Надежность и долговечность топливной аппаратуры

Надежность дизелей в значительной степени определяется техническим состоянием топливной аппаратуры. Несмотря на проведение различных мероприятий по повышению ка­чества изготовления, изменению конструкций деталей прецизионных пар, внедрению нового оборудования и усовершенствований техно­логии изготовления, улучшению фильтрации топлива, надежность и долговечность прецизионных пар топливной аппаратуры остается еще низкой. Интенсивность отказов топливных систем в среднем составляем 1,6-2,2 случая на 1 млн. км пробега тепловозов или 8,5-14 % всех отказов по дизелю. В том числе приходится на отказы топливных на­сосов 38,3 % случаев, форсунок – 10,6 %, фильтров, топливоподкачивающих насосов и арматуры системы низкого давления - 11,9 %, регу­ляторов частоты вращения и системы управления топливоподачей – 39,2 %.

Под надежностью топливной аппаратуры понимается такое ее свойство, при котором она способна выполнять функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение требуемого промежутка времени или требуемой наработки. В процессе эксплуатации топливная аппаратура претерпевает законо­мерные изменения основных показателей надежности, которые проявля­ются в ухудшении эксплуатационных свойств и приводят к потере работоспособности.

Одним из основных параметров, характеризующих выполнение функций и обуславливающих эксплуатационные показатели топливной аппаратуры, является работоспособность.

Работоспособность - это состояние топливной аппаратуры, при котором она может выполнять заданные функции с параметрами, установленными требованиями технической документации.

Надежность топливной аппаратуры обуславливается главным об­разом безотказностью, долговечностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью.

Безотказность - это свойство топливной аппаратуры сохранять работоспособность в течение некоторой наработки без вынужденных перерывов. Показателями безотказности служат вероятность безотказной работы, наработка на отказ, параметр потока отказов и ин­тенсивность отказов.

Долговечность - свойство топливной аппаратурысохранять ра­ботоспособность до определенного состояния с необходимыми пере­рывами для технического обслуживания и ремонта. Показатели долговечности - это ресурс или срок службы.

Ремонтопригодность - это свойство топливной аппаратуры, заключается в ее приспособленности к предупреждению, обнаружению и устранению отказов и повреждений путем проведения технического обслуживания и ремонта.

Показателями ремонтопригодности служат среднее время восстановления, вероятность выполнения ремонта в заданное время, средняя стоимость технического обслуживания я ремонта.

Сохраняемость - это свойство топливной аппаратуры сохра­нять обусловленные эксплуатационные показатели в течение и пос­ле срока хранения и транспортировки, установленного в техничес­кой документации. Показателями сохранности служат средний срок сохранности, гамма - процентный срок сохранности.

Надежность работы деталей прецизионных пар топливной аппа­ратуры дизелей обуславливается результатом взаимодействия конструкторско-технологических факторов и эксплуатационных нагру­зок. Исследования показали, что основной причиной уменьшения надежности работы прецизионных пар топливной аппаратуры явля­ется деформация прецизионной поверхности деталей этих пар.

Деформация деталей прецизионных пар возникает как при сборке (монтажные), так и при эксплуатации (циклические и температурные).

Величина монтажных деформаций пропорциональна усилию, возникающему от затяжки резьбовых соединений. Циклические (от дей­ствия избыточного давления топлива) и температурные деформации могут как уменьшить, так и увеличить монтажные деформации.

На рис. 4.1 представлена расчетная схеме для определения де­формации внутренней поверхности гильзы от рабочих нагрузок: мон­тажных от осевого усилия N и циклических от избыточного давления топлива Р₀, действующего в период топливоподачи.

Рис.4.1. Схема расчета деформаций гильзы от рабочих нагрузок:

1 – корпус топливного насоса; 2 – гильза плунжерной пары; 3 – нагнетательный клапан; 4 – нажимной штуцер.

Вывод уравнений деформации гильзы от рабочих нагрузок осно­ван на теории осесимметричного изгиба тонкостенных цилиндрических оболочек с использованием зависимостей из теории деформации тол­стостенных оболочек и учетом жесткости корпуса топливного насоса я корпуса нагнетательного клапана.

При выводе уравнений деформации гильзы от рабочих нагрузок были сделаны следующие допущения:

- осевые монтажные усилия от клапана к гильзе передаются в виде сосредоточенных сил по среднему радиусу золотниковой части ;

- горизонтальная и вертикальная кольцевые опорные реакции корпу­са насоса действует на гильзу в области контакта гильзы и корпуса насоса по радиусу ;

- давление топлива в золотниковой части гильзы имеет постоянную величину, равную давлению в надплунжерной полости; давление топ­лива в компрессионной части (в случае отсутствия дренажного кана­ла) уменьшается до нуля в конце гильзы по линейному закону:

- наличие окон в гильзе не учитывается.

В общем виде уравнения для расчета деформации гильзы от мон­тажных усилий имеют вид:

для золотниковой части(4.1):

для компрессионной части (4.2):

В общем виде уравнения для расчета деформации гильзы от давления топлива имеет вид:

для золотниковой части (4.3):

для компрессионной части (4.4)

где x, y - текущие координаты, см;

L - длина золотниковой части гильзы, см;

L_k - длина компрессионной части гильзы, см;

R - наружный радиус золотниковой части гильзы, см;

R_k - наружный радиус компрессионной части гильзы, см;

r - внутренний радиус гильзы, см;

R_ш - внутренний радиус нажимного штуцера, см;

R₁ - наружный радиус корпуса насоса, см;

R₂ - внутренний радиус корпуса насоса, см;

μ - коэффициент Пуассона;

Е - модуль упругости;

N - осевое усилие;

W₃, W_к - радиальные деформации внутренней поверхности

золотниковой и компрессионной части гильзы, см;

Р - давление в золотниковой части гильзы;

а - высота опорной части нагнетательного клапана, см;

n - число, показывающее, во сколькораз наружный ди­аметр корпуса

насоса больше R;

К - коэффициент толстостенности.

Например, расчетные усилия для плунжерной пары дизеля Д70 имеют вид:

На рис. 4.2 представлен график диаметральных деформаций гильзы плунжерной пары дизеля Д70, рассчитанных по приведенной методике. В золотниковой части гильзы имеется отрицательная де­формация от осевого монтажного усилия, уменьшающая внутренний диаметр гильзы на 0,85мкм на расстоянии х=7,5 мм. Увеличение внутреннего диаметра гильзы от давления топлива при опрессовке составляет примерно 2,8 мкм в зоне расположения окон.

Наличие окон в гильзе изменяет характер деформации ее внут­ренней поверхности от осевых монтажных усилий и приводит к овальности ее поперечных сечений.

На рис. 4.3 представлены диаметральные деформации гильзы плунжерной пары дизеля Д50 от монтажного осевого усилия N =18000 кг, полученные путем измерения на ротаметре. Дефор­мации гильзы получены при замерах в двух диаметральных плоско­стях, проходящих по оси гильзы через ее окна (в) и под углом 90° (а). Эти деформации отличаются как по величине, так и по характеру. На расстоянии x = 46 мм наблюдается наличие «отрицательных» деформаций, уменьшаюoих внутренний диаметр гильзы. Такие «отрицательные» деформации могут привести к закусыванию плунжера во время работы насоса.

На величину утечек топлива в плунжерных парах (а, следова­тельно, и на их долговечность), кроме технологического зазора и деформации гильзы от рабочих нагрузок, значительное влияние оказывает перераспределение зазоры между плунжером и гильзой из-за неуравновешенности плунжера, в результате чего плунжер под действием равнодействующей сил давления топлива на его зо­лотниковую часть прижимается к внутренней поверхности гильзы.

Рис.4.2. График деформации гильзы плунжерной пары дизеля Д70 от рабочих нагрузок (N=5000 кгс, Р=20 МПа):

1 – от монтажных усилий; 2 – от давления топлива; 3 – суммарные деформации.

Рис.4.3. Форма внутренней поверхности гильзы плунжерной пары дизеля Д50 при монтаже ее в корпусе насоса с усилием N=18000 кгс.

х – без нагрузки; Q - под нагрузкой; а – в плоскости, перпендикулярной окнам; б – в плоскости расположения окон.

На рис. 4.4 представлена развертка золотниковой части плун­жерной пары с нанесенными на ней изобарами. Изобары можно пост­роить графоаналитическим способом. Так как в начальный момент перекрытия всасывающего окна гильзы плунжер расположен концентрично, изменение давления топлива в зазоре плунжерной пары мож­но получить из выражения:

где P_x - давление топлива в искомой точке зазора плунжерной пары;

r - радиус окна гильзы;

l_x - расстояние от центра окна гильзы до искомой точки за­зора;

l₀ - расстояние от центра окна до кромки плунжера;

P - давление топлива в надплунжерном пространстве;

P₀ - давление топлива в окне гильзы.

Рис.4.4. Распределение давления в плунжерной паре дизеля Д70.

Преобразуя выражение (4.9) к виду, удобному для построения изобар на развертке золотниковой части плунжера, получим:

Изобары на развертке плунжера можно также построить мето­дом электрогидродинамической аналогии (ЭГДА). По изобарам опре­делено направление и место приложения равнодействующей сил дав­ления топлива к золотниковой части плунжера. На рис. 4.5 показана векторная диаграмма сил давления топлива, действующая на золотни­ковую часть плунжера, и распределение зазора относительно окон гильзы. Под действием равнодействующей в плунжерной паре, имеющей два окна в гильзе, плунжер прижимается к ее внутренней по­верхности примерно между окон. В этом случае зазор в зоне отсеч­ного окна близок к его максимальной величине.

Рис.4.5. Распределение зазора в плунжерной паре дизеля Д70:

1 – всасывающее окно; 2 – гильза; 3 – плунжер; 4 – отсечное окно; А – место прижатия плунжера к гильзе.

Рабочий зазор между плунжером и гильзой с учетом деформа­ций гильзы и неуравновешенности плунжера, развернутый на плоскости и разбитый на отдельные элементы, представлен на рис. 4.6.

При ламинарном изотермическом движении топлива в элемен­тарном канале с некоторыми допущениями можно считать, что дифференциальное уравнение движения топлива будет иметь вид (как и для плоской щели).

Интегрируя уравнение (4.11) дважды подставляя пределы интегрирования и учитывая, что для канала с переменным сечением,

получим уравнение секундного расхода топлива:

где в_к - ширина канала;

δ - высота канала;

μ - динамический коэффициент вязкости;

- градиент давления.

Рис.4.6. Схема распределения зазора в золотниковой части плунжерной пары.

Утечки топлива в плунжерной паре складываются из утечек в отсечное и всасывающее окна и через зазор в направляющей (компрессионной) части.

Для расчета утечек топлива удобно предположить, что оси ко­ординат проходят черед центры окон, а для компрессионной части через начало отсечной кромки и нижний край золотниковой части. Выразим δ_x и в_x элементарного канала для отсечного окна через l_x:

где α - угловая координата рассматриваемого канала;

Δα - приращение угла α;

δ_max - максимальный зазор в плунжерной паре (δ= δ_т+ δ_деф);

δ _деф - увеличение радиального зазора за счет деформации гильзы от рабочих нагрузок;

Z - расстояние от оси координат до линии прижатия;

l_x - длина элементарного канала;

N - коэффициент, учитывающий положение линии прижатия относительно окна;

R - радиус плунжера.

На основании уравнения неразрывности струи, расход топлива через любое сечение канала имеет постоянное значение. Подставив значения в_x и δ_x в уравнение расхода топлива (4.12), и пос­ле некоторых преобразований, получим:

Выполнив дальнейшие преобразования, получим формулу для рас­хода топлива в отсечное (или всасывающее) окно в виде:

Для компрессионной части плунжерной пары ширина элементарного канала в_x будет:

где n – число элементарных каналов.

Величина зазора выражается как координаты элементарного канала

Подставив в формулу (1.14) значения для элементарных ка­налов l_x и просуммировав расходы по элементарным каналам, получим величину утечек топлива в плунжерной паре при заданной величине максимального зазора для любого положения плунжера в период его активного хода.

Нa рис.4.7 представлен рассчитанный по приведенной методике график изменения секундного расхода топлива через зазор в плун­жерной паре дизеля Д70 в зависимости от положения плунжера в гильзе при опрессовке (δ_Т =2,5 мкм).

Рис.4.7. Расчетная зависимость утечек топлива (Q см³/с) в плунжерной паре дизеля Д70 по ходу плунжера (Н_РХ, мм) при опрессовке (Р=20 МПа, d_Т=25 мкм, m=9,9 сст.):

1 – утечки в оба окна; 2 – утечки в отсечное окно.

Величина утечек топлива Q_P.X. при опрессовке плунжерных nаp соответствует объему вытесняемого из надплунжерного пространства топлива, то есть равна произведению площади плунжера на ве­личину его рабочего хода. Поэтому расчетная плотность плунжерных пар будет:

(4.15)

На рис. 4.8 представлена расчетная зависимость и опытные данные изменения плотности плунжерных пар дизеля Д70 при увели­чении зазора между плунжером и гильзой (Р=20 МПа, μ= 9,9 cст).

Приведенные результаты расчетов показывают, что плотность плунжерной пары при заданной величине технологического зазора зависит от конструкции плунжерной пары: количества, диаметра и расположения окон в гильзе и расположения кромок на плунжере ве­личины деформации гильзыδ_дефи т.д.

Долговечность плунжерных пар или сроких службы, как было отмечено раньше, определяется величиной зазора, при которой уте­чки топлива на номинальном режиме составляют 2 % от цикловой по­дачи. При дальнейшем увеличении зазора ухудшается экономичность дизеля, и такие плунжерные пары должны быть заменены на новые.

Рис.4.8. Расчетная зависимость и экспериментальные данные плотности (t, с) плунжерной пары дизеля Д70 от величины технологического зазора (d мкм) при опрессовке (Р=20 МПа, m=0,9 сст.).
СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Бахтиаров Н.И., Логинов В.Е., Лихачев И.И. Повышение надежности работы прецизионных пар топливной аппаратуры дизелей. М.: Машиностроение, 1972. - 199 с.

2. Викерт М.М., Мазинг М.В. Топливная аппаратура автомобиль­ных дизелей. М.: Машиностроение. 1978.- 185 с.

3. Двигатели внутреннего сгорания. Под общей редакцией Орлина А.С., Круглова М.Г. М.: Машиностроение, 1985.- 455 с.

4. Дизели: Справочник /Под ред. Ваншейдта В.А./М.: Машиностроение» 1964.- 599 с.

5. Иванов В.К., Ильин А.И., Скепский В.П. Долговечность и на­дежность плунжерных пар унифицированного ряда тепловозных дизелей Д70.- Труды МИИТ, 1968, вып. 278.- с.3-8.

6. Ильин А.И., Скепский В.П. Влияние радиальной неуравнове­шенности плунжера на работоспособность плунжерных пар. -Труды МИИТ, 1971, вып. 363. - С.20-25.

7. Ильин А.И., Скепский В.П. Монтажные деформации гильз плун­жерных пар топливных насосов дизелей. - Труды МИИТ, 1963, вып.278. -С. 9-13.

8. Кокошинский И.Г., Клименко Л.В., Горбатюк В.А. и др. Справочник по ремонту тепловозов.М .: Транспорт. 1976.- 303 с.

9. Пойда А.А., Хуторянский Н.М., Кононов Е.Е. Тепловозы. М.: Транспорт. 1983.-327 с.

10. Рахматулин М.Д. Технология ремонта тепловозов. М.: Транс­порт, 1983.- 1 319 с.

11. Тепловозы. /Под редакцией В.Д. Кузьмича/ М.: Транспорт. 1982,- 315 с.

12. Технология ремонта тепловозов./Под редакцией Иванова В.П./ М.: Транспорт, 1987.- 332 с.

13. Федотов Г.Б., Левин Г.И. Топливные системы тепловозных дизелей. М.: Транспорт, 1983.- 191 с.

14. Фомин Ю.Я. Топливная аппаратура судовых дизелей. М.: Транспорт, 1975.- 215 с.

15» Фомин Ю.Я., Никонов Г.В.; Ивановских Г.В., Топливная ап­паратура дизелей. М.: Машиностроение, 1982.- 168 с.

16. Чиркин А.П., Резник И.И. Дизельная топливная аппаратура. М.: Машиностроение, 1963,- 169 с.

17. Тепловозные двигатели внутреннего сгорания. А.Э. Симеон, А.З. Хомич, А.А. Куриц и др. М.: Транспорт, 1987.- 536 с.