《S195水冷柴油機燃油供給系統(tǒng)設計》

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1、●●精品文檔●歡迎下載●● 緒論 隨著時代的發(fā)展，社會的不斷進步汽車電子技術也得到了迅速的發(fā)展，在現(xiàn)代各種系統(tǒng)中燃油供給系統(tǒng)各種狀況的好壞直接影響汽車的動力性、經(jīng)濟性喝環(huán)保性。隨著世界經(jīng)濟的全球化，各個國家在對汽車燃油供給系統(tǒng)的要求不斷的提高，如電控燃油噴射系統(tǒng)取代傳統(tǒng)的化油式燃料供給系統(tǒng)，提高了汽車的動力性。準確的控制燃料供給系統(tǒng)供給的燃料，充分提高可燃混合氣的濃度使燃料充分燃燒，從而提高汽車的燃料經(jīng)濟性。同時在排放系統(tǒng)中采用先進的三元轉化裝置，可以最大限度的降低汽車排出的廢氣，提高了汽車的環(huán)保，降低了汽車的污染性。總之在汽車技術發(fā)展歷程中燃油供給系統(tǒng)技術的不斷提高和成熟，對整個社會效益

2、和經(jīng)濟效益的提高有著重大的影響。 1) 燃油供給系統(tǒng)的基本功用與要求 燃油供給系統(tǒng)應按照柴油機工作需要，將適量的燃油，在適當?shù)臅r期，以適當?shù)目臻g狀態(tài)噴入燃燒室，造成混合氣形成與燃燒的最有利條件，以實現(xiàn)柴油機在功率、扭矩、轉速、油耗、噪聲、排污以及啟動和怠速等方面的要求。 燃油供給系統(tǒng)的設計應要求做到： （1） 正確地計量供油，并保持各缸油量均勻和各循環(huán)油量穩(wěn)定。 （2） 保持合適的噴射正時。 （3） 噴霧特性與燃燒室配合良好，油束的霧化、分散、分布與貫穿適度。 （4） 噴油規(guī)律同混合氣形成與燃燒過程配合良好，取得合適的燃燒速率、壓力增長率和最高爆發(fā)壓力。 （5） 可靠耐用，結構

3、簡單，制造容易，維修方便。 2）燃油供給系統(tǒng)的組成 燃油供給系統(tǒng)一般由下列設備組成：噴油泵、高壓油管、噴油器、燃油箱、輸油泵、濾清器、噴油提前調節(jié)器以及調速器等。 3）燃油供給系統(tǒng)的主要設計程序 供油系統(tǒng)的設計大致可按下述程序進行： （1） 按照柴油機的要求，利用已有的簡化計算公式或經(jīng)驗數(shù)據(jù)，初步選定供油系統(tǒng)的基本參數(shù)。 （2） 根據(jù)供油系統(tǒng)系列產(chǎn)品技術規(guī)范選定型號并初步確定對性能影響較大的尺寸結構尺寸（如柱塞直徑、凸輪型線、出油閥減壓容積，噴油嘴噴孔尺寸等）。每種參數(shù)可選擇多種方案，以備試驗選擇。 （3） 在確定供油參數(shù)時應注意噴油速率和最高壓力之間的關系，泵

4、端峰值壓力應在允許的范圍內，此外還應該驗算主要零件的強度和剛度。 一、燃油供給系統(tǒng)的基本性能指標 1.1 每循環(huán)油量 標定工況噴油量： = 16.4 設計噴油量： 32.92 標定工況幾何供油量： 39.18 設計供油量 47.02 啟動供油量 1.5 49.38 怠速噴油量 6.86 其中：N-每缸標定功率，取8.8kw， n-標定工況凸輪軸轉速，2000rpm， -燃油比重，取0.85 V-每缸排量，取0.85L P-平均有效壓力，取0.65Mpa g-比油耗，取190 P-升功率。取1

5、0.8 標定工況下0.7 1 總體方案設計 1.1柴油機的發(fā)展對燃油噴射系統(tǒng)的要求 1882年德國人魯?shù)婪颉さ屹悹枺≧udolf Diesel）提出了柴油機工作原理，1896年制成了第一臺四沖程柴油機。一百多年來，柴油機技術得以全面的發(fā)展，柴油機因其壓縮比大，故動力性和燃料使用經(jīng)濟好、且故障少、功率范圍寬，應用領域越來越廣泛。經(jīng)過多年的研究，大量新技術的應用，柴油機原有的問題振動噪聲大和氮氧化物(Nox)、顆粒排放污染環(huán)境已取得很大突破。 在未來幾年中，柴油機的發(fā)展趨勢主要有：更加追求提高燃油經(jīng)濟性和降低排放，在不斷強化柴油機的同時追求高可靠性，越

6、來越多地應用電子控制技術，在更廣泛的領域特別是汽車行業(yè)使用柴油機等等。為了實現(xiàn)這些目標，目前柴油機已應用和將要應用的先進技術主要有：高壓噴射和電控噴射技術是目前國外降低柴油機排放的重要措施之一，高壓噴射和電控噴射技術的有效采用，可使燃油充分霧化，各缸的燃油和空氣混合達到最佳，從而降低排放，提高整機性能；增壓中冷技術是增加柴油機的空氣量，提高燃燒的過量空氣因數(shù)，降低大負荷工況排氣煙度、PM排放量以及燃油消耗的有效措施；國外柴油機目前一般采用共軌新技術、四氣門技術和渦輪增壓中冷技術相結合，使發(fā)動機在性能和排放限值方面取得較好的成效，能滿足歐3排放限值法規(guī)的要求；柴油機后處理技術的目標是進一步改善P

7、M和NOX的排放。目前主要采用加裝氧化型催化轉化器和研究開發(fā)NOX催化轉化器以及具有良好再生能力的微粒捕集器；燃燒劣質柴油或者使用柴油添加劑；排氣再循環(huán)（EGR）是目前發(fā)達國家先進內燃機中普遍采用的技術，其工作原理是將少量廢氣引入氣缸內，這種不可再燃燒的CO2及水蒸汽廢氣的熱容量較大，能使燃燒過程的著火延遲期增加，燃燒速率變慢，缸內最高燃燒溫度下降，破壞NOX的生成條件。EGR技術可使機動車NOX排放明顯降低，但對重型車用柴油機而言，目前傾向于使用中冷EGR技術，因為其不僅能明顯降低NOX，還能保持其他污染物的低水平；降低機油消耗，即在保證發(fā)動機正常運轉的前提下，最大限度地減少機油的消耗。柴油

8、機排放的顆粒物中，有相當一部分來自餾分較重的機油的燃燒。 為了滿足日益嚴格的柴油機（車）排放限值標準的要求，必須把來自機油的燃燒降至最低限度。為了降低柴油機的機油消耗，活塞環(huán)的優(yōu)化設計和制造及缸套間的科學配置非常重要。4隨著柴油機技術的飛速發(fā)展，對燃油噴射系統(tǒng)提出了以下基本要求： (1)能夠產(chǎn)生足夠高的噴射壓力，以保證燃料良好的霧化、混合氣的形成與燃燒； (2)能保證柴油機安全、可靠地工作； (3)對應于柴油機每一工況能精確、及時地控制每循環(huán)噴入氣缸的燃料量，當工況一定時，各循環(huán)的噴油量應當一致。對于多缸柴油機而言，各缸的噴油量應當均勻； (4)在柴油機運轉的整個工況范圍內，盡可能保

9、持最佳的噴油時刻、噴油持續(xù)期與理想的噴油規(guī)律； (5)可靠耐用，結構簡單，制造容易，維修方便。 歸納起來，就是要求燃油噴射系統(tǒng)能在品質（高壓噴霧與噴油規(guī)律）、可靠性、噴油數(shù)量（油量精確控制）、噴油時間（噴油始點和持續(xù)期）等方面滿足與柴油機的匹配要求，以保證柴油機在達到動力性能指標并保證可靠性的前提下，滿足對其在經(jīng)濟性與排放指標方面日益嚴格的要求。 1.2燃油噴射系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 提高功率、節(jié)約能源和改善排放已成為當今柴油機發(fā)展的必然趨勢。因此，要求燃油噴射系統(tǒng)也向高性能化發(fā)展?，F(xiàn)代柴油機對燃油噴射系統(tǒng)，特別是高壓系統(tǒng)應符合這些特征： (1)高噴油壓力； (2)良好的噴霧特性； (3

10、)能根據(jù)負荷和轉速變化，自動靈活地調節(jié)噴油始點和噴油量； (4)噴油率得到優(yōu)化； (5)工作可靠性高，使用壽命長。 提高噴油壓力能加大油束噴入燃燒室的速度，減少噴霧的油滴尺寸，改善霧化質量，從而降低油耗率和有害污染物排放。提高噴油壓力的主要途徑有：提高噴油泵凸輪轉速、增大柱塞直徑、縮小油路的高壓容積、減少高壓油路截面的變化、提高噴油嘴開啟壓力。改善噴霧特性的主要方法：除了提高燃油品質、運用環(huán)境和噴油嘴型式以外，還有提高噴射壓力，改變噴孔直徑和提高噴油嘴開啟壓力等方法。 從理論和實踐來看，自動靈活地調節(jié)噴油始點和噴油量的最優(yōu)方案是電子控制的燃油噴射系統(tǒng)。雖然機械式燃油噴射系統(tǒng)通過改變柱塞

11、螺旋線和進回油孔的結構參數(shù)，加裝噴油提前裝置等辦法也能調節(jié)噴油始點和噴油量，但其控制精度和控制范圍無法與電子控制式的相比。 改善噴油率可以通過凹弧凸輪、兩級開啟式噴油器、兩段升程式噴油器、電子控制的燃油噴射系統(tǒng)等方法來實現(xiàn)。提高油泵油嘴的工作可靠性主要是通過結構優(yōu)化來減輕運動件的接觸應力，在保證噴射穩(wěn)定性和足夠的噴射壓力的前提下，降低噴油泵、噴油器的機械負荷。電子控制的燃油噴射技術，是根據(jù)柴油機工作特性，應用現(xiàn)代電子技術和控制理論，對噴射參數(shù)進行自動控制，以達到降低油耗，減輕排氣污染，改善動力性能，降低噪音，提高可靠性的目的，從而實現(xiàn)柴油機性能的優(yōu)化，是實現(xiàn)柴油機電子控制的核心和關鍵之一。電

12、子控制的燃油噴射技術的應用宣告柴油機技術的發(fā)展進入一個新的階段，與上個世紀的機械噴射代替空氣噴射和增壓中冷技術的意義一樣深遠，柴油機技術發(fā)展的第三次飛躍。 目前國外高速小型柴油機上采用電子控制的燃油噴射技術已經(jīng)比較普遍和完善。20世紀90年代，這一技術在國外柴油機上也迅速推廣。目前歐美發(fā)達國家不僅新造的柴油機上普遍采用電噴技術，而且在舊車改造方面也有計劃地逐步普及這項技術。 1.3本項研究的總體設計方案 1.3.1設計背景 2v85F柴油機為中速柴油機，所使用的噴油泵為Ⅰ噴油泵。隨著排放和節(jié)能的要求不斷提高，燃油噴射系統(tǒng)中所使用的Ⅰ型噴油泵、噴油泵下體、噴油器、高壓油管在運用中也時常出

13、現(xiàn)可靠性不足，如：柱塞卡死、出油閥斷裂、齒桿竄油、滾輪體定位銷釘失效、針閥偶件壽命偏低、高壓油管泄漏等等問題。 1.3.2設計方案 本選題研究的重點是為2v85F柴油機配置安全、可靠、節(jié)能的燃油噴射系統(tǒng)。保證該系列柴油機的動力性、經(jīng)濟性、使用可靠性、減少對環(huán)境的污染。通過對燃油噴射系統(tǒng)技術的深入研究，圍繞燃油噴射系統(tǒng)中的噴油泵、噴油器、噴油泵下體及高壓油管進行研制，以使燃油系統(tǒng)能夠根據(jù)柴油機的運轉情況，在最佳時刻將一定數(shù)量的燃油，以一定的壓力霧狀噴入氣缸內，以便與氣缸內的空氣充分混合燃燒，使燃油的化學能轉變?yōu)闄C械能，實現(xiàn)功率輸出。 本章小結 本設計主要是使2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)能

14、在品質（高壓噴霧與噴油規(guī)律）、可靠性、噴油數(shù)量（油量精確控制）、噴油時間（噴油始點和持續(xù)期）等方面滿足與柴油機的匹配要求，以保證柴油機在達到動力性能指標并保證可靠性的前提下，滿足對其在經(jīng)濟性與排放指標方面日益嚴格的要求。本設計是從2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)所包含的噴油泵、噴油器、噴油泵下體、高壓油管、驅動凸輪五個部分著手，對2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)進行總體的研究分析。其中噴油泵部分采用滑閥式噴油泵設計；噴油器部分采用長型p系列噴油器設計；噴油泵下體采用滑銷式噴油泵下體設計；高壓油管采用推力環(huán)結構設計。

15、 2 柴油機的熱力計算 2.1 假設前提 1) 把參與實際循環(huán)的工質看做由純燃燒產(chǎn)物和純空氣組成； 2) 換氣后，缸內工質僅為新鮮空氣與殘余廢棄混合物； 3) 壓縮期，缸內不存在沒有燃燒的燃油； 4) 燃油只是在燃燒前不久和燃燒進行中按預定的燃燒規(guī)律噴入氣缸； 5) 燃燒期，仍然在均質氣體的假定下進行計算； 6) 不完全燃燒所造成的熱損失不計，燃燒終了時，認為燃油燃盡； 7) 缸內燃油只是以已然燃油的形式出現(xiàn)，而不考慮已然燃油和未然燃油在高溫下的熱分解作用。 2.2 柴油機的工作過程計算 2.2.1

16、原始參數(shù)及已知條件 1) 柴油機型號：S195柴油機； 2) 燃燒室形式：渦流室； 3) 增壓方式：非增壓； 4) 沖程數(shù)：4； 5) 轉速：2000 r/min； 6) 氣缸數(shù) Z：1； 7) 氣缸直徑D：95mm； 8) 行程S：115mm； 9) 壓縮比：20； 10) 燃料重量成分：0.86C，0.13H，0.01O； 11) 燃料低熱值：10140 kcal/kg； 12) 環(huán)境壓力：1.0 kgf/=0.098MPa； 13) 環(huán)境溫度：293 K。 2.2.2. 熱力分析選取參數(shù) 1) 平均有效壓力:0.65MPa； 2) 過量空氣系數(shù)：1.4；

17、 3) 排氣溫度：800K； 4) 殘余廢棄系數(shù)：0.04； 5) 排氣管壓力：1.1 =0.1MPa； 6) 進氣系統(tǒng)壓力：1.0 =0.098MPa； 7) 壓縮多變指數(shù)：1.368； 8) 膨脹多變指數(shù)：1.22； 9) 熱量利用系數(shù)：0.7； 10) 示功圖豐滿系數(shù)：0.94； 11) 機械效率：0.72； 12) 壓縮始點壓力：0.85 2.2.3 熱力分析計算參數(shù) 1) 氣缸工作容積：===0.000815 ； 2) 壓縮終點容積：===4.29 ； 3) 燃燒1公斤燃料理論所需空氣量：=0.495 ； 4) 進氣充量公斤摩爾數(shù)：==； 5

18、) 理論分子變更系數(shù)： 6) 實燃燒產(chǎn)物公斤摩爾數(shù)：3； 7) 實際分子變更系數(shù); 8) 進氣系統(tǒng)溫度： 9) 壓縮始點溫度： 10) 充量系數(shù)：=0.760 11) 壓縮終點壓力： 12) 壓縮終點溫度： 13) 壓力升高比： 14) 定容燃燒終點溫度： 15) 最高燃燒溫度： 其中， 查得 =7.88，所以 ，代入有 =1900 所以 16) 初期膨脹比： 17) 燃燒終點氣缸容積： 18) 膨脹終點壓力： 19) 膨脹終點溫度; 20) 理論平均指示壓力： = 21) 實際平均指示壓力：

19、 22) 平均有效壓力： =6.048 23) 有效功率： 24) 指示熱效率： 25) 有效熱效率： 26) 有效燃油消耗率; =287.4g/kw.h 27) 進氣流量： 本章小結 結合總體的性能要求，根據(jù)具體的參數(shù)對燃油供給系統(tǒng)后面的標定工況噴油量、設計噴油量、工況幾何供油量、啟動噴油量以及怠速噴油量做先期的計算，為后面的設計和計算提供有力的數(shù)據(jù)保證。 3 燃油噴射系統(tǒng)的設計 3.1 噴油泵設計 現(xiàn)代柴油機常用的柱塞泵大多屬于滑閥式噴

20、油泵。其特點是采用定升程凸輪驅動柱塞，柱塞上有傾斜的控油陵邊，通過操縱機構使柱塞轉動，改變噴油的有效行程實現(xiàn)燃油計量，并保證在有效行程中有較大的柱塞速度。 3.1.1 噴油泵工作原理 　　工作時，在噴油泵凸輪軸上的凸輪與柱塞彈簧的作用下，迫使柱塞作上、下往復運動，從而完成泵油任務，泵油過程可分為以下三個階段。 　1.　進油過程 　　　當凸輪的凸起部分轉過去后，在彈簧力的作用下，柱塞向下運動，柱塞上部空間（稱為泵油室）產(chǎn)生真空度，當柱塞上端面把柱塞套上的進油孔打開后，充滿在油泵上體油道內的柴油經(jīng)油孔進入泵油室，柱塞運動到下止點，進油結束。 　2.　供油過程 　　　當凸輪軸轉到凸

21、輪的凸起部分頂起滾輪體時，柱塞彈簧被壓縮，柱塞向上運動，燃油受壓，一部分燃油經(jīng)油孔流回噴油泵上體油腔。當柱塞頂面遮住套筒上進油孔的上緣時，由于柱塞和套筒的配合間隙很?。?.0015-0.0025mm）使柱塞頂部的泵油室成為一個密封油腔，柱塞繼續(xù)上升，泵油室內的油壓迅速升高，泵油壓力>出油閥彈簧力+高壓油管剩余壓力時，推開出油閥，高壓柴油經(jīng)出油閥進入高壓油管，通過噴油器噴入燃燒室。 　3.　回油過程 　　柱塞向上供油，當上行到柱塞上的斜槽（停供邊）與套筒上的回油孔相通時，泵油室低壓油路便與柱塞頭部的中孔和徑向孔及斜槽溝通，油壓驟然下降，出油閥在彈簧力的作用下迅速關閉，停止供油。此后柱塞還要上

22、行，當凸輪的凸起部分轉過去后，在彈簧的作用下，柱塞又下行。此時便開始了下一個循環(huán)。 3.1.2 噴油泵結構 柱塞泵的泵油機構包括兩套精密偶件： 　　柱塞和柱塞套是一對精密偶件，經(jīng)配對研磨后不能互換，要求有高的精度和光潔度和好的耐磨性，其徑向間隙為0.002～0.003mm 　　柱塞頭部圓柱面上切有斜槽，并通過徑向孔、軸向孔與頂部相通，其目的是改變循環(huán)供油量；柱塞套上制有進、回油孔，均與泵上體內低壓油腔相通，柱塞套裝入泵上體后，應用定位螺釘定位。 　　柱塞頭部斜槽的位置不同，改變供油量的方法也不同。出油閥和出油閥座也是一對精密偶件，配對研磨后不能互換，其配合間隙為0.01。 　

23、　出油閥是一個單向閥，在彈簧壓力作用下，閥上部圓錐面與閥座嚴密配合，其作用是在停供時，將高壓油管與柱塞上端空腔隔絕，防止高壓油管內的油倒流入噴油泵內。 　　出油閥的下部呈十字斷面，既能導向，又能通過柴油。出油閥的錐面下有一個小的圓柱面，稱為減壓環(huán)帶，其作用是在供油終了時，使高壓油管內的油壓迅速下降，避免噴孔處產(chǎn)生滴油現(xiàn)象。當環(huán)帶落入閥座內時則使上方容積很快增大，壓力迅速減小，停噴迅速。 3.1.3 所選噴油泵主要參數(shù)及技術性指標 查表可粗略計算所選泵型： 噴油泵型式 I號單體柱塞泵 噴油泵結構 拉桿-撥叉 最大轉速 1500r/min 凸輪行程 7mm 柱塞

24、直徑 8mm 最大供油量范圍 60~150 ： ： 出油閥直徑×全升程×減壓升程： Φ6×3.6mm×1.8mm 進油孔直徑×回油孔直徑： Φ2.5mm×Φ2.5mm 3.1.4 噴油泵的選型及元件尺寸的確定

25、 3.1.4.1 柱塞直徑： 按噴油量選擇 設計時可取標定噴油量的1.2~1.3倍作為設計油量32.92，根據(jù)值查圖14-50即可求得柱塞直徑 3.1.4.2 柱塞升程 1）幾何有效升程 已知幾何供油量和柱塞直徑，可有下式求出相應的幾何有效行程，=1.27 2) 全升程H 幾何有效升程與全升程H之比為。初選時一般非增壓柴油機時可用下式計算：H=（3.5~4）= 3）列線圖解 按照柴油機的基本計算公式和噴油泵的性能，工作能力范圍可繪制列線圖，從而可用圖解法初步選型和確定柱塞直徑等的依據(jù)。幾種中小型噴油泵的列線圖如14-54（a） 4）對供油壓力

26、的初步考慮：供油設備應按照柴油機燃燒系統(tǒng)所需的供油速率供油，因而需要噴油泵提供相應的供油壓力。設計時必須要注意最大供油壓力應在噴油泵允許范圍內。 一般柱塞式噴油泵允許的最大峰值壓力為400~600，可滿足一般非增壓柴油機的需要。隨著柴油機強化程度的提高，噴油壓力也相應的增加，尤其是增壓和中冷高增壓柴油機要求噴油泵能夠承擔更高的壓力，因而需要采用強化泵?，F(xiàn)代高強化型單體泵允許的峰值壓力可達1100~1500，合成泵也可達800~1300。圖14-55為不同燃油系統(tǒng)供油速率與最大噴油壓力之間的關系。 3.1.4.3 滾輪-挺柱體 1.所設計的噴油泵所用挺柱體結構如下表 結構形式

27、 名稱 簡 要 說 明 墊 塊 調 節(jié) 式 用正時墊塊調整H值，但須注意: 1) 裝配時要分級選配，都用戶不便。如提高加工精度，滾輪銷孔用磨削加工，并用過度配合可不分級。 2) 柱塞底部和墊塊之間的間隙不易控制，如間隙較大，噪聲增加，并因柱塞沖擊，加快磨損。 2.滾輪采用的定位方式： 結 構 形 式 名稱 廠牌 油泵型號 配合間隙（mm） 簡要說明 銷 釘 定 位 法國 SIGMA CMS 0.2~0.3 結構與定位螺釘方式相似，為防止螺釘松動而將定位和鎖

28、緊放開 3.2柱塞偶件 根據(jù)缸徑與柱塞之間的關系圖以及的值參照下圖3-1、3-2初步確定柱塞直徑為 mm 圖3-1 柱塞直徑與缸徑的關系 ——非增壓柴油機 ----增壓柴油機 圖3-2 噴油量與柱塞直徑的關系 選定噴油泵柱塞直徑及相應的供油關系，根據(jù)噴油泵的系列規(guī)范定柱塞偶件相關的參數(shù)，參見下圖3-5、3-6 柱塞： 根據(jù)3-6 b） 選定37mm 根據(jù)3-6 a） 選定20mm 根據(jù)3-6 c）

29、 選定1.5mm 根據(jù)3-6 c） 選定8.5mm 根據(jù)3-6 d） 選定2mm 根據(jù)3-6 d） 選定1mm 根據(jù)3-6 d） 選定3.5mm 柱塞套： 根據(jù)圖3-3、3-4的一系列圖表，對柱塞套的相關參數(shù)設計如下 mm、 mm、 mm、 mm、 mm 圖3-4 柱塞套主要尺

30、寸與dn關系 圖3-5 螺旋柱塞結構 圖3-6 柱塞與頭部主要尺寸比例 a)徑與l2 b)柱塞直徑與l1 c)螺旋柱塞頭部 d)斜槽柱塞頭部 柱塞頭部形狀以及控油棱邊角度： 根據(jù)供油量發(fā)動機工作性能關于噴油泵的要求，選定柱塞頭部形狀為左旋棱邊下置式螺旋槽結構（具體參見圖3-7），此形狀可隨著柱塞旋轉角度的改變改變供油終點從而達到改變噴油量的目的。柱塞全升程為8mm，又根據(jù)圖3-8柱塞升程H與螺旋導程t的關系線圖 圖3-7 左旋棱邊下置

31、 圖3-8 柱塞升程H和螺旋導程t 選定t=12mm。 螺旋槽柱塞展開如圖3-9所示，控油棱邊為一直線。圖中為基準線，d0為進回油孔直徑，為停油位置，為最大油量位置。由圖可知螺旋升角α和螺旋導程t的關系為 如通過H—H面的控油棱邊所對應的母線長度為l0，油孔直徑為d0有效行程為he0，則 相對于H—H面轉過角后，控油棱邊所對應的母線長度為l，則 圖3-9 螺

32、旋槽柱塞頭部展開 對應于l的柱塞有效行程he為 柱塞每循環(huán)供油量為 柱塞偶件配合間隙及相關關系參見表3-1及圖3-10 表3-1 柱塞偶件配合間隙推薦值 ① 柱塞套回油孔橫截面上的間隙 圖3-10 柱塞偶件頸部密封性與安裝軸向力的關系 3.1.4.3 出油閥偶件的設計與計算 出油閥直徑： 根據(jù)下圖3-11中出油閥直徑與柱塞直徑和圖3-12以及圖3-13中減壓容積與循環(huán)供油量和出油閥直徑的關系線圖

33、 圖3-11 出油閥直徑與柱塞直徑 圖3-12 FZ5I出油閥流通特性 圖3-13 減壓容積與循環(huán)供油量和出油閥直徑 a)循環(huán)供油量與減壓容積 b)出油閥直徑與減壓容積 選定出油閥直徑d1=6mm。又根據(jù)上圖以及減壓容積V0的計算公式 從而推出h0=1.8mm。 體積減壓式出油閥偶件的其他尺寸的設計及選取另參見下圖3-14，并把相關設計選取尺寸列表如下 圖3-13 出油閥偶

34、件結構參數(shù) 根據(jù)圖3-13 a） 選定D1=14mm 根據(jù)圖3-13 b） 選定G=14mm 根據(jù)圖3-13 c） 選定 d2=10mm 根據(jù)圖3-13 d） 選定 d0=7mm 根據(jù)圖3-13 e） 選定 d1=6mm 根據(jù)圖3-13 f） 選定 a

35、=5mm 另確定導向筋寬度為1.5mm 3.1.4.4 柱塞彈簧的設計與計算 彈簧數(shù)據(jù)： 鋼絲直徑 d=2mm 鋼絲中徑 D=18mm 有效圈數(shù) n=7 圈 總圈數(shù) n1=9 圈 自由高度 H=30mm 組裝時的彈簧高度

36、 H1=23.5mm 工作時彈簧的高度 H2=15.5mm 彈簧指數(shù)C 彈簧剛度 3.92 組裝時的彈簧力p1 23.52N 工作時的彈簧力P2 54.87N 彈簧應力K 1.16 組裝時彈簧應力 1

37、56.32MPa 工作時最大彈簧應力 364.68MPa 3.1.4.5 出油閥彈簧的設計與計算 彈簧數(shù)據(jù)： 鋼絲直徑 d=1.5mm 鋼絲中徑 D=8.5mm 有效圈數(shù) n=7 圈 總圈數(shù) n1=9 圈 自由高度

38、 H=20mm 組裝時的彈簧高度 H1=16mm 工作時彈簧的高度 H2=12.4mm 彈簧指數(shù)C 彈簧剛度 11.78 組裝時的彈簧力p1 47.11N 出油閥的承壓面積 38.48 減壓過程彈簧力 68.30N

39、 出油閥的開啟壓力 1.78 工作時的彈簧力P3 89.53N 彈簧應力K 1.27 組裝時彈簧應力 383.71MPa 工作時最大彈簧應力 729.22MPa 3.2 噴油器設計 3.2.1 噴油器工作原理 噴油器與噴油泵、燃油濾清器及高壓油管路等配件組成柴油機的燃油供給系統(tǒng)，噴油器的作用是將噴油泵所供給

40、的高壓燃油霧化為微細均與的油粒，以特定的壓力速度方向和時間噴入氣缸燃燒室中。 在噴油泵的供油行程時，高壓燃油經(jīng)高壓油管，進入噴油器內，燃油經(jīng)進油管中的長孔道，從噴油器體和針閥體的進油孔進入針閥體油庫內，作用在針閥的錐面上，當燃油壓力超過調壓彈簧的予緊力（即噴油器的噴油壓力）時，針閥被抬起，針閥密封錐面離開針閥體的座面，高壓燃油經(jīng)針閥體座面下部的壓力室，由噴孔噴入燃燒室當噴油泵供油終止后，針閥體內的燃油壓力急劇下降，針閥在調壓彈簧壓力下迅速回到原始位置，完成一個噴油過程，在整個噴油過程中，燃油以壓力波的型式，以很高的速度從噴油泵端向噴油器傳遞，整個噴油過程僅為千分之幾秒（燃油壓力波形

41、及針閥升程見下圖3-14） 圖3-14 燃油壓力波形及針閥升程 3.2.2 噴油器結構 該型噴油器由噴油嘴偶件、支座板、噴油器體、調壓彈簧、彈簧座及進油管等零件組成。噴油嘴偶件是噴油器的關鍵部件（參見圖3-15），由針閥體和針閥兩個零件組成，它們是以極小的間隙配合的一對精密儀器，不能單個零件調換。 噴油嘴偶件與支座板、噴油器體的結合部靠精密加工的各平面機械密封，為保證 噴油器體的進油孔道同支座板油道的正確連通，在該兩零件之間安裝有定位銷。調壓螺栓用于調整彈簧的予緊力，以控制噴油器的噴油壓力。噴油器在柴油機缸頭上安裝時，壓緊螺帽底部裝有一個紫銅墊圈，用以防止氣缸內燃氣

42、的上竄，噴油器體徑部裝有O型密封圈，防止缸頭上部的潤滑油下滲到噴油器的燃油回油管道內。噴油器的進油管從缸頭側面擰入噴油器體上，端部亦用紫銅墊圈密封。 噴油器體的中間部位鉆有橫孔，噴油器工作時，從噴油嘴偶件的配合間隙和各密封平面處泄漏出來的燃油從該孔流出后，經(jīng)缸頭上的進油管安裝孔的通道流入回油管。 圖3-15 噴油器結構圖 1— 壓力室；2—噴油嘴；3—針閥；4—噴油嘴緊固螺母；5—頂桿；6—進油管接頭；7—噴油器體；8—調壓彈簧；9—調壓螺釘 3.2.3 噴油器主要參數(shù)及技術性指標 噴油器型式

43、 閉式噴油器 噴油嘴偶件型式 軸針式S系列 調壓方式 體外墊片調整 針閥升程 0.7mm 針閥密封錐面角度 60o 噴孔直徑 噴霧角 4o 段流量系數(shù)

44、 0.6 噴油壓力 145 3.2.4 設計計算 3.2.4.1 流通界面計算 對于軸針式噴油嘴，本設計采用作圖法（3-16所示），以針閥升程作為橫坐標，來表示不同升程所對應的流通界面。直線O—O表示針閥體底端面，其余橫線分別表示針閥升程，間距為0.1mm（以50:1的比例作圖）。 圖3-16 幾何流通截面 由此做出ZS4S1噴油嘴的流通特性為3—17示 圖3-17 ZS4S1噴油嘴的流通特性

45、 圖3-18 噴孔總面積與氣缸直徑 又根據(jù)圖3—18可知上述設計滿足噴射要求。 3.2.4.2 座面沖擊應力計算 座面沖擊應力系噴射終了針閥落座時撞擊針閥體座面而產(chǎn)生的應力。它對座面密封性影響很大。為了計算噴油器內部運動件參數(shù)選擇對沖擊力的影響，先建立針閥沖擊過程的力學模型。產(chǎn)生沖擊力的運動過程是：當柱塞套回油孔被打開，高壓系統(tǒng)油壓下降，針閥在調壓彈簧的作用下落回，高速沖擊針閥體密封座面。在工作過程中噴油器固定在柴油機氣缸蓋上，可以把針閥體看成是剛性壁面。而針閥在與座面相撞時所產(chǎn)生的變形量與此時系統(tǒng)內彈簧的變形相比，可忽略不記。所以可以把上述系統(tǒng)簡化為一彈性桿向一剛壁上的撞擊。

46、理論計算不可能將實際中的所有因素都考慮進去，計算采取對比計算，計算結果主要提供一個評價方法。沖擊應力計算公式提出幾個基本假設：運動件在運動時忽略摩擦力；運動件由針閥、彈簧下座、調壓彈簧組成，其中調壓彈簧的質量的1/3計入運動件總質量之中；終止噴油時，油腔內油壓是瞬時撤去的；針閥與針閥體座面之間為金屬碰撞，不存在其他物質。根據(jù)應力波理論推導出的座面沖擊應力計算公式進行各方案的計算。應力波理論的座面沖擊應力公式為： 公式中各符號的意義、每個方案的各參數(shù)取值，以及計算結果均在表3--2中詳細列出。 各符號意義 參數(shù)取值和計算結果 中孔直徑D(mm) 6

47、 各符號意義 參數(shù)取值和計算結果 過渡桿直徑d(mm) 3.5 承壓面積A0=(D2-d2)/4(mm2) 18.65 開啟壓力P0(MPa) 14.5 彈簧力Fs=P0·A0(N) 270.47 針閥最大座面直徑d1(mm) 3.3 壓力室或倒角處直徑d2(mm) 3 截面系數(shù)K=d2/(d12-d22) 6.48 2=d2/D2 0.34 鋼的彈性模量E(pa) 2.061011 材料密度0(kg/m3) 7.9103 彈簧的剛性系數(shù)KP(N/m) 126103 彈簧質量M彈(kg) 3610-3 針閥和彈簧下座質量M針(kg) (16

48、+10)10-3 運動件質量M=1/3M彈+M針(kg) 3810-3 升程L(m) 0.710-3 座面沖擊應力計算值σ(MPa) 401.9 許用應力[σ] (MPa) 858.4 3.2.4.3 調壓彈簧應力計算 1.相關參數(shù) （1）調壓彈簧的結構參數(shù) 彈簧鋼絲直徑d=2.3mm； 彈簧中徑D=7（mm）； 彈簧自由高度F0=47mm； 彈簧有效圈數(shù)n=6.5； 彈簧旋繞比 C=D/d=3.04； 彈簧曲度系數(shù) 1.57 （2）噴油器工作參數(shù) 開

49、啟壓力最大值 P0=14.5（MPa）； 針閥圓柱工作面直徑 d1=6mm； 針閥密封錐面底徑 ds=3.5mm； 針閥最大升程 h=0.7mm； 2.調壓彈簧剛度計算 調壓彈簧剛度計算公式： G：材料切變模量（N/mm2），取G=8.0×104 N/mm2 將前述的彈簧鋼絲直徑d、彈簧中徑D、材料切變模量G、彈簧

50、有效圈數(shù)n代入公式中得到： 初步選定的單個彈簧的剛度P′=125.52 N/mm。 3．調壓彈簧應力計算 調壓彈簧在最大升程時的應力為噴油嘴針閥完全落座和最大升程時彈簧變形所引起的應力之和。 （1） 針閥完全落座時調壓彈簧預壓縮力P 將前述的噴油嘴開啟壓力P0、針閥圓柱工作面直徑d1、針閥密封錐面底徑ds代入式中，得到預壓縮力P=270.47MPa。 針閥完全落座時的初始應 將前述求得的彈簧旋繞比C、彈簧曲度系數(shù)K、預壓縮力P，以及彈簧鋼絲直徑d代入公式中，得到初始靜應力=621.72N/mm2。 （2） 彈

51、簧處于針閥最大升程時，彈簧變形h所引起的應力 將前述求得的彈簧旋繞比C、彈簧曲度系數(shù)K、彈簧剛度P′，以及針閥最大升程h和彈簧鋼絲直徑d代入公式中，得到彈簧變形h所引起的應力=201.97 N/mm2。 （3） 調壓彈簧在最大工作行程時的最大應力 824.69 N/mm2 3.3噴油泵下體設計 3.3.1噴油泵下體工作原理 噴油泵下體又稱噴油泵挺柱組件，它是噴油泵柱塞的傳動機構，通過它將凸輪的回轉運動轉變?yōu)橹耐鶑瓦\動，由凸輪外形所確定的運動規(guī)律通過它傳遞到柱塞，使柱塞按一定規(guī)律泵

52、油。噴油泵下體有直接驅動式和滾輪驅動式，滾輪驅動式的噴油泵，滾輪與凸輪間實施滾動摩擦，減小磨耗，有利于保持良好的工作狀態(tài)和延長檢修壽命。直接驅動式的噴油泵能有效降低噴油泵體積。噴油泵下體由螺栓與機體頂面相緊固。在下體的外表面設上、下定位圓柱面，分別與機體下體箱上、下支撐孔相配。 3.3.2噴油泵下體結構 噴油泵下體滾輪驅動式結構如圖3—19 所示：由滾輪體（也稱挺柱）、鑲塊（也稱挺柱頭）、下體、滾輪、滾輪銷、導向銷、滾輪襯套、彈簧、彈簧上座及彈簧下座等組成。下體由球墨鑄鐵制成，頂面法蘭吊掛在機體的下體箱內，由螺栓與機體側頂面相緊固。在下體的外表面設上、下定位圓柱面，分別與機體下體箱上、下支

53、撐孔相配。下體內孔分隔成上、下兩腔，下腔為滾輪體運動導向孔，上腔為噴油泵上體和下體彈簧安裝空間。滾輪體下部制成叉形，以安裝滾輪組件，圓柱面為運動導向面，與下體之間配合間隙為0.030～0.134mm，上部呈空心桿部，桿部過盈壓裝鑲塊。由于挺柱體采用的上下聯(lián)通機構，所以從分保證了滾輪與滾輪銷之間的潤滑。壓力油從凸輪軸承座引至下體下部直接濺入滾輪及相關組件之中。當滾輪體運動時，油腔一直相通，把潤滑油引入滾輪銷環(huán)形油槽，然后將潤滑油由中部小孔引入襯套油隙，最后再從人字油槽中小孔引入襯套外表面油隙。下體上腔有柱塞偶件滲漏下的燃油，為不致落下惡化凸輪潤滑，故設有螺孔及排污管相連，將污油排出。滾輪與供油凸

54、輪的壓緊力由柱塞彈簧和下體彈簧保證，為保持凸輪與滾輪在工作中的滾動摩擦狀態(tài)，則要求凸輪軸線與滾輪軸線平行，且位于同一垂直平面內，如工作中相對位置變動，則必造成兩輪表面擠壓滑移而擦傷（啃傷），為此在下體下端裙部工作面上開T型縱向滑銷導槽，在滾輪銷側邊安裝定位滑塊，只準滾輪體作上下往復運動，不準相對轉位。為此，在柴油機機體上，安裝噴油泵下體時，必須注意相應的對準。 圖 3—19 噴油泵下體傳統(tǒng)結構圖 噴油泵直接驅動式如圖3—20示，本設計由于在整機體積等相關方面有很高要求，故采用直接驅動式。 圖 3—20 本設計噴油泵下體結構

55、圖 3.3.3 噴油泵下體的主要參數(shù)及技術性指標 噴油泵下體型式： 直接驅動式 額定工況下的工作頻率： 1300次/分 下體安裝外圓直徑: φ24mm 行程： 8mm 3.3.4噴油泵下體的設計 在相應的位置開一定的潤滑油槽如下圖3—21所示：

56、 圖 3—21 噴油泵下體外形 3.4 高壓油管組件設計 3.4.1高壓油管組件結構及設計原理 高壓油管組件是柴油機上噴油泵、噴油器間的連接管路，由高壓油管、推力環(huán)、螺母組成。高壓油管是具有固定空間形狀的通孔長管，兩頭依靠推力環(huán)和螺母與噴油泵、噴油器相連接，將噴油泵泵出的高壓燃油輸送到噴油器中。設計中，主要研究高壓油管的冷成形工藝和深孔加工工藝，保證油管內外表面高的光潔度和幾何形狀精度。根據(jù)機車柴油機上噴油泵、噴油器接口間的空間幾何關系，通過運用三維設計軟件完成虛擬樣機建模和工裝設計，滿足高壓油管空間安裝尺寸和運用可靠性符合要求，并根據(jù)高壓油管空間

57、結構設計專用工裝和量具，保證高壓油管空間尺寸的一致性和具有較高的尺寸穩(wěn)定性。 高壓油管組件結構圖 3—22 如下 圖 3—22 高壓油管結構圖 3.4.2高壓油管組件的主要參數(shù)及技術性能指標 適用機型： 2v85F柴油機燃油系統(tǒng) 高壓油管型式： 推力環(huán)結構。 高壓油管接頭螺紋尺寸： M12×1.5 外套螺紋對邊尺寸： 17mm 高壓油管外徑×壁厚： 6×2.25

58、mm 高壓油管內徑： 1.5mm 墊圈： 6.5mm 墊圈： 11mm 墊圈： 3mm 鐓制密封錐： 6mm 鐓制密封錐： 9mm 鐓制密封錐： 6mm 鐓制密封錐h：

59、 5.5mm 鐓制密封錐R： 4.6mm 具體參見下圖3-23所示： 圖 3—23 高壓油管組件尺寸 3.4.3 設計計算 該高壓油管為柴油機（壓燃式內燃機）高壓油管，根據(jù)JB/T8120.2-2000 1.選用2類管內徑公差：±0.05 mm 高壓油管外徑： mm 高壓油管內徑：mm 外徑于內徑之比為4，在24的范圍內 所以符合國標要求 2.材質無縫內（襯）管 力學性能： 結構類型：

60、 CA 最小抗拉強度Rm（N/mm2）： 310 最小上屈服應力ReH（N/mm2）： 205 最小延伸率A5（%）： 23 最高硬度HV5（在管子外徑上測量）： 130 最高硬度HV1（在內襯管橫截面上測量）： 170 其中K為高壓油管外徑于內徑之比為4 3.5 噴油泵凸輪設計 3.5.1 噴油泵凸輪結構與原理

61、噴油泵凸輪與從動件（滾輪—挺柱體）使一對密切相關的配合件。凸輪型線規(guī)定了柱塞的運動規(guī)律，它對供油起迄時間、供油規(guī)律、油泵工作容量以及最高轉速有決定性作用。凸輪輪廓可分為三種基本形式：凸面凸輪切線凸輪和凹面凸輪。本設計采用切線凸輪，結構如下圖3—24： 圖 3—24 切線凸輪 3.5.2 噴油泵凸輪的設計與計算 首先，根據(jù)以往的設計經(jīng)驗及數(shù)據(jù)分析凸輪基圓直徑、滾輪直徑、頂圓（或過度圓弧）直徑等對柱塞速度的影響以及基圓、滾輪直徑與凸輪升程之間的一般比例關系，從而確定凸輪相關尺寸。 圖3—25 a、b、c分別表示切線凸輪基圓

62、、過渡圓弧和滾輪直徑對升程速度的影響。圖3—26 為凸輪基圓、滾輪直徑與凸輪升程之間的關系。參考下列經(jīng)驗數(shù)據(jù)：多缸合成泵基圓直徑為34H；滾輪直徑23H；凸輪軸直徑為2.73.5H。滾輪銷直徑為滾輪直徑的4050。 圖3—25 a 切線凸輪的基圓直徑 圖3—25 b 切線凸輪過渡圓弧 對柱塞速度的影響 半徑對柱塞速度的影響 1—基圓直徑db=27mm 2—32mm 3—37mm 1—rr=3mm 2—5mm 3—7mm 圖3—25 c 切線凸輪的滾輪

63、直徑 圖3—26 基圓直徑、滾輪直 對柱塞速度的影響 徑與凸輪升程的關系 1—rr=12mm 2—18mm 3—24mm 選定： 基圓直徑為36mm、滾輪直徑為16mm、凸輪軸直徑為24mm、滾輪銷直徑為7mm。 具體計算方法參見下表公式，相應的計算結果詳見圖紙切線凸輪所示 本章小結 本章結合現(xiàn)代的應力波理論、彈性力學理論、流體力學理論和柴油機理論，對2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)的噴

64、油泵、噴油器、噴油泵下體、高壓油管，凸輪驅動五個部分的各個重要相關參數(shù)進行了核算，計算結果表明設計參數(shù)選擇符合設計意圖，與理論分析相吻合，能夠保證2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)的各個部分的要求，保證系統(tǒng)的安全可靠 結論及展望 結論： 本設計主要內容包括：新型高性能高可靠性柴油機燃油噴射系統(tǒng)的設計、 燃油噴射系統(tǒng)與柴油機匹配的設計。 本設計主要研究成果有： (1)、采用了目前國際先進的設計結構對2v85柴油機燃油噴射系統(tǒng)進行了結構設計，并通過理論計算對其進行了校核。其中噴油泵為等壓式柱塞噴油

65、泵明顯改善系統(tǒng)的高壓燃油的壓力波特性,有效減緩高壓系統(tǒng)的內部穴蝕和噴油器二次噴射傾向,提高噴油器針閥偶件壽命，保持高壓油管的殘余壓力的穩(wěn)定。噴油器為s系列油嘴，采用軸針式結構、內部墊片調整噴射壓力的調整方式，提高了噴油器可靠性，將解決原噴油器拆檢周期短、拆檢不良率高的問題。噴油泵下體為導向銷滑銷式定位方式，明顯改善滾輪體定位銷釘過早磨損、強度不足頻繁折斷，進而造成滾輪體組件轉動失去定位嚴重啃傷供油凸輪的現(xiàn)象。高壓油管組 件為推力環(huán)結構，解決了油管頭根部截面處發(fā)生裂紋而漏油的問題。該設計顯著保證柴油機運行安全可靠性。 (2)、在設計過程中，將現(xiàn)代的理論引入到燃油噴射系統(tǒng)的設計之中，對噴油泵供

66、油量、柱塞有效行程、柱塞轉角、齒條行程、出油閥、回油閥、柱塞彈簧、噴油器密封座面流通截面、沖擊應力、調壓彈簧等進行了深入的分析及計算。對相關參數(shù)進行適合機車柴油機的優(yōu)化設計。就小型高速柴油機研究領域來說，其試驗數(shù)據(jù)和結論對于柴油機行業(yè)來說都將具有非常重要的意義。 (3)、2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)開發(fā)研制涉及到噴油泵上體、噴油器、噴油器下體、高壓油管組件4個主要方面，這是柴油機燃油噴射系統(tǒng)一次比較全面的設計。在設計過程中總結的經(jīng)驗對以后設計提供一定的借鑒作用。 (4)、2v85F柴油機燃油噴射系統(tǒng)可直接用于國產(chǎn)相關柴油機燃油噴射系統(tǒng)的更新改造，為內燃機行業(yè)提供更優(yōu)良的產(chǎn)品。 參考文獻 [1]史紹熙.柴油機設計手冊（中）[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1984. [2]陳瑞興.船用柴油機設計手冊（六）[M].北京：國防工業(yè)出版社，1983. [3]蔣德明.內燃機燃燒與排放學[M].西安：西安交通大學出版社，2001. [4]周龍保.內燃機學[M].北京：機械工業(yè)出版社，2005. [5]賈錫印.柴油機燃油噴射及調節(jié)[M].哈爾濱:哈爾濱工程大學出