Конструкторская разработка. Приспособление для разборки топливного насоса тракторного ДВС.

Ремонт топливного насоса высокого давления тракторного дизельного двигателя предполагает его разборку. Однако ряд его узлов (цилндры плунжерных пар, полумуфты на валу, подшипники качения на кулачковом валу и другие) собраны по напряженной посадке с натягом и при разборке требуют значительных мускульных усилий. Для облегчения разборки напряженных соединений предлагается конструкция приспособления, механизирующего процесс разборки. Применение этого приспособления должно также повысить качество ремонта и предотвратить детали от разрушения.

Устройство и работа приспособления.

Приспособление имеет сварной каркас на котором размещены его основные узлы. Каркас, для устойчивости, должен крепиться анкерными болтами к массивному основанию. К верхнему торцу каркаса прикреплена горизонтально расположенная металлическая плита. На плите установлен узел, к которому крепится ремонтируемый топливный насос, а также установлен исполнительный гидроцилиндр, создающий осевое усилие для демонтажа деталей. Узел крепления насоса состоит из двух стоек между которыми расположена рамка, к которой непосредственно прикрепляется насос. Для этого на рамке имеются отверстия-пазы под крепежные детали (болты). Отверстия-пазы совмещаются с крепежными отверстиями на фланце насоса, в них вставляются болты и стягиваются гайками. Рамка шипами опирается на подшипники скольжения и таким образом может свободно поворачиваться для изменения положения насоса относительно съемника на конце штока гидроцилиндра. Таким образом к съемнику перемещаются демонтируемые детали насоса. Рамку может жестко фиксировать двумя парами винтов, ввинченных в стенки втулок шипов.

Конструкция узла крепления гидроцилиндра предусматривает изменение его положения по высоте для совмещения съемника на штоке с демонтируемой деталью.

В приспособлении, для привода гидроцилиндра в движение, применена упрощенная гидросистема. В гидросистеме, для создания рабочего давления, предусмотрено использование ручного гидронасоса. Модель гидронасоса НРГ-500. Его характеристики: максимальное давление – 50 Мпа; емкость бака – 20 л; масса – 20 кг. Привод насоса рычажный.

Работает приспособление следующим образом. Ремонтируемый топливный насос закрепляется на рамке. Демонтируемая деталь насоса совмещается и соединяется со съемником гидроцилинра. для выполнения демонтажа детали, рукой перемещается рычаг гидронасоса, тем самым нагнетается давление в гидросистеме и создается рабочее усилие на штоке гидроцилиндра. Под действием создавшегося усилия происходит демонтаж детали. Ручное управление гидросистемой позволяет выполнять процесс разборки аккуратно, с высокой точностью и без разрушения деталей.

ХХХХХХХ

Расчёт прочности деталей установки

Для определения надёжности работы установки проверяю прочность прочность деталей струбцины и прочность деталей, обеспечивающих герметичность присоединительных замков.

Определение рабочих нагрузок.

Предварительно вычисляю нагрузки, действующие на каждую деталь.

На ось шарнира струбцины действует усилие её затяжки. Усилие затяжки должно обеспечить как фиксацию коленчатого вала, так и герметичность присоединения подводящих и отводящих полостей гнёзд. Для обеспечения герметичности, усилие затяжки должно быть выше на 15-20% усилия, создаваемого рабочим давлением. Расчетная схема показана на рисунке 1

Рис.3.1 Схема нагружения струбцины.

Общее усилие, действующее на ось

,

где р = 0,3 МПа – рабочее давление в гидросистеме;

S и S – площади подающей и отводящей плоскостей.

S= S ===2250 мм,

где D = 85 мм – диаметр, на котором выполнена полость;

B = 45 мм – ширина полости;

= 6 – часть окружности, занимаемая длиной полости.

Тогда

Р = 0,3 (2250 + 2250) = 1350 Н

Расчетное усилие:

Рp = =1350·1,2=1620 Н.

Расчет прочности оси шарнира скобы.

Схема нагружения оси шарнира скобы приведена на рисунке 2.

Рис. 2 Схема нагружения оси шарнира.

Из расчётной схемы видно, что ось подвергается деформации среда, т. о., условие прочности:

[]>,

[]=0,25=0,25·210=53 МПа.

=210 мПа – предел текучести стали Ст3, из которой изготовлена ось.

Действительное напряжение среза в оси:

== 8 Mпа.

где d = 12 мм – диаметр оси в плоскости среза;

= 2 – число плоскостей среза оси.

Условие прочности оси выполняется:

8 МПа = < ()= 53 MПа.

Расче прочности скобы.

Схема нагружения скобы стубцины приведена на рисунке 3.

Из схемы видно, что верхняя часть скобы, воспринимающая усилие затяжки винта, испытывает деформацию изгиба и наиболее нагружена, т. к. образует большее плечо. опасным сечением на этом участке являеся сечение А-А, т. к. оно имеет наименьший размер. Выполняю проверочный прочностной расчет скобы в указанном сечение.

Условие прочности:

;

Где = 150 МПа - допускаемое напряжение изгиба для стали Ст.3, из которой выполнена скоба [ ].

Действительное напряжение изгиба в сечение А-А определяется по формуле:

Рис. 3 Схема нагружения скобы.

Для определения напряжения предварительно определяют величину усилий, изгибающий момент, момент сопротивления. Усилие, действующее на скобу:

Изгибающий момент, действующий в сечение

Момент сопротивления изгибу

Напряжение изгиба в сечение

Допускаемое напряжение изгиба стали Ст.3, из которой изготовлена скоба .

Т. о. условие прочности выполняется

т. е. прочность скобы достаточная.

Расчет прочности стягивающего резьбового стержня присоединительного замка. Расчетная схема приведена на рисунке 3.2.

Рис. 3.5 Схема нагружения стягивающго резьбового стержня в замке.

Давление в полостях замка изменяется от Рmin = 0 до Рmax = 0,3 мПа.

Предварительная затяжка стержней определяется по формуле:

,

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

Р1max – нагрузка, приходящаяся на один стягивающий резьбовой стержень при наибольшем давлении в полостях замка.

– коэффициент осевой 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]=19000 н допустимая осевая нагрузка на болт М6 из материала сталь Ст3.

Определение устойчивости к прогибу сжимающего винта струбцины.

Сжимающий винт струбцины при зажатии коленчатого вала испытывает осевое усилие и вращающий момент. Из за значительногой величины вылета он может потерять устойчивость и прогнуться, что может привести к разрушению устройства. Для предотвращения этого выполняю проверочный расчет.

Исходные данные для расчета: сжимающее осевое усили, действующее на винт Р = 1350 Н (расчет выполнен ранее); винт имеет метрическую резьбу М 20, с наружным диаметром d = 20 мм и внутренним диаметром

d1 = 17,3 мм; материал винта сталь СТ.3; Величина выхода винта 100 мм; коэффициент приведения длины μ = 0,7.

Устойчивость сжимающего винта можно характеризовать коэффициент запаса устойчивости, котрый определяется по формуле:

Критическую силу Ркр определяем по формуле Эйлера, предварительно определив предел гибкости:

Где Е=2,0·105 Н/мм2 – модуль продольной упругости;

σпц = 270 Н/мм2 – предел пропорциональности.

Определяю радиус инерции:

Приведенный момент инерции сечения винта с учетом повышения жесткости за счет наличия резьбы:

Вычисляю радиус инерции:

Тогда гибкость винта равна:

Критическую силу определяем по фомуле Эйлера:

Коєффициент запаса устойчивости равен:

Что значительно превышает допускаемое значениие, т. е. имеет место соотношение:

nу > [nу];

где [nу] = 4,5...6 – допускаемый коэффициент запаса устойчивости для рассматриваемой конструкции. Т. о. зажимной винт обладает достаточной устойчивость к прогибанию.