3. Конструкторская разработка. Установка для разборки топливных насосов высокого давления дизельных ДВС.

Ремонт топливных насосов высокого давления дизельных тракторных и комбайновых двигателей предусматривает их разборку для проведения дефектации деталей. При этом необходима разборка сопряжений, имеющих напряженную посадку деталей с натягом. Для разборки напряженных соединений насоса в настоящее время имеется ряд специальных приспособлений-съемников. Однако при разборочных работах с помощью этих съемников, требуются значительные мускульные усилия. Иногда их оказывается недостаточно, тогда для разборки сопряжения применяют ударные воздействия молотком с наставками или зубилом. Такой способ разборки часто приводи к чрезмерной деформации или разрушению деталей, что делает их дальнейшее использование не возможным.

Механизация разборочных операций топливного насоса несомненно должна повысить эффективность и качество ремонта этого механизма.

В связи с вышеизложенным, при выполнении настоящего раздела была поставлена задача разработать конструкцию установки для механизированной разборки топливных насосов ВД.

3.1 Устройство и работа установки

Общий вид предлагаемой конструкции установки представлен на листе

графической части. Она состоит из опорной сварной металлоконструкции, выполненной в виде стола. В качестве крышки стола применен лист металлопроката толщиной 25 мм. Такая толщина металла позволяет выполнить в крышке направляющие пазы, в которых утапливаются головки болтов, крепящие механизмы установленные на крышке стола. К таким механизмам относятся гидравлический съемник и приспособление для закрепления разбираемого насоса. Силовым механизмом гидросъемника является гидроцилиндр двухстороннего действия. На выходном конце штока гидроцилиндра нарезана резьба, с помощью которой к штоку крепятся съемочные головки или скобы различных размеров и технологических назначений. Особенность конструкции гидросъемника является то, что горизонтально расположенный гидроцилиндр может перемещаться в вертикальном направлении (вверх-вниз), т. е. имеется возможность подводить (нацеливать) съемочный захват на разбираемый узел насоса. Перемещение гидроцилиндра выполняется винтом с неподвижной гайкой. Винт приводится во вращение ключем. Гидроцилиндр укреплен на пластине с боковыми пазами, которые которыми пластина перемещается по вертикальным направляющим двух стоек.

Для закрепления насоса при разборке имеется специальное приспособление состоящее из рамки с крепежными отверстиями и пазами, и двух стоек с цилиндрическими гнездами. В гнезда помещаются боковые цапфы рамки, образуя подшипники скольжения. Таким образом рамка может свободно поворачиваться в подшипниках вокруг горизонтальной оси и соответственно поворачивается насос закрепленный на рамке, принимая необходимое положение относительно гидросъемника для разборки. Для фиксации рамки с насосом в определенном положении имеются две пары винтов, которые ввинчены в стенки цилиндрических гнезд и торцами стержней могут прижимать цапфы.

Для выработки гидравлической энергии для гидроцилиндра съемника в установке применен плунжерный гидравлический насос с ручным приводом рычажного типа НРГ-500. Насос установлен под крышкой стола, а рычаг достаточно выступает за контуры металлоконструкции, чтобы совершать качающие движения. Подача гидравлического давления от насоса к гидросъемнику осуществляется по металлическим трубкам. Небольшая длина гидропровода и его жесткость обеспечиваю хорошую кинематическую связь между приводным рычагом насоса и съемником.

3.2 Расчеты, подтверждающие работоспособность установки.

3.2.1 Определение рабочих нагрузок.

Основная рабочая нагрузка, действующая на установку – гидросъемник возникает при разборке напряженных сопряжений насоса, т. е. сопротивление снятия втулочной детали с вала.

Разбираемые узлы насоса монтируются по посадке с натягом, обычно в этом случае усилие снятия детали с вала (демонтаж) рассчитывается так:

Рсн.= p·d·l·f·pmax; (3.1)

Расчет усилия снятия ведем по сопряжению топливного насоса высокого давления НД-22, имеющего наибольший диаметр и наибольший натяг, это сопряжение «входной участок кулачкового вала – полумуфта» Æ30

В формуле (3.1): d - номинальный размер сопряжения “вал-полумуфта”, в нашем случае равен 30мм;

l = 25 мм – длина сопряжения;

f = 0,15 – коэффициент трения сопрягаемых поверхностей;

Давление на контактирующих поверхностях определяемое величиной натяга посадки.

Предварительно, для расчета pmax определяем максимальный натяг в сопряжение Æ30; Nmax=50 мкм.

где ЕD=Ed=2,1·1011 Па – модуль упругости для стали;

Коэффициент жесткости вала:

Сd=1-Сd=1-m1=1-0,3=0,7;=1-0,3=0,7;

Коэффициент жесткости ступицы:

СD=1+m2=1+0,3=1,3;

где m1=m2=0,3 – коэффициент Пуассона для стали;

RZd=10 мкм; RZD=10 мкм – высота микро неровностей сопрягаемых поверхностей вала и отверстия.

Тогда усилие снятия полумуфты равно:

РСН=3,14·0,03·0,025·0,15·19,1·105=3,5 кН.

3.2.2 Расчет элементов гидропривода

Как указывалось ранее, в проектируемой установке, в качестве нагнетающего прибора использую плунжерный гидравлический насос НРГ – 500 с ручным рычажным приводом.

Его технические характеристики:

- емкость бака 20 л;

- номинальное давление 5 МПа;

- максимальное давление 10 МПа;

- масса 20 кг.

Гидравлические цилиндры должны обеспечить рабочее усилие РСН.

Исходя из значений этих усилий определяю размеры поршня гидроцилиндра.

Значение диаметра поршня исходя из величины рабочего усилия РСН=3,5 кН, рабочая жидкость подается в предпоршневую полость:

где d=25 мм – диаметр штока гидроцилиндра, принятый из условия обеспечения жесткости съемника.

Ориентируясь на расчетные значения диаметра поршня гидроцилиндра съемника, а также учитывая конструктивные особенности крепления гидроцилиндра принимаю диаметр поршня Dп= 80 мм и соответственно ему разрабатываю конструкцию гидроцилиндра.

3.2.3 Расчет прочности деталей

Резьбовой участок конца штока гидроцилиндра на котором прикрепляются съемники, целесообразно проверить на прочность, т. к. наличие резьбы ослабляет сечение штока и может стать причиной разрушения.

Схема нагружения этой детали приведена на рисунке 3.3

Из схемы нагружения видно, что стержень крюка испытывает основную деформацию – центральное растяжение. Таким образом, прочность резьбового участка штока определится условием:

Действительное напряжение растяжения:

Мпа

где d1 – 17,3 мм – внутренний диаметр резьбы М20;

Рис. 3.1 Схема нагружения штока гидроцилиндра. Резьба на конце штока М20.

Допускаемое напряжение, [ ]:

МПа

где σT = 210 МПа – предел текучести стали 45, из которой изготовлен шток, [ ]

[n] =2,3 – коэффициент запаса прочности.

Условие прочности выполняется:

МПа.

Таким образом, деталь "шток" будет надежно работоспособна.

Прочность шарнирного пальца приводного рычага плунжерного насоса определяет надежность и безопасность работы на установке при разборке узлов насоса. При анализе конструкции и нагружения пальца видно, что он испытывает деформации среза. Схема нагружения шарнирного пальца приведена на рисунке 3.1

Реакция в шарнире при воздействии рабочего на приводной рычаг с усилием 500 Н.

Выполняю проверочный расчет пальца. Условие прочности

Из схемы видно, что разрушающей деформацией для пальца будет срез.

Условие прочности пальца:;

где - действующее напряжение среза в пальце;

- допускаемое напряжение среза для материала пальца сталь 45.

Допускаемое напряжение [ ]:

- предел текучести для стали 45 [ ].

Рис.3.2 Схема нагружения пальца шарнирного соединения.

Действительное напряжение среза [ ]:

где =2710 H – усилие, действующее в шарнире на палец;

z=2 – число плоскостей среза;

dп= 9 мм – диаметр сечения пальца в плоскости среза.

Сравнивая допустимое и действительное напряжение среза в пальце видно, что условие прочности выполняется, т. е.:

.

Расчет прочности стягивающих шпилек гидроцилиндра. Расчетная схема приведена на рисунке 3.3.

Рис. 3.3 Схема нагружения стягивающих шпилек гидроцилиндра

Давление в цилиндре изменяется от Рmin = 0 до Рmax=10 мПа (внешняя нагрузка меняется по отнулевому циклу) РСН = 3,5 кН.

Предварительная затяжка шпилек определяется по формуле:

где Кст=2,5 – коэффициент запаса против раскрытия стыка;

Р1max – нагрузка, приходящаяся на одну шпильку при наибольшем давлении в цилиндре.

– коэффициент основной нагрузки при отнулевом цикле нагружения;

Усилие предварительной затяжки

Расчетная нагрузка на стягивающую шпильку при полной нагрузке с учетом возможности затяжки:

Прочностная жесткость стягивающих шпилек достаточна, т. к. выполняется условие прочности

где [p]=27 кн допустимая осевая нагрузка на болт М12 из материала сталь 45.

Выводы

Выполненные гидравлические и прочностные расчеты, подтверждают работоспособность установки для разборки топливных насосов высокого давления тракторных и комбайновых дизельных ДВС.