Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА I. Оценка факторов, определяющих ресурс и надежность работы топливных насосов высокого давления... 10
ГЛАВА 2. Исследование уплотняющих усилий и утечек топлива в торцевых прецизионных разъемах топливных насосов высокого давления 27
2.1. Зависимость уплотняющих усилий в торцевых прецизионных разъемах ТНВД от основных факторов ... 27
2.2. Экспериментальная установка и методика исследования торцевых прецизионных уплотнений топливных насосов высокого давления... 32
2.3. Исследование утечек топлива через торцевые разъемы втулок плунжерных пар 39
2.4. Влияние шероховатости и ширины пояска прецизионного уплотнения на величину уплотняющего усилия 48
2.5. Влияние физических свойств топлива на величину уплотняющего усилия... 59
ГЛАВА 3. Экспейшентальное определение нормативных значений уплотняющих усилий и деюрмаций втулок 73
3.1. Расчетное определение осевых монтажных усилий затяжки втулок плунжерных пар в топливных насосах 73
3.2. Экспериментальное определение связи осевых монтажных усилий с углом поворота нажимных гаек крепления втулок. 78
3.3. Расчет нормативных значений углов поворота нажимных гаек крепления втулок.. 91
3.4. Влияние монтажных усилий на деформации втулок... 94 Стр.
3.5. Контролируемое обжатие втулок плунжерных пар топливных насосов судовых дизелей 104
3.6. Отработка метода контроля усилий обжатия с применением механизированного устройства ... 109
ГЛАВА 4. Оценка влияния конструктивных особенностей втшк плунжерных пар, нормативных значений уплотняющих усилий и давления топлива на деюрмации, обуслав ливающие надежность работы и ресурс топливных насосов 120
4.1. Общие положения метода конечных элементов в расчетах напряженно-деформированного состояния втулок плунжерных пар ... 120
4.2. Влияние давления топлива на характер и величину рабочего зазора плунжерной пары... 128
4.3. Влияние жесткости элементов корпуса насоса на деформации втулок плунжерных пар»... 132
4.4. Влияние места приложения уплотняющего усилия на деформации втулки 137
4.5. Влияние жесткости золотниковой части втулки на деформации ее прецизионной поверхности... 145
4.6. Пути повышения надежности работы и ресурса плунжерных пар топливных насосов... 165
Выводы и рекомендации 167
Литература
- Зависимость уплотняющих усилий в торцевых прецизионных разъемах ТНВД от основных факторов
- Исследование утечек топлива через торцевые разъемы втулок плунжерных пар
- Расчетное определение осевых монтажных усилий затяжки втулок плунжерных пар в топливных насосах
- Общие положения метода конечных элементов в расчетах напряженно-деформированного состояния втулок плунжерных пар
Введение к работе
Акт^^ьность^проблемы, В основных направлениях экономического и социального развития СССР на I98I-I985 гг. и на период до 1990 года большое внимание уделяется комплексной механизации и автоматизации производственных процессов, повышению качества, надежности и экономичности изделий машиностроения» Применительно к флоту рыбной промышленности поставлены задачи по улучшению его использования за счет сокращения сроков ремонта и простоев судов по причине отказов элементов энергетических установок,
Двигатели внутреннего сгорания на судах флота рыбной промышленности являются основным источником энергии. Статистика и опыт эксплуатации показывает, что слабым звеном дизелей все еще остается топливная аппаратура (Т.А.), на долю которой приходится значительное число отказов. По данным [III]» [92], [Ю], [164] и других авторов до 75% неисправностей по дизелю, а в отдельных случаях еще больше [68] ,связаны с выходом из строя элементов Т.А. Отказы Т.А, [79], зафиксированные в ряде эксплуатирующих организаций западного бассейна Минрыбхоза СССР (ЭРПО "Океан", Клайпедская БОРФ, колхоз "Рыбакколхозсоюз"), свидетельствуют о том, что 80,2% всех случаев приходятся на распылители, а 16,4% на плунжерные пары топливных насосов высокого давления (ТНВД), При выявлении расхода основных элементов Т,А, на запчасти и ремонт дизелей в течение ряда лет по базам Калининградского производственного объединения "Калининградрыбпром" установлено, что средний статистический срок службы плунжерных пар составляет 250-1600 часов, в то время как он может быть значительно выше [172], [173], [4], [33].
Низкий ресурс и надежность плунжерных пар объясняется действием целого комплекса факторов. Среди них наиболее общими для
Т.А. можно назвать конструктивное несовершенство [24] и наличие деформаций от монтажных усилий и давления топлива. При этом деформации цилиндрических поверхностей могут иметь как положительные, так и отрицательные значения. Образование монтажных деформаций плунжерных пар вызвано высокими усилиями обжатия втулок и низкой технологией процесса сборки резьбовых соединений насосов в период ремонта. Статистика подтверждает высокий процент отказов плунжерных пар по причине заклинивания, достигающий 34% от суммы всех неисправностей по насосам [79], Данные обстоятельства связаны в первую очередь с отсутствием объективно обоснованных норм уплотняющих усилий и применением нестандартных ключей с удлиненными рычагами. Кустарным методам сборки и разборки высоконагру-женных резьбовых соединений насосов дополнительно сопутствуют повреждения граней и срывы резьбы нажимных гаек, а также случаи производственного травматизма. Поэтому целесообразность нормирования, контроля уплотняющих усилий и механизации процессов сборки очевидны. Одновременно снижение уровня деформаций втулок плунжерных пар может служить источником дополнительного резерва ресурса и повышения надежности работы основных элементов,
Актуальность работы, таким образом, обусловлена: низкими ресурсом и надежностью плунжерных пар; отсутствием обоснованных норм уплотняющих усилий, средств их контроля и механизации процессов сборки и разборки насосов; необходимостью учета влияния конструктивных особенностей элементов топливных насосов, нормативных значений уплотняющих усилий и давления топлива на формирование деформаций прецизионных цилиндрических поверхностей втулок плунжерных пар и определения путей их снижения,
Рассматриваемые в работе задачи вошли в комплексную целевую программу совершенствования технической эксплуатации флота (КЦП
- б -
"Ремонт") Минрыбхоза СССР на І98І-І985 гг.
Цел^и_зааачи_работы. задачами настоящей работы являются: экспериментальное и расчетно-теоретическое исследование факторов, влияющих на величину уплотняющих усилий в прецизионных торцевых разъемах ТНВД; определение минимально необходимых уплотняющих усилий обжатия втулок плунжерных пар судовых дизелей типа 5Д50, НВД-48А2У, НВД-48АУ, НВД-48У и НВД-Зб, как наиболее распространенных на судах флота рыбной промышленности; разработка универсального устройства для механизированной сборки и разборки ТНВД с контролем уплотняющих усилий; оценка влияния уплотняющих усилий, давления топлива и конструктивных особенностей элементов топливных насосов на характер и величину деформаций втулок с целью разработки мероприятий для снижения рабочего зазора в плунжерных парах, увеличения ресурса и надежности их работы.
Общая_методика_выполнения_работы^ В работе использованы экспериментальные и расчетные методы исследования с применением математической статистики и теории размерностей.
Экспериментальная часть выполнена на гидравлическом стенде для испытаний плунжерных пар топливных насосов, оснащенного объемными средствами замера утечек топлива и образцовыми манометрами, В ходе экспериментов использовались записи микронеровностей торцевых прецизионных поверхностей втулок на профилограф-профилометре модели 201. Отработка нормативных значений уплотняющих усилий осуществлялась на тензометрированных плунжерных парах с применением универсального кондуктора, штатных насосов и устройства для механизированной сборки и разборки насосов. Замеры деформаций втулок проводились на пневматическом длинномере. Работоспособность насосов при нормировании усилий обжатия втулок
проверялась на безмоторном универсальном стенде для испытаний Т.А.
Расчетная часть работы по оценке влияния особенностей конструкции элементов ТНВД на деформации втулок плунжерных пар проведена на ЭЦВМ EC-I0-20 по программе, разработанной институтом НИИД (г.Москва). По результатам экспериментальных и расчетных исследований сделаны основные выводы и рекомендации.
Пралтическая_ценность. В результате исследований установлены нормативы уплотняющих усилий втулок плунжерных пар для целого ряда судовых дизелей. Разработана установка для исследования уплотняющих усилий в торцевых прецизионных соединениях, методика определения деформаций втулок в корпусе ТНВД, конструкция устройства и инструкция для механизированной сборки и разборки ТНВД. Осуществлена оценка влияния уплотняющих усилий, давления топлива и особенностей конструкции элементов топливного насоса на деформации втулок плунжерных пар и намечены пути их снижения.
13ЙЕШ5«2зультатов<-_работы. По результатам работы изготовлено универсальное устройство для механизированной сборки и разборки ТНВД, испытано и внедрено на судоремонтном заводе "Преголь" производственного объединения "Калининградрыбпром". Выпущена инструкция по его эксплуатации. Экономический эффект от внедрения
составляет не менее 35 тыс.рублей в год.
Результаты работы могут быть использованы на топливных участках судоремонтных и дизелестроительных заводах, а также при разработке и проектировании ТНВД.
42Е2ФЩия_работы. Основные положения и выводы работы докладывались на 1,2,3,4,5,6 и 7 научно-технических конференциях ВУЗов МРХ в г.Калининграде в I970-I98I гг., на заседаниях кафедры "Силовые установки промысловых судов" КТИРПиХ в 1979-81 гг., на 9 конференции молодых специалистов Прибалтийского судостроительного завода "Янтарь" в 1981 г., в Балтийском ЦПКБ ММЗ> СССР и заседании отдела топливной аппаратуры ЦНИДИ в 1982 г.
Структура и объем работы. Диссертационная работы состоит из введения, 4 глав, выводов и рекомендаций; содержит 84 листа машинописного текста, 88 рисунков и 22 таблицы. Список использованной литературы содержит 191 первоисточник из них II источников иностранной литературы. В приложении приводятся данные экспериментов, акт внедрения и ориентировочный расчет экономической эффективности от внедрения механизированного устройства.
Зависимость уплотняющих усилий в торцевых прецизионных разъемах ТНВД от основных факторов
В топливных насосах высокого давления дизелей отечественных и зарубежных конструкций широкое применение нашли беспрокладочные торцевые прецизионные разъемы. Они герметизируют надплунжер-ную полость и работают при значительных давлениях впрыска. Как правило, разъем в насосе образуется между торцевой поверхностью втулки плунжера и корпусом нагнетательного клапана или упорной поверхностью корпуса насоса (двигатели типа НВД-48, НВД-36), Поверхности указанных деталей не могут быть выполнены идеально гладкими. При доводке с помощью притиров и паст частички абразива оставляют на них следы в виде неровностей, состоящих из впадин и гребешков, близко расположенных друг к другу [50] , При уплотнении поверхностей за счет деформаций микронеровностей образуются зоны контакта в виде контурных пятен [21] , которые составляют лишь часть номинальной площади контакта. Детали обработанные шлифованием и доводкой имеют фактическую площадь контакта 30-50% от геометрической и только механическая доводка, суперфиниширование и зеркальная доводка дают 70-80% [152] В работе [152] отмечается, что площадь фактического контакта в значительной степени зависит от геометрической формы деталей и волнистости их поверхностей, В исследованиях [46] установлено, что с увеличением нагрузки площадь фактического контакта растет в степени, изменяющейся в пределах от 0,66 до I, однако она не равна геометрической даже на таком пластичном материале как свинец. Полная герметичность любого соединения достигается в том случае, если каналы, оставшиеся на уплотнительных поверхностях после механической обработки, настолько малы, что рабочая среда по ним протекать не будет. Теоретически диаметр канала должен быть меньше диаметра молекулы, а с учетом облитерации - не менее трех диаметров молекулы [158] , стр.8. Поэтому добиться стадии полного контакта в торцевых уплотнениях практически невозможно Следовательно, в реальных торцевых разъемах, нагруженных уп-J лотняющими усилиями, всегда существует сеть микроканалов, которая способствует появлению утечек топлива и раскрытию стыка соединения под действием давления в этих каналах.
Таким образом,плотность прецизионного соединения в первую / очередь зависит от величины уплотняющих усилий, давления топлива и шероховатости поверхностей контакта.
В настоящее время вопрос о нормах уплотняющих усилий остается малоизученным [9] Именно поэтому отсутствуют обоснованные рекомендации по нормативам обжатия уплотнений при сборке топливных насосов высокого давления.
Общее решение задачи о минимально необходимых уплотняющих усилиях дано в работе [94] . Однако количественные зависимости должны учитывать конструктивные особенности прецизионных уплотнений [80] . Поэтому в работе поставлена задача определения количественных зависимостей уплотняющих усилий от основных факторов для прецизионных разъемов топливных насосов высокого давления судовых дизелей.
Удельное уплотняющее контактное усилие, разрушающее в местах контакта пленку топлива, можно записать в виде к РУ РУК= -г- . (2.I.I) где рук - удельное уплотняющее контактное усилие, РУ - уплотняющее монтажное усилие, г к _ площадь действительного контакта, образованная суммой фактических пятен касания поверхностей, Как видно из 2.I.I, для расчета уплотняющего усилия рук надо знать величину фактической площади контакта сопрягающихся поверхностей» Однако практическое определение этой площади, зависящей от целого ряда факторов, сопряжено с большими трудностями. Поэтому контактное усилие рук можно выразить через среднее усилие, действующее по всей геометрической (номинальной) площади контакта п РУ Fr _ n Fr (2 I 2}
Здесь ру - среднее удельное уплотняющее усилие, действующее по всей геометрической площади контакта; Fr - геометрическая площадь контакта. Поскольку действительная площадь контакта всегда меньше геометрической, то величина каналов, образующихся внутри сопрягающихся поверхностей, и их количество будут зависеть от суммарной шероховатости zRa , ширины уплотнительного пояска и длины питающей кромки [94]
Исследование утечек топлива через торцевые разъемы втулок плунжерных пар
Программа испытаний прецизионных разъемов состояла из двух этапов: предварительного и основного. На предварительном этапе изучался характер течения топлива через разъемы и определялись критерии оценки относительных минимально необходимых уплотняющих усилий, достаточных для герметичности соединений. На основном этапе снимались экспериментальные кривые утечек топлива в зависимости от уплотняющих усилий, давления топлива, ширины уп-лотнительного пояска, величины шероховатости и физических свойств топлива. Полученные данные обрабатывались и на их основе установлены относительные минимально необходимые уплотняющие усилия для целого рада насосов дизелей и численные значения постоянных коэффициентов К , П и ІЇ1 уравнения 2.1.8.
Предварительные испытания торцевых уплотнений при неизменных усилиях обжатия соединений и резком нарастании давления в над-плунжерной полости показали, что герметичность соединения можно представить в виде зон,рис.2.3.1, разделенных между собой границей визуального раскрытия стыка. Все значения давления топлива, расположенные выше этой границы, при действующих контактных уплотняющих усилиях,вызывают полную разгерметизацию стыка, а ниже - уплотняющее усилие обеспечивает герметичность соединения. На рисунке в зоне герметичности показан незаштрихованный участок, который представляет наибольший интерес и является переходной зоной. Очевидно, в этой зоне уплотняющие усилия достигают своего минимально необходимого значения, после чего наступает разгерметизация соединения. Замеры утечек топлива через разъем, рис.2«3.2, (в данном случае для дизелей типа НВД-Зб) в зависимости от уплотняющего усилия и давления топлива говорят о том, что до какого-то давления утечки растут незначительно, а затем резко возрастают. Данное явление связано с действием расклинивающего усилия от давления топлива в каналах шероховатости, за счет которого контактные усилия снижаются и поверхности расходятся, т.е. происходит раскрытие стыка и его полная разгерметизация. При увеличении уровня уплотняющих усилий кривые утечек не изменяя своего характера смещаются вправо в сторону больших давлений.
Наличие постоянного характера течения топлива через торцевые соединения свидетельствует о существовании устойчивых связей между утечками и относительными уплотняющими усилиями ру, рис.2.3.3, которые представляют собой отношение удельного контактного усилия к давлению топлива pv = Ь- (2.3.1) НУ рт . Здесь ру= іг Удельное контактное уплотняющее усилие; рт - давление топлива; РУ - усилие пневмоцилиндра; Рр - расклинивающее усилие от давления топлива. При этом в расчетах удельных контактных усилий учитывается расклинивающее действие давления топлива рт на свободную поверхность прижима, которое снижает их величину Рр= рт- Fn » где Fn - площадь, на которую действует топливо. Таким образом из рисунка следует, что характер течения не зависит от абсолютных значений уплотняющих усилий и давления топлива при неизменной шероховатости и ширине уплотнительного пояска. Это дает основание считать, что относительные усилия ру , соответствующие минимально необходимым значениям Ру , для любых уровней нагружения соединения будут одинаковы, С увеличением ширины уплотнительного пояска кривые утечек смещаются влево, рис,2,3,4, а разгерметизация соединений наступает при более низких ру . Следовательно» при заданной шероховатости и ширине пояска любому максимальному значению давления топлива, развиваемому насосом в момент подачи, должно соответствовать строго определенное значение уплотняющего усилия, при котором не происходит раскрытие стыка,
Исходя из капиллярного представления торцевого уплотнения, уравнение утечки по Пуазейлю применительно к разъемам имеет вид [80]
Расчетное определение осевых монтажных усилий затяжки втулок плунжерных пар в топливных насосах
Нормирование уплотняющих усилий заключается в определении их минимальных значений, обеспечивающих плотность торцевых прецизионных разъемов и исключающих заклинивание плунжерных пар при сборке насосов во время ремонта и в эксплуатации. Практическое осуществление нормированного обжатия резьбовых соединений предполагает применение технических средств затяжки, обеспечивающих контроль усилий,
Расчет нормативных значений уплотняющих усилий сводится к нахождению усилий, действующих в контакте, и сил способствующих разгерметизации стыка. На рис, 3,1,1 изображена схема сил, действующих на поверхность контакта клапана. Исходя из условия равновесия сил, можно записать Ру = РУФ + Рр + Ркш , КН , (3.I.I) где РУ - монтажное осевое уплотняющее усилие; РУФ - суммарное усилие, действующее по фактической площади контакта; Рр - расклинивающее усилие от давления топлива на свободную поверхность нагнетательного клапана; Ркш - расклинивающее усилие от давления топлива в каналах шероховатости торцевого уплотнения, Здесь FKOI свободная поверхность каналов шероховатости, на которую действует осредненное давление топлива Рт Известно, что в момент подачи топлива насосом, уплотняющее усилие в разъеме убывает по мере нарастания давления в надплун-жерной полости и достигает минимального значения при максимальном давлении впрыска рттах При этом топливо проникает в зону контакта через каналы шероховатости и создает в ней дополнительное расклинивающее усилие.
Расчет действительного расклинивающего действия топлива на поверхностях контакта сопряжен с трудностями определения закона распределения давления по торцевой поверхности втулки. Имеются работы [30] , в которых проведены исследования распределения давления жидкости в контактах с зазором. Однако они справедливы для малых значений уплотняющих усилий и давлений рабочей жидкости. Поэтому целесообразно сделать допущение, что расклинивающее действие топлива в каналах шероховатости учитывается контактными усилиями Рк . В этом случае суммарное контактное усилие можно представить как Рк = РУФ + Ркш , КН . (3.1.2)
Поскольку Рк действует по всей поверхности геометрического контакта гг » то его величина определяется через удельное уплотняющее усилие Рк = ру- Fr , кЦ , (з.і.з) - 76 где ру - удельное уплотняющее усилие. Учитывая (3.1.2) и (3.1.3) общее выражение уплотняющего усилия примет вид PY= ру- Fr + рт- FT , кй . (3.1.4) Как было установлено ранее, плотность торцевого соединения может быть гарантирована при условии, что уплотнение разъема наступает при І7 [Pvl (зл-5) Здесь [ру] - нормативное значение относительного уплотняющего усилия, определяемое по критериальному уравнению (2.4.3). Учитывая (3.1.5) и сделав соответствущие преобразования в выражении (3.1.4), получаем минимально необходимую величину монтажного уплотняющего усилия РУ рт (ГРу] Fr ч-FT), КН. (З.І.б) или с учетом геометрических размеров поверхностей контакта . IV Г Рт{[Ру]ф-1)+1},кН (зл-7
В таблице 3.1.I приведены расчетные значения минимально необходимых монтажных усилий для топливных насосов высокого давления ряда судовых дизелей типа 5Д50, НВД-48А2У, НВД-48АУ, НВД-48, НВД-Зб. В процессе сборки насосов целесообразно стремиться к тому, чтобы уплотнение разъема обеспечивалось силой прижатия равной или незначительно превышающей минимально необходимые значения. При установке допуска на монтажные усилия следует учесть разброс их реальных значений, связанных с принятым способом об-жатия резьбовых соединений, отклонениями геометрии поясков, состоянием контактируемых поверхностей, а также возможными превышениями максимальных давлений топлива. С этой целью проведена отработка нормативов обжатия втулок по углу поворота нажимных гаек.
Экспериментальное определение связи осевых монтажных усилий с углом поворота нажимных гаек крепления втулок
При сборке топливных насосов высокого давления уплотнение торцевых прецизионных разъемов втулок плунжерных пар, как правило, осуществляется с ПОМФЩЫО нажимных гаек или штуцеров, связанных с корпусом насоса резьбовым соединением. Для обеспечения заданного осевого усилия резьбовым соединением и его контроля возможно применение целого ряда способов обжатия [27], [130], [I8l] , [159] Среди них к наиболее распространенным способам контроля относятся методы, основанные на замере удлинения болта, крутящего момента и утла поворота нажимных гаек. Анализ работ показывает, что каждый из перечисленных способов имеет свои преимущества и недостатки. Так, уплотнение элементов конструкций по моменту наиболее прост в производстве, но имеет большую погрешность +20 25% [181] , [187] , [189], Величина осевого усилия, контролируемая моментом, зависит от состояния поверхностей резьбы сопрягающихся деталей и коэффициента трения [ІЗО], [185], fІ8б]. Установлено, что 90% величины момента идет на преодоление сил трения и только 10% преобразуется в уплотняющее усилие [I8l]. В свою очередь, на коэффициент трения влияет вид покрытия резьбы, скорость завинчивания и жесткость соединения. Поэтому его величина может колебаться в широких пределах от 0,05 до 0,40 [ібО].
Общие положения метода конечных элементов в расчетах напряженно-деформированного состояния втулок плунжерных пар
Одним из численных методов расчета напряженно-деформированного состояния элементов конструкций, получившим широкую известность и внедряемый в практику как стандартный, является метод конечных элементов (МКЭ) [145]. Его разработке посвящены работы [20], [55], [88], [121], [122], [123], [139], [140], [141], [146], [166], [177]и другие. Большие возможности МКЭ с использованием ЭЦВМ делают его незаменимым при исследовании напряженного состояния деталей в статически неопределимых задачах. К такой задаче можно отнести и определение полей перемещений втулок плунжерных пар под действием уплотняющих усилий и давления топлива.
Преимущества МКЭ по сравнению с другими методами расчета заключаются в следующем: 1. Общность метода по отношению к геометрии тел и свойствам материалов. 2. Возможность совместного расчета конструкций из неоднородных элементов. 3. Возможность учета истории нагружения. 4. Удобство задания граничных условий в перемещениях и напряжениях в узлах дискретной системы, 5. Общность метода по отношению к виду физического явления.
Метод конечных элементов позволяет вести расчет напряженно-деформированного состояния как плоских, так и объемных тел. Применительно к элементам топливной аппаратуры расчет тел вращения можно рассматривать как частный случай плоской задачи [55],[140]. Он основан на представлении сплошного тела (континиума) в виде совокупности отдельных элементов, связанных между собой узловыми точками, в которых приложены фиктивные усилия взаимодействия, характеризующие действие распределенных внутренних напряжений вдоль реальных границ стыков элементов, г1орма конечного элемента может быть различной, но наиболее простой является треугольная и прямоугольная [138]. Замена исходной конструкции системой дискретных элементов основана на соблюдении равенства энергии сплошного тела и дискретной модели, что дает возможность получить точное описание поведения исходной конструкции через однозначные значения узловых перемещений. Точность расчетов МКЭ определяется размерами сторон конечного элемента, уменьшение которых приводит к повышению точности расчетов [177]. В работах МВТУ показано, что точность расчетов за счет разбивки конструкции на большое количество элементов может достигать 0,8-0,06%.
В настоящей работе расчет полей перемещений втулок плунжерных пар под действием различных нагрузок проводился по программе НЙИД, составленной на языке Pl/І. Основные положения методики расчета МКЭ предложены Иващенко Н.А. (МВТУ). Задача решалась на ЭЦВМ ЕС 10-20. Система расчета содержит шесть программ, предназначенных для решения двумерных стационарных плоских и осесиммет-ричных задач теории упругости. Подготовка исходной информации частично автоматизирована.
Исследование напряженно-деформированного состояния втулок плунжерных пар велась на топливном насосе судового дизеля 5Д50,
Выбор модели плунжерной пары обусловлен наличием в литературе [75] данных по деформациям этих втулок, позволяющих оценить результаты расчетов. Ее конструкция является типовой, распространенной в отечественной топливной аппаратуре, и существует возможность экспериментального определения деформаций»
На рис.4ЛД показана дискретная модель топливного насоса без нагнетательного клапана, на которой нанесены основные геометрические размеры. Влияние нагнетательного клапана,распределяющего по торцевой поверхности осевое уплотняющее усилие, учтено при составлении граничных условий. Нанесенная сетка содержит 557 узловых окружностей, из которых 229 приходится на втулку. Сетка состоит из прямоугольных элементов, преобразуемых машиной в треугольные путем соединения угловых точек прямоугольника по наименьшей диагонали. Как видно из рисунка, две цепочки горизонтальных узловых точек образуют полосу. Количество полос определяет шаг между узловыми точками на внутренней поверхности втулки, перемещение которых по оси абсцисс образуют кривую деформированной поверхности. Величина шага полос в среднем по образующей втулки составляет 3-6 мм. Таким образом получено около 40 узловых точек. В предполагаемых местах концентрации напряжений, с целью повышения точности расчета перемещений, размеры элементов уменьшены. Одна из таких зон расположена в районе опорного бурта втулки.
Эксперименты свидетельствуют о том, что в районе опорного бурта на поверхности втулки возникают знакопеременные перемещения. На их величину, можно предполагать, большое влияние оказывает жесткость корпуса насоса и контакта, образуемого опорными поверхностями.
