Сумарний вплив експлуатаційних факторів на витрату палива дизеля типу 6S46MC

При виборі методу розрахунку подачі палива взято до уваги:

- процеси подачі палива  в судновому малообертовому дизелі за нормальних умов відбуваються тільки в однофазному середовищі. Про це свідчить швидкість звукової хвилі в трубопроводі форсунки - за даними експлуатаційних досліджень, швидкість звуку в паливі знаходиться в межах 1100…1300 м/с залежно від фізичних характеристик палива, що свідчить про відсутність розриву суцільності. Тому використання методів розрахунку двохфазних середовищ в загальних випадках розрахунків подачі палива суднових дизелів не має сенсу;

- використання спектрального  методу розрахунку подачі палива  вимагає наявності частотних  характеристик системи упорскування, які можуть бути знайдені в  процесі спеціальних досліджень; у загальному випадку аналізу  роботи довільної системи подачі  палива такі характеристики відсутні, що унеможливлює застосування  методу для дослідження закономірностей  упорскування палива в довільній  системі;

- в малообертовому дизелі велика частина подачі палива відбувається за незмінних граничних умов у насоса і у форсунки, коли нагнітальний клапан і голка форсунки знаходяться у своїх крайніх верхніх положеннях. У двигуна 6S46MC-С ця фаза на повному ходу складає 17,5^опкв. На початкову і кінцеву фазу упорскування, коли граничні умови змінюються, а тиск палива значно менше в порівнянні з основною фазою упорскування, доводиться біля 3^опкв. Очевидно, що вплив початкової і кінцевої фаз уприскування на величину циклової подачі несумірно мало; на цю фазу доводиться менше 4…4.5 % від усієї подачі;

- при підготовці початкових  даних для розрахунку подачі  основна праця доводиться на  визначення параметрів для початкової  і кінцевої фази упорскування (маса і геометрія нагнітального  клапана, голки форсунки і т.д.). Ці чинники істотних уточнень  в розрахунок не вносять, враховуючи  незначну долю подачі на початку  і у кінці фази упорскування.

 

Визначення діаметру і ходу плунжера

Максимальна циклова подача

Q_{T max} = K₁ · Q_T,

де K₁ = 1,25…1,35 - коефіцієнт враховує перевантаження дизеля і витік палива з надплунжерного об'єму внаслідок зносу плунжерної пари;

Приймаємо K₁ = 1,3

Q_T – циклова подача палива, мм³/цикл;

 

 208,59·10³ мм³/цикл;

 

Q_{T max} = 1,3·208,59·10³ = 271,17·10³  мм³/цикл.

 

Вибираємо d_П і S_П з урахуванням співвідношення .

Приймаємо S_П = 1,474 ·d_П;

Об'єм описуваний плунжером  при його русі від НМТ до ВМТ

 

, мм³;

де K₂ = 4,8 - коефіцієнт перевищення об'єму, що описується плунжером, над максимальною цикловою подачею палива на суму об'ємів: стиску палива в надплунжерному об'ємі і на лінії високого тиску, деформації паливопроводу високого тиску, об'ємів, що описуються плунжером при перекритті наповнювальних отворів, при розгоні і гасінні швидкості плунжера. Приймаємо К₂ = 4.

V_П = 4·271,17·10³ = 1084,68·10³ мм³.

Діаметр плунжера

 97,3 мм;

Приймаємо d_П = 98 мм;

Хід плунжера

S_П = 1,5· d_П = 1,5 · 98 = 147 мм ;

Приймаємо по ГОСТ S_П = 145 мм.

 

Розрахунок деталей  форсунки

Розрахунок пружини форсунки

Середній діаметр пружини  форсунки

D_оф = 15 мм.

Індекс пружини

 

C_пр = .

 

Число робочих витків

 

I_p = .

 

приймаємо i_p = 12 та розраховуємо нове значення K_ж

K_ж = кН/м.

Повне число витків

I_п = i_p + i_оп = 12 + 2,5 = 14,5

Сила попереднього затягування  пружини:

P₁ = p_нв · F_д = 28 ·10⁶ ·3,22·10^-5 = 901,6 Н.

Оцінюємо можливість прориву  робочих газів через замикаючий конус розпилювача

 

;

 

Р_то + Р_г = 0,785·[0.5·(P_z + P_cж )].

 

 Н.

 

Сила стискує пружину  при підйомі голки до упору

 

P_уп = Р₁ + К_ж · h_и = 901,6 + 137000 · 0,001 = 1038 Н.

 

Сила діюча на пружину  у момент відриву від замикаючого  конуса розпилювача

 

Р₂ = Н,

 

де М = m_и+m_ш + =.

 

;

 м/с;

 с.

Оскільки Р_уп > Р₂, то для подальших розрахунків приймаємо Р_п = Р_уп.

 

Максимальна сила, що стискує  пружину до зіткнення витків

 Н,

де δ₃ = 0,25 - відносний інерційний проміжок.

 

Напруга кручення матеріалу  пружини :

, МПа.

При попередньому затягуванні  пружини 

τ₁ = R· P₁ = 483500 · 901,6· = 435,906 МПа.

при дії робочої сили

τ₂ = R·P_p = 483500 ·901,737· = 501,797 МПа < 675 МПа.

при стискуванні пружини  до зіткнення витків

τ₃ = R· P₃ = 483500 ·1110,8· = 669,063 МПа < 940 МПа.

напруга кручення не перевищує  тої, що допускається.

Відносний чинник запасу міцності

 

тобто пружина має хороші втомні характеристики.

Розмір коливань, що допускається:

δ_д = 240·10⁶ – 0,51·10^-9 ·(τ₂ - 98·10⁶)².

δ_д = 240·10⁶ – 0,51·10^-9 ·(501,979·10⁶ -98·10⁶)² = 1568 ·10⁶ Па.

дійсний розмах коливань:

δ_ф = τ₁ – τ₂ = 290,603 – 268,524 = 65,89 МПа.

 

 

Перевірка відсутності зіткнення  витків пружини

, тобто зіткнення витків  відсутнє.

 м/с.

 

Деформація пружини

попередня: м;

рабоча: м;

максимальна до зіткнення  витків: м.

Максимальна деформація одного витка

 м.

 

Перевірка пружини на резонанс

, тобто резонанс відсутній.

Нижча власна частота коливань пружини

 хв^-1.

 

Висота пружини, стиснутої  до зіткнення витків

 мм.

Висота пружини у вільному стані

H₀ = H₃ + F₃ = 70 + 10 = 80 мм.

 

Перевірка пружини на стійкість

, тобто пружина стійка.

Висота пружини при  попередній деформації

H₁ = H₀ – F₁ = 80 – 6,615 = 73,385 мм.

Висота пружини при  робочій деформації

H₂ = H₀ - F_p = 80 – 7,615 =72,385 мм.

 

Крок пружини

t = f₃ + d_пф =0,8462 + 5 =5,8462 мм.

Довжина розгорнутої пружини :

L = 3,2·D_оф ·i_п = 3,2 ·15 ·14,5 =761,25 мм.

 

Розрахунок корпусу  розпилювача

Корпус розпилювача перевіряють  на деформацію від зусилля затягування  гайки форсунки і напруги розриву  в перерізі по розпилюючих отворах.

Деформація корпусу розпилювача  від зусилля затягування гайки  форсунки

 мкм,

         де l₃ = 0,03 м – довжина частини корпусу розпилювача, що затискається;

F₃ = 5,1·10^-4 м² – площа поперечного перерізу частини корпусу розпилювача, що затискається;

P₃ = q · F_г = 233 · 5,1·10^-4 = 0,119 МН – осьове зусилля затягування накидною гайкою форсунки;

q = 233 МПа – питомий тиск на торці розпилювача, що забезпечує ущільнення каналу високого тиску;

F_г = 5,1·10^-4 м² – площа ущільнюючого торця розпилювача.

Напруга розриву в перерізі по розпилюючих отворах

.

 МПа,

де Р_Сmax = 149,185 МПа – максимальний тиск палива перед розпилюючими отворами;

d_ko = 3 мм; d_нп = 6 мм ; d_p = 0,45 – діаметри колодязя розпилювача, зовнішній частині носика розпилювача, що розпилює отвори;

i_p = 8 – число розпилюючих отворів ;

l_p = 0,0017 м – довжина розпилюючого отвору;

Напруга розриву в перерізі по розпилюючих отворах не перевищує допустимого значення [σ_p] = 80 МПа.

 

Розрахунок голки  розпилювача

Голку розпилювача перевіряють  по питомому навантаженню між замикаючим конусом голки і корпусом розпилювача, по питомому навантаженню на опорній  торцевій поверхні голки при її повному  ході і по напрузі зім'яття в торцевому сполученні голки з штангою.

Питоме навантаження між  замикаючими конусами голки і  корпусу розпилювача

 МПа,

де Р_ив = 28 МПа – тиск початку упорскування;

d_и, d_к, d_у – діаметр голки, підставки замикаючого конуса і вершини замикаючого конуса голки.

Розраховане значення не перевищує  допустимого [K_и] = 350 МПа.

Питоме навантаження на опорній  торцевій поверхні голки при її повному  ході

 МПа,

де Р_{л max} = 181,96 МПа – максимальний тиск палива в лінії високого тиску;

d_и, d_оп – діаметр голки і опорної поверхні голки, мм;

Р_уп – сила, що стискує пружину при підйомі голки до упору, НМ;

P_уп = Р₁ + К_ж· h_и = 9,016·10^-4 +0,137 ·1 =1,038·10^-3 МН.

К_ж – жорсткість пружини, МН/м;

h_и = 1·10^-3 м – під'їм голки;

P₁ = p_ив · F_д = 28 ·3,22·10^-5 = 9,016·10^-4 МН.

Р₁ – сила попереднього затягування пружини;

F_д – площа диференціального майданчика, м².

Розраховане значення не перевищує  того, що допускається [K_ИО] = 170 МПа.

Розрахунок напруги зім'яття в сполученні сфери штанги з торцевою площиною хвостовика голки:

 МПа,

де d_сш = 0,04 м – діаметр сфери штанги

Розрахована напруга зім'яття не перевищує значення, що допускається 
[σ_см] = 2000 МПа.

 

Розрахунок стержня  штанги форсунки

Штангу форсунки перевіряють  на напругу стискування в мінімальному перерізі і на запас стійкості  від подовжнього вигину.

Напруга стискування в  мінімальному перерізі штанги:

 МПа,

де d_шт = 0,007 м – найменший діаметр стержня штанги.

Напруги стискування в  мінімальному перерізі стержня штанги не перевищують допустимих [σ_cж] = 300 МПа.

 

РОЗДІЛ 5 
 
МОТОЧИЩЕННЯ ДИЗЕЛЯ. ОЧИЩЕННЯ ПОВЕРХОНЬ ПРОДУВАЛЬНО-ПРОПУСКНОГО ТРАКТУ

 

При експлуатації двигунів на вогняних поверхнях камери стиснення  відкладаються нагар і кокс. Це відбивається на величині об'єму камери стиснення, а отже, на ступені стиснення  двигуна і величині термодинамічного ККД за інших рівних умов. За зміною ступеню стиснення у зв'язку з  нагароутворенням легко прослідкувати, припустивши, що камера стиснення має форму циліндра з початковим діаметром D₀ і висотою h₀. В цьому випадку початковий ступінь стиснення визначається за формулою

 

,      (5.1)

 

де s — хід поршня.

З появою нагару висота камери стиснення h і діаметр D зменшуватимуться, а міра стиску збільшуватися відповідно з виразом

 

,     (5.2)

 

де h = h₀ - 2δ; D = D₀ - 2δ; δ - товщина нагару.

На рис. 5.1 показана зміна  міри стиску з утворенням нагару на поверхнях циліндричної камери стиску в двигунах з різними значеннями діаметру D і ходу поршня s. Природно, що в двигунах з меншими розмірами камери стиску вплив нагароутворення на з проявляється сильніше, але, як видно, і для двигунів з великим діаметром циліндра це цілком відчутно. Вплив форми камери стиску на характер залежності ε = f(δ) в конструкційних варіантах, які нині відомі, несуттєвий.

 

Рисунок 5.1 - Залежність міри стиску від товщини нагароутворення в камерах стиску дизеля 6S46MC-C

 

У нормально працюючому дизелі нагар на поверхнях камери стиску відкладатися не повинен, а якщо і  утворюється, то товщина його не перевищує 1 мм протягом значного (декілька тисяч  годинників) напрацювання. Міра стиску при цьому змінюється мало. Проте  відомі випадки інтенсивного утворення  нагару з твердою фактурою товщиною до 10 мм і більш. Появу нагару слід розглядати в двох аспектах.

Перший з них пов'язаний з відміченим збільшенням міри стиску. Коефіцієнт корисної дії для змішаного  теоретичного циклу ДВЗ рівний

 

,    (5.3)

 

де * - міра підвищення тиску циклу;

* - міра попереднього розширення;

* - міра стиску;

k - показник адіабати.

Можна прослідкувати вплив  зміни міри стиску *_* задавшись орієнтовними значеннями показників змішаного циклу. Наприклад: * = 1,4; * = 1,6; k = 1,34. Задаємося: * = 12…18 за умови постійності інших показників.