным как важнейший конструктивный параметр втулок плунжерных пар высокого давления. Важен также ранее не применявшийся показатель погонной нагрузки (см. табл. 21), представляющий собой силу от давления топлива на внутреннюю поверхность втулки в виде кругового пояса шириной в 1 см. Конструктивные параметры втулки, определяющие изменение формы ее внутренней поверхности в условиях монтажа и динамических нагрузок, оказывают основное влияние на долговечность плунжерной пары. Так, оказалось, что выявленная закономерность износа соответствует деформированию втулки под действием монтажных усилий [21].

Исследование характера деформаций втулки плунжерной пары в условиях монтажа и работы на дизеле дает более полное объяснение механизма износа прецизионных поверхностей и более точно определяет долговечность плунжерных пар. Определение давлений в зазоре плун жерных пар экспериментальным путем представляло определенные трудности. Ввиду малости радиальных зазоров (1 — 2 мкм) введение в зону исследования существующих типов датчиков могло бы исказить картину самого процесса. Размещение датчиков в стенках втулки также невозможно, так как местное ослабление поверхности приведет к увеличению объема в зоне измерения и снижению регистрируемого давления во много раз.

Оценить изменение прецизионной поверхности втулки во время работы насоса удалось специальным методом по размерам деформации прецизионной поверхности с помощью датчиков, наклеенных на наружной поверхности втулки. Их показания были протарированы в микронах изменения внутреннего диаметра при идентичных условиях нагружения. Расположение датчиков позволило фиксировать только изменения длины наружной поверхности в соответствующем месте. Метод тарировки обеспечил регистрацию изменения внутреннего диаметра втулки. Метод основан на одновременной записи электрических сигналов измерительных датчиков и тензометров, предварительно протариро-ванных по оптикатору в линейных единицах изменения их длины. В поясе измере ния против наружного датчика временно размещали тензометр в виде балочки с наклеенными на боковых поверхностях двумя датчиками сопротивления, включенными в измерительный мост. Тарировочные прямые потребовались для каждого пояса измерения при каждом виде нагрузки. Точность измерений не ниже ОД мкм.

Метод позволил изучить деформации втулки при сборке насосов под действием осевых сил и под давлением топлива во время контрольных испытаний (опрессовки), а также при работе насоса на дизеле.

Деформирование втулки в условиях монтажа. Результаты тензометрирования плунжерных пар различных конструкций, в частности тех, параметры которых представлены в табл. 21, показали, что под действием осевых уплотняющих сил <7 поперечные сечения вдоль длины втулки деформируются неодинаково. Если в золотниковой части вблизи торцов (пояса измерения I — III, рис. 102) внутренний диаметр при затяжке нажимным штуцером, как правило, увеличивается, то в ее средней части (пояса измерения IV — V) преци-

Рис. 103. Влияние отверстий на форму прецизионной поверхности втулки после сборки насоса: а — втулка без отверстий; б -с двумя отверстиями напротив; в -с отверстиями под углом 90°; г -с отверстиями одно под другим зионная поверхность может деформироваться внутрь. Деформации втулок дизелей 11Д45 и 6ДН39/45 (рис. 103) записаны в двух взаимно перпендикулярных продольных плоскостях, одна из которых проходит через отсечные и всасывающие окна втулки (сечение А — А), а другая (сечение Б-Б) перпендикулярна к ней. Несимметричный характер деформаций объясняется влиянием отсечных всасывающих отверстий, размещенных в средней части втулки. Испытания специально изготовленных втулок того же типа, но без отверстий, показали отсутствие деформаций исследуемой поверхности внутрь в золотниковой части. В обоих продольных сечениях деформирование прецизионной поверхности одинаково (рис. 103, а). Применение больших усилий чрезмерно деформирует прецизионную поверхность, способствуя увеличению местного износа и снижению срока службы насоса. Изменение внутреннего диаметра особенно нежелательно внутрь втулки, так как при больших осевых нагрузках зазор между прецизионными поверхностями втулки и плунжера может оказаться меньше первоначального технологического размера и вызвать зависание плунжера.

Испытания специально изготовленных плунжерных пар одного типоразмера, отличающихся только взаимным расположением двух окон, показали, что наименьшие деформации (см. рис. 103) у втулки с окнами одно напротив другого (дизель типа Д40).

Другие варианты предусматривали расположение окон под углом 90 ° и одно под другим.

Испытания опытных плунжерных пар со смещенными отверстиями на 90°, проведенные на обкаточном стенде, показали их неработоспособность. Все плунжерные пары с отверстиями под углом 90° и с от-

Рис. 104. Форма рабочей поверхности втулки после затяжки шпилек насоса-форсунки : п — правая шпилька, ; -левая шпилька верстиями одно под другим зависали при увеличении нагрузки до 3/4 номинальной или получали натиры в виде кругового пояска.

Представляет интерес изменение прецизионной поверхности втулки, установленной в корпусе насоса-форсунки при ее монтаже в цилиндровой крышке дизеля. Максимальное значение деформаций достигает 1 мкм. При этом характер изменения формы внутренней поверхности втулки при монтаже насоса-форсунки в цилиндровой крышке дизеля иной, чем при затяжке корпусом нагнетательного клапана. Если в продольном сечении втулки в плоскости без окон (Б — Б, рис. 104) загяжка шпильками еще более искажает форму прецизионной поверхности, то в плоскости окон (А — А) рабочая поверхность втулки оказывается близкой к первоначальной. После затяжки насоса-форсунки только одной шпилькой, условно названной левой (л), или только другой, обозначенной правой (и), форма рабочей поверхности втулки приобретает принципиальные отличия: в 1 и IV поясах в случае (л) деформации направлены внутрь, а в случае (п) — преимущественно наружу.

Как показали эксперименты, определяющую роль играют окончательные значения действующих сил, а не последовательность их приложения. Расположение крепежных шпилек корпуса насоса-форсунки симметрично относительно отверстий во втулке (в плоскости А — А или Б — Б) предпочтительно, так как деформации принимают симметричный характер; они могут быть определены расчетным путем [28]. Сущность расчетного метода, с помощью которого были составлены таблицы изменения внутренней поверхности втулки при различном сочетании ее конструктивных параметров (Г,, Т2, 5), осно вана на составлении двух дифференциальных уравнений равновесия из условия минимума потенциальной энергии системы. Определенные расчетным путем кривые деформаций достаточно хорошо совпадают с формой поверхности, полученной экспериментально (см. рис. 103, а).

Теоретическим анализом и экспериментами установлено рациональное отношение конструктивных параметров втулки. Оптимальная конструкция, названная подвесной (рис. 105), имеет тонкий опорный бурт и не деформируется под действием осевых уплотняющих сил в своей рабочей части. Изменение размеров окон, их числа и расположения в такой втулке не оказывает влияния на форму прецизионной поверхности. Испытания плунжерных пар этого типа (см. рис. 7, а) показали их преимущества и высокую работоспособность. Такие конструкции теперь стали изготовляться и за рубежом. Интересны малога-

Рис 105 Плунжерные пары подвесного типа, не испытывающие изменений прецизионной поверхности при монтаже а — втулки дизелей (см табл 21), справа — серийная, остальные — после изменения их конструкции, б — форма поверхности при сборке серийной конструкции, в — то же подвесного типа, 1 — до воздействия сил, 2 — при максимальном усилии, соответствующем ТУ завода-изготовителя, 3 — после освобождения от затяжки

баритные блочные насосы фирмы «Бош» с подвесными плунжерными парами (см. рис. 1,6). Деформированию втулка подвесного типа подвергается лишь под давлением нагнетаемого ею топлива. Изменения прецизионной поверхности можно определить также аналитическим методом, разработанным для этого случая. Новые технологические возможности конструкции открываются при изготовлении опорного бурта съемным.

Деформирование прецизионной поверхности втулки под действием внутреннего давления изучено на различных плунжерных парах серийных (см. табл. 21) конструкций и специально созданных. Так, было выявлено влияние на форму прецизионной поверхности толстостенности каждой из частей втулки, а также размеров и положения окон. Главным же образом изучалось взаимодействие сопряженных поверхностей, разделенных тонким слоем жидкости, находящейся под действием быстро меняющегося давления, а также устанавливались причины зависания плунжерных пар при работе дизелей на эксплуатационных режимах. Плунжерные пары статически нагружали давлением топлива до 50 МПа и динамически — до 100 МПа. Давление изменялось с разной скоростью при различных положениях плунжера. На осциллограммах (рис. 106) представлены деформации втулки плунжерной пары дизеля типа Д40. Изменение деформаций отмечено линией, обозначенной цифрами I- VII, в соответствии с выбранными поясами измерения.

Когда плунжер сдвинут в положение, при котором торец его головки находится против пояса измерения VII в направляющей части втулки, все участки исследуемой поверхности деформируются пропорционально увеличению давления. При рабочих положениях плунжера форма внутренней поверхности втулки иная и зависит от продолжительности нагружения. При неограниченно длительном нагружении втулки неизменным давлением форма поверхности независимо от положения плунжера оказывается одинаковой. При быстром (менее 0,1 с) нагружении втулки (рис. 106, отметки 1, 2) давлением 20 — 30 МПа деформируется лишь ее надплунжерная часть, поскольку давление в зазорах распространяется относительно медленно. До определенного давления и в течение некоторого времени деформации в зазоре меньше и исчезают по мере удаления от надплунжерной полости. При постоянном давлении в надплунжерной полости с течением времени деформации подвергаются последовательно все части втулки (рис. 106, отметка 3). При неизменном давлении в надплунжерной полости 20 МПа втулка деформируется по всей длине через несколько секунд, а при 30 МПа — быстрее (менее 1 с).

После быстрой разгрузки надплунжерной полости (0,1-0,2 с) от давления 50 МПа втулка в течение значительно более продолжительного времени (1 с) остается деформированной, причем деформации тем больше, чем дальше место от полости с нулевым давлением. Показания датчиков отражают процесс изменения давления жидкости между прецизионными поверхностями.

Сопоставление экспериментальных данных с расчетами деформаций подтверждает правомерность такого заключения. Деформации ненагруженной части резко уменьшаются по мере удаления от границы участка нагружения. На расстоянии 5 — 8 мм от границы нагруженной части деформация втулки с Тъ равным 0,5, при погонной нагрузке 30,0 МПа-см, становится меньше десятых долей микрона (рис. 106, расчетная кривая).

Интересны изменения деформаций втулки при движущемся плунжере во время гидравлической опрессовки пары на грузовом стенде. Серийная плунжерная пара дизелей типа Д40 оказывается нагруженной давлением топлива только в золотниковой части, хотя в момент наибольших деформаций давление достигает 80 МПа. На характер деформаций при гидравлической опрессовке на грузовом стенде влияет усилие затяжки втулки нажимным штуцером. При минимальном усилии (2-Ю3 Н) давление в надплунжерном пространстве равно давлению груза и не носит волнового характера, как при затяжке усилием 3-Ю3 Н и более. Волновой характер движения плунжера и давлений в полости над ним Носит еще более явно выраженный характер, а амплитуда тем больше, чем меньше зазор между плунжером и втулкой, причем в поясе измерений V деформации направлены внутрь в момент 1 первой волны колебания плунжера. Форма прецизионной поверхности втулки большую часть перемещения плунжера ПП имеет вид, показанный на рис. 106, справа. Эти кривые построены одна расчетом, а две другие — путем расшифровки осциллограмм (слева), отображающих прецизионную поверхность в плоскости отверстий (А — А) и диаметрально противоположной ей (Б — Б). Результаты измерений в обеих плоскостях оказались практически одинаковы. Если бы во время движения плунжера происходило его прижатие к одной из сторон втулки под действием гидростатических сил неуравновешенности, это не могло бы не отразиться на давлении в зазоре и, как следует из предыдущих рассуждений, на величине деформаций в сечениях А — А и Б — Б. Многочисленные испытания на сосных элементов типа Д40 с самыми различными конструкциями плунжеров, числом и положением отверстий во втулке не выявили каких-либо особенностей в форме прецизионной поверхности втулок, которые могли бы свидетельствовать об эксцентричном расположении плунжера. При движении плунжера особенности течения топлива при таких высоких давлениях в весьма малых зазорах создают силы, большие сил его гидростатической неуравновешенности, и препятствуют смещению плунжера. В этом случае устанавливается режим граничного трения.

Из осциллограмм видно, что направляющая часть втулки (ниже пояса V) деформируется в течение длительного периода 1- 3 лишь под действием нагруженной давлением золотниковой части. Деформации стенки втулки уменьшаются по мере удаления от золотниковой части: в поясах VI и VII они меньше, чем в поясе V. При весьма малых зазорах колебания стенок затухают раньше (отметка 2), чем эта зона деформируется под действием проникшего в зазор топлива (отметка 3, см. рис. 106, поясы V- VII). При опрессовке на грузовом стенде возрастание давлений в зазоре направляющей части втулки, как видно из рис. 106, период 1-3, происходит в значительно более продолжительный период времени (более 1 с) по сравнению со временем впрыскивания топлива при работе дизеля (менее 0,01 с), хотя давление в над-плунжерной полости после начала движения плунжера оказывается равным 90 МПа, т.е. равно давлению впрыскивания при полной нагрузке дизеля. В последующий период опрессовки (после отметки 3, более 2 с) при установившемся режиме и давлении 31,5 МПа, создаваемом грузом стенда, деформации втулки резко увеличиваются. Во всех случаях, представленных

на осциллограммах, деформация втулки в направляющей части (в поясах VI и VII) не наступает ранее 0,1 с, в то время как процесс впрыскивания в самых тихоходных дизелях измеряется сотыми долями секунды. Следовательно, утечки по компрессионной части плунжерной пары во время рабочего хода плунжера при работе насоса на дизеле должны отсутствовать. Характер нагружения втулки давлением топлива во время работы насоса принципиально отличается от характера нагружения ее при опрессовке на грузовом стенде. Это приводит к ошибочным результатам при опреде лении долговечности пары на опрессовоч-ном стенде [18].

При работе насоса на транспортном дизеле во время рабочего хода плунжера давление над ним возрастает до максимального значения порядка 90 МПа за 1 — 2 мс (рис. 107). На осциллограмме записано движение плунжера (ПІТ), угол поворота вала насоса (У) с отметками времени в !/500 с и деформации втулки в поясах /, НІ, V и V. Увеличение давления в зазорах по длине втулки в процессе хода нагнетания происходит не одновременно. В момент, когда надплунжерная полость разгружается от давления, в поясе V дефор мации остаются еще очень большими из-за давления в зазоре на этом участке втулки. Уменьшение деформации до первоначального состояния происходит в этих условиях в течение более 6 мс, что подтверждает вывод о замедленном истечении жидкости из малых щелей при давлении более 30 — 50 МПа. Форма поверхности втулки в момент максимального давления

Рис. 107. Деформации втулки дизелей типа Д40 при работе насоса: а, б — осциллограммы при различном выходе рейки; в — кривые деформированной поверхности; І — VII — поясы измерений; ПП — перемещение плунжера; У — угол поворота кулачкового вала; В — время У5Ш) с на каждом из режимов представлена на рис. 107 кривыми. В поясе V’ деформации направлены внутрь и сопровождаются многократными колебаниями. Как меняется форма поверхности втулки в процессе впрыскивания на одном из режимов тепловозного дизеля 11Д45 через каждые 2° поворота кулачкового вала с момента перекрытия всасывающего окна, показано на рис. 108. Кривые характеризуют скорость истечения из зазоров. По штриховым кривым видно, что после разгрузки над-плунжерной полости давление в зазоре (например, кривая 10, пояс III между окнами) сохраняется достаточно продолжительное время (около 10° угла поворота). Замедленный характер истечения объясняется следующим. В весьма малых зазорах резко меняются свойства топлива: вязкость возрастает примерно в 8 раз, примерно вдвое увеличивается сжимаемость, изменяются температура и размеры граничного слоя жидкости у сопряженных поверхностей плунжера и втулки. Силы, препятствующие истечению жидкости в этих условиях, оказываются соизмеримыми с силами, возникающими из-за статического перепада давлений, вызывающего истечение.

Осциллограммы изменения деформаций (см. рис. 106-108) позволяют представить механизм утечек топлива между прецизионными поверхностями как истечение жидкости в период между циклами впрыскивания, когда времени оказывается достаточно для полной разгрузки полость зазора. В период впрыскивания существует граничный режим трения, и слой топлива в зазоре малоподвижен, а времени рабочего хода плунжера недостаточно для истечения существенного количества цикловой дозы топлива. Вытекающая из зазора жидкость между впрыскиваниями снова поступает в него во время следующего цикла до

физического начала подачи, т.е. во время повышения давления в надплунжерной полости при перекрытии всасывающего отверстия и спустя некоторое время после его окончания. Поэтому угол опережения впрыскивания (фактический) увеличивается с ростом частоты вращения вала дизеля. Таким образом, утечки топлива в зазоры плунжерной пары происходят, но не во время хода нагнетания, а после отсечки, и на цикловую подачу насоса влиять не могут.

Этот вывод лег в основу рекомендаций по определению предела годности плунжерных пар (см. главу 4). Установлено, что до некоторых значений диаметральных зазоров 8П и 8р расходные характеристики насосов и форсунок не изменяются.

Условия движения топлива в весьма малых зазорах прецизионных пар топливных насосов подчинены главным образом влиянию граничного слоя, толщина которого занимает всю толщину щели ме жду сопряженными поверхностями. На номинальном режиме работы насосов Д40 она с учетом возникающей деформации достигает 14-16 мкм (см. рис. 107).

Толщина граничного слоя определяется не только геометрическими размерами зазора. Она зависит от свойств жидкости, материала сопряженных поверхностей и ускорений при их относительном движении. Жидкость в зазоре обладает новыми свойствами под влиянием поля твердой поверхности. Установлена зависимость истечения жидкости в зазорах от материала плунжера и втулки. Это подтверждается тем, что топливо в зазорах прецизионных поверхностей во время рабочего хода находится в граничном режиме. В режиме гидродинамического трения свойства материала сопряженных поверхностей не могут проявиться.

Схема нагружения плунжерной пары с учетом особенностей среды, разделяющей их сопряженные поверхности, позво ляет убедительно объяснить причину их заклинивания во время работы. Для объяснения причт зависания плунжерных пар форму деформированной поверхности не следует рассматривать как постоянную. Она меняется так же, как и характер нагрузки по времени, в течение рабочего цикла (см. рис. 108). При определенном распределении давлений во время работы втулка (см. рис. 106) деформируется внутрь. Деформирование втулки внутрь происходит уже при сборке насоса (см. рис. 102) и определяется соотношением длины утолщенной и тонкой частей втулки, параметром 5 (см. рис. 21), а также размерами, числом и размещением отверстий (см. рис. 103). Место, где диаметр втулки уменьшается под действием давления топлива, создает условия для заклинивания прецизионных деталей. При неблагоприятном сочетании размеров плунжерной пары и режима работы насоса зоны максимума кривых деформирования втулки внутрь от действия уплотняющих сил и давления топлива сближаются (см. рис. 103 — 107). Максимальные значения деформаций зависят от частоты вращения, цикловой подачи насоса, от размеров первоначального зазора между плунжером и втулкой и вязкости дизельного топлива. Испытанные плунжерные пары двигателя 11Д45 без канавки К на направляющей части плунжера (см. рис. 106) хорошо работают при 750 об/мин и выходе рейки до 20 мм при медленном (0,5 мм/с) нагружении. При более быстром увеличении выхода рейки от 5 до 20 мм зависание плунжерной пары оказывается неотвратимым.

Наблюдаемое адгезионное схватывание прецизионных поверхностей при зависании плунжера следует рассматривать как следствие достаточно большого деформирования втулки внутрь, когда в граничном слое жидкости давление еще больше возрастает и слой приобретает свойства твердого тела. При граничном режиме взаимодействие поверхностей происходит через слой топлива, вызывая натиры. В таких условиях насосы могут работать лишь на установившемся режиме. Сближение прецизионных поверхностей пары при расстоянии между ними менее 0,2 мкм происходит с весьма малой скоростью (10-у см/с). Поэтому начавшееся в результате повышения нагрузки зависание плунжерных пар может быть прекращено своевременным уменьшением нагрузки (т. е. увеличением расстояния между сопряженными поверхностями). При этом сохраняется остаточный граничный слой, толщина которого зависит от действующих давлений и составляет 0,1-0,2 мкм. Упругость этого тонкого слоя топлива, разделяющего поверхности в режиме граничного трения, удерживает плунжер в концентричном положении и препятствует прижатию к втулке. Переход от граничного режима трения к гидродинамическому в период окончания подачи топлива сопровождается кавитационным процессом.

Как показывает анализ осциллограмм деформирования прецизионных пар, в конце впрыскивания и уменьшения деформаций втулки истечение топлива из плунжерной полости сопровождается колебательными изменениями поверхности с высокой частотой (от 4000 до 8000 Гц). Колебания возникают в поясе V после падения давления в результате впрыскивания (см. рис. 107). В итоге на поверхности плунжера появляется кавитационная раковина серповидной формы.

У плунжерных пар дизеля 11Д45 с отверстиями 4 мм после работы на номинальном режиме (выход рейки 25 — 27 мм) плунжер после 200 часов работы полу чает кавитационное разрушение глубиной в 10-12 мкм; через 500 часов глубина каверны достигает 20 мкм, а через 2000 часов — от 50 до 54 мкм. Площадь пораженной поверхности увеличивается мало.

Анализ осциллограмм деформаций прецизионной поверхности втулки и причин колебательных процессов стенки втулки, а также круговых наяснений на плунжере [27], показал, что, когда давление в системе начинает снижаться и окажется ниже давления парообразования наиболее легко кипящих фракций топлива, в нем образуются пузырьки пара. Это вызывает местное повышение давления, и пузырьки разрушаются с большой скоростью, а происходящее резкое повышение температуры и вследствие этого еще больший рост давления вызывают образование ударных волн (см. колебания на линии измерений V, рис. 107). Последующее уменьшение деформаций прекращает этот процесс, который повторяется до установления гидродинамического режима.

Средством борьбы с кавитацией является изменение характера деформаций, а также управление изменением давления в полости всасывания (отсечки), например с помощью отражательных колец (см. рис. 6), изменения положения канавки К (см. рис. 106), изменения Г,, Т2 или 5.

Исследования деформаций позволяют сформулировать некоторые рекомендации по выбору конструктивных форм плунжерных пар. Оптимальная форма поверхности уплотняющего стыка должна быть такая, чтобы при нагружении втулки внутренним давлением силы, разрывающие стык, были минимальны, а их приложение не создавало асимметричности нагружения в осевом направлении. В насосах с типовой конструкцией плунжерной пары уплотняющее усилие должно быть ограничено кон кретным значением осевой силы ц и подобрано в соответствии с оптимальными деформациями по осциллограммам (см. рис. 106).

Неизменность внутренней рабочей поверхности втулки при монтаже обеспечивает конструкция подвесного типа (см. рис. 105). Применение подвесной конструкции сокращает и общую деформацию втулки под действием давления топлива. Для насосов с частотой вращения вала не более 1000 об/мин и давлением не более 100 МПа применение подвесной конструкции оказывается достаточным для гарантирования работоспособности плунжерных пар. Для ликвидации опасности зависаний плунжера во время работы у серийных конструкций насосных элементов целесообразно изготовление проточки К на плунжере в зоне деформации рабочей поверхности втулки внутрь (рис. 7, а, 106).

Наружные размеры втулки должны определяться коэффициентами Т, Т2, тол-стостенности втулки (см. табл. 24) с учетом требуемого срока службы насоса (дизеля). Для мощных транспортных дизелей с большим сроком службы можно рекомендовать Т = 0,45…0,50, для автотракторных дизелей — Тх = 0,65…0,70, для других двигателей с ограниченным моторесурсом и с минимальной массой 7) = 0,7…0,8.

При расчете коэффициента толстостенное™ следует руководствоваться величиной максимальной погонной нагрузки (см. табл. 21). Увеличение толстостенное™ втулки в золотниковой части до Г,, меньшего чем 0,4-0,5, мало сказывается иа размерах деформаций и не может быть признано целесообразным.

Метод контроля плунжерных пар опрессовкой из-за различий в характере нагружений рабочих поверхностей не может считаться рациональным.

Монтажные деформации распылителей форсунок и их устранение | Топливные системы тепловозных дизелей. Ремонт, испытания, совершенствование. | Основные технологические направления совершенствования

Добавить комментарий