《S195水冷柴油机燃油供给系统设计》 .doc

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1、绪论随着时代的发展，社会的不断进步汽车电子技术也得到了迅速的发展，在现代各种系统中燃油供给系统各种状况的好坏直接影响汽车的动力性、经济性喝环保性。随着世界经济的全球化，各个国家在对汽车燃油供给系统的要求不断的提高，如电控燃油喷射系统取代传统的化油式燃料供给系统，提高了汽车的动力性。准确的控制燃料供给系统供给的燃料，充分提高可燃混合气的浓度使燃料充分燃烧，从而提高汽车的燃料经济性。同时在排放系统中采用先进的三元转化装置，可以最大限度的降低汽车排出的废气，提高了汽车的环保，降低了汽车的污染性。总之在汽车技术发展历程中燃油供给系统技术的不断提高和成熟，对整个社会效益和经济效益的提高有着重大的影响。1

2、) 燃油供给系统的基本功用与要求燃油供给系统应按照柴油机工作需要，将适量的燃油，在适当的时期，以适当的空间状态喷入燃烧室，造成混合气形成与燃烧的最有利条件，以实现柴油机在功率、扭矩、转速、油耗、噪声、排污以及启动和怠速等方面的要求。燃油供给系统的设计应要求做到：（1） 正确地计量供油，并保持各缸油量均匀和各循环油量稳定。（2） 保持合适的喷射正时。（3） 喷雾特性与燃烧室配合良好，油束的雾化、分散、分布与贯穿适度。（4） 喷油规律同混合气形成与燃烧过程配合良好，取得合适的燃烧速率、压力增长率和最高爆发压力。（5） 可靠耐用，结构简单，制造容易，维修方便。2）燃油供给系统的组成 燃油供给系统一般

3、由下列设备组成：喷油泵、高压油管、喷油器、燃油箱、输油泵、滤清器、喷油提前调节器以及调速器等。3）燃油供给系统的主要设计程序 供油系统的设计大致可按下述程序进行：（1） 按照柴油机的要求，利用已有的简化计算公式或经验数据，初步选定供油系统的基本参数。（2） 根据供油系统系列产品技术规范选定型号并初步确定对性能影响较大的尺寸结构尺寸（如柱塞直径、凸轮型线、出油阀减压容积，喷油嘴喷孔尺寸等）。每种参数可选择多种方案，以备试验选择。（3） 在确定供油参数时应注意喷油速率和最高压力之间的关系，泵端峰值压力应在允许的范围内，此外还应该验算主要零件的强度和刚度。一、燃油供给系统的基本性能指标 1.1 每循

4、环油量 标定工况喷油量： = 16.4 设计喷油量： 32.92 标定工况几何供油量： 39.18 设计供油量 47.02 启动供油量 1.5 49.38 怠速喷油量 6.86其中：N-每缸标定功率，取8.8kw，n-标定工况凸轮轴转速，2000rpm，-燃油比重，取0.85V-每缸排量，取0.85LP-平均有效压力，取0.65Mpag-比油耗，取190P-升功率。取10.8标定工况下0.71 总体方案设计1.1柴油机的发展对燃油喷射系统的要求1882年德国人鲁道夫狄赛尔（Rudolf Diesel）提出了柴油机工作原理，1896年制成了第一台四冲程柴油机。一百多年来，柴油机技术得以全面的发展

5、，柴油机因其压缩比大，故动力性和燃料使用经济好、且故障少、功率范围宽，应用领域越来越广泛。经过多年的研究，大量新技术的应用，柴油机原有的问题振动噪声大和氮氧化物(Nox)、颗粒排放污染环境已取得很大突破。在未来几年中，柴油机的发展趋势主要有：更加追求提高燃油经济性和降低排放，在不断强化柴油机的同时追求高可靠性，越来越多地应用电子控制技术，在更广泛的领域特别是汽车行业使用柴油机等等。为了实现这些目标，目前柴油机已应用和将要应用的先进技术主要有：高压喷射和电控喷射技术是目前国外降低柴油机排放的重要措施之一，高压喷射和电控喷射技术的有效采用，可使燃油充分雾化，各缸的燃油和空气混合达到最佳，从而降低排

6、放，提高整机性能；增压中冷技术是增加柴油机的空气量，提高燃烧的过量空气因数，降低大负荷工况排气烟度、PM排放量以及燃油消耗的有效措施；国外柴油机目前一般采用共轨新技术、四气门技术和涡轮增压中冷技术相结合，使发动机在性能和排放限值方面取得较好的成效，能满足欧3排放限值法规的要求；柴油机后处理技术的目标是进一步改善PM和NOX的排放。目前主要采用加装氧化型催化转化器和研究开发NOX催化转化器以及具有良好再生能力的微粒捕集器；燃烧劣质柴油或者使用柴油添加剂；排气再循环（EGR）是目前发达国家先进内燃机中普遍采用的技术，其工作原理是将少量废气引入气缸内，这种不可再燃烧的CO2及水蒸汽废气的热容量较大，

7、能使燃烧过程的着火延迟期增加，燃烧速率变慢，缸内最高燃烧温度下降，破坏NOX的生成条件。EGR技术可使机动车NOX排放明显降低，但对重型车用柴油机而言，目前倾向于使用中冷EGR技术，因为其不仅能明显降低NOX，还能保持其他污染物的低水平；降低机油消耗，即在保证发动机正常运转的前提下，最大限度地减少机油的消耗。柴油机排放的颗粒物中，有相当一部分来自馏分较重的机油的燃烧。为了满足日益严格的柴油机（车）排放限值标准的要求，必须把来自机油的燃烧降至最低限度。为了降低柴油机的机油消耗，活塞环的优化设计和制造及缸套间的科学配置非常重要。4随着柴油机技术的飞速发展，对燃油喷射系统提出了以下基本要求：(1)能

8、够产生足够高的喷射压力，以保证燃料良好的雾化、混合气的形成与燃烧；(2)能保证柴油机安全、可靠地工作；(3)对应于柴油机每一工况能精确、及时地控制每循环喷入气缸的燃料量，当工况一定时，各循环的喷油量应当一致。对于多缸柴油机而言，各缸的喷油量应当均匀；(4)在柴油机运转的整个工况范围内，尽可能保持最佳的喷油时刻、喷油持续期与理想的喷油规律；(5)可靠耐用，结构简单，制造容易，维修方便。归纳起来，就是要求燃油喷射系统能在品质（高压喷雾与喷油规律）、可靠性、喷油数量（油量精确控制）、喷油时间（喷油始点和持续期）等方面满足与柴油机的匹配要求，以保证柴油机在达到动力性能指标并保证可靠性的前提下，满足对其

9、在经济性与排放指标方面日益严格的要求。1.2燃油喷射系统的发展趋势提高功率、节约能源和改善排放已成为当今柴油机发展的必然趋势。因此，要求燃油喷射系统也向高性能化发展。现代柴油机对燃油喷射系统，特别是高压系统应符合这些特征：(1)高喷油压力；(2)良好的喷雾特性；(3)能根据负荷和转速变化，自动灵活地调节喷油始点和喷油量；(4)喷油率得到优化；(5)工作可靠性高，使用寿命长。提高喷油压力能加大油束喷入燃烧室的速度，减少喷雾的油滴尺寸，改善雾化质量，从而降低油耗率和有害污染物排放。提高喷油压力的主要途径有：提高喷油泵凸轮转速、增大柱塞直径、缩小油路的高压容积、减少高压油路截面的变化、提高喷油嘴开启

10、压力。改善喷雾特性的主要方法：除了提高燃油品质、运用环境和喷油嘴型式以外，还有提高喷射压力，改变喷孔直径和提高喷油嘴开启压力等方法。从理论和实践来看，自动灵活地调节喷油始点和喷油量的最优方案是电子控制的燃油喷射系统。虽然机械式燃油喷射系统通过改变柱塞螺旋线和进回油孔的结构参数，加装喷油提前装置等办法也能调节喷油始点和喷油量，但其控制精度和控制范围无法与电子控制式的相比。改善喷油率可以通过凹弧凸轮、两级开启式喷油器、两段升程式喷油器、电子控制的燃油喷射系统等方法来实现。提高油泵油嘴的工作可靠性主要是通过结构优化来减轻运动件的接触应力，在保证喷射稳定性和足够的喷射压力的前提下，降低喷油泵、喷油器的

11、机械负荷。电子控制的燃油喷射技术，是根据柴油机工作特性，应用现代电子技术和控制理论，对喷射参数进行自动控制，以达到降低油耗，减轻排气污染，改善动力性能，降低噪音，提高可靠性的目的，从而实现柴油机性能的优化，是实现柴油机电子控制的核心和关键之一。电子控制的燃油喷射技术的应用宣告柴油机技术的发展进入一个新的阶段，与上个世纪的机械喷射代替空气喷射和增压中冷技术的意义一样深远，柴油机技术发展的第三次飞跃。目前国外高速小型柴油机上采用电子控制的燃油喷射技术已经比较普遍和完善。20世纪90年代，这一技术在国外柴油机上也迅速推广。目前欧美发达国家不仅新造的柴油机上普遍采用电喷技术，而且在旧车改造方面也有计划

12、地逐步普及这项技术。1.3本项研究的总体设计方案1.3.1设计背景2v85F柴油机为中速柴油机，所使用的喷油泵为喷油泵。随着排放和节能的要求不断提高，燃油喷射系统中所使用的型喷油泵、喷油泵下体、喷油器、高压油管在运用中也时常出现可靠性不足，如：柱塞卡死、出油阀断裂、齿杆窜油、滚轮体定位销钉失效、针阀偶件寿命偏低、高压油管泄漏等等问题。1.3.2设计方案本选题研究的重点是为2v85F柴油机配置安全、可靠、节能的燃油喷射系统。保证该系列柴油机的动力性、经济性、使用可靠性、减少对环境的污染。通过对燃油喷射系统技术的深入研究，围绕燃油喷射系统中的喷油泵、喷油器、喷油泵下体及高压油管进行研制，以使燃油系

13、统能够根据柴油机的运转情况，在最佳时刻将一定数量的燃油，以一定的压力雾状喷入气缸内，以便与气缸内的空气充分混合燃烧，使燃油的化学能转变为机械能，实现功率输出。本章小结本设计主要是使2v85F柴油机燃油喷射系统能在品质（高压喷雾与喷油规律）、可靠性、喷油数量（油量精确控制）、喷油时间（喷油始点和持续期）等方面满足与柴油机的匹配要求，以保证柴油机在达到动力性能指标并保证可靠性的前提下，满足对其在经济性与排放指标方面日益严格的要求。本设计是从2v85F柴油机燃油喷射系统所包含的喷油泵、喷油器、喷油泵下体、高压油管、驱动凸轮五个部分着手，对2v85F柴油机燃油喷射系统进行总体的研究分析。其中喷油泵部分

14、采用滑阀式喷油泵设计；喷油器部分采用长型p系列喷油器设计；喷油泵下体采用滑销式喷油泵下体设计；高压油管采用推力环结构设计。2 柴油机的热力计算2.1 假设前提1) 把参与实际循环的工质看做由纯燃烧产物和纯空气组成；2) 换气后，缸内工质仅为新鲜空气与残余废弃混合物；3) 压缩期，缸内不存在没有燃烧的燃油；4) 燃油只是在燃烧前不久和燃烧进行中按预定的燃烧规律喷入气缸；5) 燃烧期，仍然在均质气体的假定下进行计算；6) 不完全燃烧所造成的热损失不计，燃烧终了时，认为燃油燃尽；7) 缸内燃油只是以已然燃油的形式出现，而不考虑已然燃油和未然燃油在高温下的热分解作用。2.2 柴油机的工作过程计算 2.

15、2.1 原始参数及已知条件1) 柴油机型号：S195柴油机；2) 燃烧室形式：涡流室；3) 增压方式：非增压；4) 冲程数：4；5) 转速：2000 r/min；6) 气缸数 Z：1；7) 气缸直径D：95mm；8) 行程S：115mm；9) 压缩比：20；10) 燃料重量成分：0.86C，0.13H，0.01O； 11) 燃料低热值：10140 kcal/kg；12) 环境压力：1.0 kgf/=0.098MPa；13) 环境温度：293 K。2.2.2. 热力分析选取参数1) 平均有效压力:0.65MPa；2) 过量空气系数：1.4；3) 排气温度：800K；4) 残余废弃系数：0.04；

16、5) 排气管压力：1.1 =0.1MPa；6) 进气系统压力：1.0 =0.098MPa；7) 压缩多变指数：1.368；8) 膨胀多变指数：1.22；9) 热量利用系数：0.7；10) 示功图丰满系数：0.94；11) 机械效率：0.72；12) 压缩始点压力：0.85 2.2.3 热力分析计算参数1) 气缸工作容积：=0.000815 ；2) 压缩终点容积：=4.29 ；3) 燃烧1公斤燃料理论所需空气量：=0.495 ；4) 进气充量公斤摩尔数：=；5) 理论分子变更系数：6) 实燃烧产物公斤摩尔数：3；7) 实际分子变更系数; 8) 进气系统温度：9) 压缩始点温度：10) 充量系数：

17、=0.76011) 压缩终点压力： 12) 压缩终点温度： 13) 压力升高比： 14) 定容燃烧终点温度： 15) 最高燃烧温度： 其中， 查得 =7.88，所以，代入有 =1900 所以16) 初期膨胀比：17) 燃烧终点气缸容积： 18) 膨胀终点压力： 19) 膨胀终点温度; 20) 理论平均指示压力：=21) 实际平均指示压力：22) 平均有效压力： =6.04823) 有效功率：24) 指示热效率： 25) 有效热效率：26) 有效燃油消耗率; =287.4g/kw.h27) 进气流量： 本章小结结合总体的性能要求，根据具体的参数对燃油供给系统后面的标定工况喷油量、设计喷油量、工况

18、几何供油量、启动喷油量以及怠速喷油量做先期的计算，为后面的设计和计算提供有力的数据保证。3 燃油喷射系统的设计3.1 喷油泵设计 现代柴油机常用的柱塞泵大多属于滑阀式喷油泵。其特点是采用定升程凸轮驱动柱塞，柱塞上有倾斜的控油陵边，通过操纵机构使柱塞转动，改变喷油的有效行程实现燃油计量，并保证在有效行程中有较大的柱塞速度。 3.1.1 喷油泵工作原理 工作时，在喷油泵凸轮轴上的凸轮与柱塞弹簧的作用下，迫使柱塞作上、下往复运动，从而完成泵油任务，泵油过程可分为以下三个阶段。1.进油过程当凸轮的凸起部分转过去后，在弹簧力的作用下，柱塞向下运动，柱塞上部空间（称为泵油室）产生真空度，当柱塞上端面把柱塞

19、套上的进油孔打开后，充满在油泵上体油道内的柴油经油孔进入泵油室，柱塞运动到下止点，进油结束。2.供油过程当凸轮轴转到凸轮的凸起部分顶起滚轮体时，柱塞弹簧被压缩，柱塞向上运动，燃油受压，一部分燃油经油孔流回喷油泵上体油腔。当柱塞顶面遮住套筒上进油孔的上缘时，由于柱塞和套筒的配合间隙很小（0.0015-0.0025mm）使柱塞顶部的泵油室成为一个密封油腔，柱塞继续上升，泵油室内的油压迅速升高，泵油压力出油阀弹簧力+高压油管剩余压力时，推开出油阀，高压柴油经出油阀进入高压油管，通过喷油器喷入燃烧室。3.回油过程柱塞向上供油，当上行到柱塞上的斜槽（停供边）与套筒上的回油孔相通时，泵油室低压油路便与柱塞

20、头部的中孔和径向孔及斜槽沟通，油压骤然下降，出油阀在弹簧力的作用下迅速关闭，停止供油。此后柱塞还要上行，当凸轮的凸起部分转过去后，在弹簧的作用下，柱塞又下行。此时便开始了下一个循环。 3.1.2 喷油泵结构柱塞泵的泵油机构包括两套精密偶件：柱塞和柱塞套是一对精密偶件，经配对研磨后不能互换，要求有高的精度和光洁度和好的耐磨性，其径向间隙为0.0020.003mm柱塞头部圆柱面上切有斜槽，并通过径向孔、轴向孔与顶部相通，其目的是改变循环供油量；柱塞套上制有进、回油孔，均与泵上体内低压油腔相通，柱塞套装入泵上体后，应用定位螺钉定位。柱塞头部斜槽的位置不同，改变供油量的方法也不同。出油阀和出油阀座也是

21、一对精密偶件，配对研磨后不能互换，其配合间隙为0.01。出油阀是一个单向阀，在弹簧压力作用下，阀上部圆锥面与阀座严密配合，其作用是在停供时，将高压油管与柱塞上端空腔隔绝，防止高压油管内的油倒流入喷油泵内。出油阀的下部呈十字断面，既能导向，又能通过柴油。出油阀的锥面下有一个小的圆柱面，称为减压环带，其作用是在供油终了时，使高压油管内的油压迅速下降，避免喷孔处产生滴油现象。当环带落入阀座内时则使上方容积很快增大，压力迅速减小，停喷迅速。3.1.3 所选喷油泵主要参数及技术性指标查表可粗略计算所选泵型：喷油泵型式I号单体柱塞泵喷油泵结构拉杆-拨叉最大转速1500r/min凸轮行程 7mm柱塞直径 8

22、mm最大供油量范围60150： ： 出油阀直径全升程减压升程： 63.6mm1.8mm进油孔直径回油孔直径： 2.5mm2.5mm 3.1.4 喷油泵的选型及元件尺寸的确定3.1.4.1 柱塞直径：按喷油量选择设计时可取标定喷油量的1.21.3倍作为设计油量32.92，根据值查图14-50即可求得柱塞直径 3.1.4.2 柱塞升程1）几何有效升程 已知几何供油量和柱塞直径，可有下式求出相应的几何有效行程，=1.272) 全升程H几何有效升程与全升程H之比为。初选时一般非增压柴油机时可用下式计算：H=（3.54）= 3）列线图解 按照柴油机的基本计算公式和喷油泵的性能，工作能力范围可绘制列线图，

23、从而可用图解法初步选型和确定柱塞直径等的依据。几种中小型喷油泵的列线图如14-54（a）4）对供油压力的初步考虑：供油设备应按照柴油机燃烧系统所需的供油速率供油，因而需要喷油泵提供相应的供油压力。设计时必须要注意最大供油压力应在喷油泵允许范围内。一般柱塞式喷油泵允许的最大峰值压力为400600，可满足一般非增压柴油机的需要。随着柴油机强化程度的提高，喷油压力也相应的增加，尤其是增压和中冷高增压柴油机要求喷油泵能够承担更高的压力，因而需要采用强化泵。现代高强化型单体泵允许的峰值压力可达11001500，合成泵也可达8001300。图14-55为不同燃油系统供油速率与最大喷油压力之间的关系。3.1

24、.4.3 滚轮-挺柱体1.所设计的喷油泵所用挺柱体结构如下表 结构形式名称 简 要 说 明垫块调节式用正时垫块调整H值，但须注意:1) 装配时要分级选配，都用户不便。如提高加工精度，滚轮销孔用磨削加工，并用过度配合可不分级。2) 柱塞底部和垫块之间的间隙不易控制，如间隙较大，噪声增加，并因柱塞冲击，加快磨损。2.滚轮采用的定位方式：结 构 形 式名称厂牌油泵型号配合间隙（mm）简要说明 销 钉 定 位法国SIGMACMS0.20.3结构与定位螺钉方式相似，为防止螺钉松动而将定位和锁紧放开3.2柱塞偶件 根据缸径与柱塞之间的关系图以及的值参照下图3-1、3-2初步确定柱塞直径为 mm图3-1 柱

25、塞直径与缸径的关系非增压柴油机 -增压柴油机图3-2 喷油量与柱塞直径的关系选定喷油泵柱塞直径及相应的供油关系，根据喷油泵的系列规范定柱塞偶件相关的参数，参见下图3-5、3-6柱塞：根据3-6 b） 选定37mm根据3-6 a） 选定20mm根据3-6 c） 选定1.5mm根据3-6 c） 选定8.5mm根据3-6 d） 选定2mm根据3-6 d） 选定1mm根据3-6 d） 选定3.5mm柱塞套：根据图3-3、3-4的一系列图表，对柱塞套的相关参数设计如下 mm、 mm、 mm、 mm、 mm 图3-4 柱塞套主要尺寸与dn关系 图3-5 螺旋柱塞结构 图3-6 柱塞与头部主要尺寸比例 a)

26、径与l2 b)柱塞直径与l1 c)螺旋柱塞头部 d)斜槽柱塞头部柱塞头部形状以及控油棱边角度： 根据供油量发动机工作性能关于喷油泵的要求，选定柱塞头部形状为左旋棱边下置式螺旋槽结构（具体参见图3-7），此形状可随着柱塞旋转角度的改变改变供油终点从而达到改变喷油量的目的。柱塞全升程为8mm，又根据图3-8柱塞升程H与螺旋导程t的关系线图 图3-7 左旋棱边下置 图3-8 柱塞升程H和螺旋导程t选定t=12mm。 螺旋槽柱塞展开如图3-9所示，控油棱边为一直线。图中为基准线，d0为进回油孔直径，为停油位置，为最大油量位置。由图可知螺旋升角和螺旋导程t的关系为 如通过HH面的控油棱边所对应的母线长度

27、为l0，油孔直径为d0有效行程为he0，则 相对于HH面转过角后，控油棱边所对应的母线长度为l，则 图3-9 螺旋槽柱塞头部展开 对应于l的柱塞有效行程he为 柱塞每循环供油量为 柱塞偶件配合间隙及相关关系参见表3-1及图3-10表3-1 柱塞偶件配合间隙推荐值 柱塞套回油孔横截面上的间隙 图3-10 柱塞偶件颈部密封性与安装轴向力的关系3.1.4.3 出油阀偶件的设计与计算 出油阀直径：根据下图3-11中出油阀直径与柱塞直径和图3-12以及图3-13中减压容积与循环供油量和出油阀直径的关系线图 图3-11 出油阀直径与柱塞直径 图3-12 FZ5I出油阀流通特性 图3-13 减压容积与循环供

28、油量和出油阀直径 a)循环供油量与减压容积 b)出油阀直径与减压容积选定出油阀直径d1=6mm。又根据上图以及减压容积V0的计算公式 从而推出h0=1.8mm。体积减压式出油阀偶件的其他尺寸的设计及选取另参见下图3-14，并把相关设计选取尺寸列表如下 图3-13 出油阀偶件结构参数根据图3-13 a） 选定D1=14mm根据图3-13 b） 选定G=14mm根据图3-13 c） 选定 d2=10mm根据图3-13 d） 选定 d0=7mm根据图3-13 e） 选定 d1=6mm根据图3-13 f） 选定 a=5mm另确定导向筋宽度为1.5mm 3.1.4.4 柱塞弹簧的设计与计算弹簧数据：钢丝

29、直径 d=2mm钢丝中径 D=18mm有效圈数 n=7 圈总圈数 n1=9 圈自由高度 H=30mm组装时的弹簧高度 H1=23.5mm工作时弹簧的高度 H2=15.5mm弹簧指数C 弹簧刚度 3.92组装时的弹簧力p1 23.52N工作时的弹簧力P2 54.87N弹簧应力K 1.16组装时弹簧应力 156.32MPa工作时最大弹簧应力 364.68MPa 3.1.4.5 出油阀弹簧的设计与计算弹簧数据：钢丝直径 d=1.5mm钢丝中径 D=8.5mm有效圈数 n=7 圈总圈数 n1=9 圈自由高度 H=20mm组装时的弹簧高度 H1=16mm工作时弹簧的高度 H2=12.4mm弹簧指数C 弹

30、簧刚度 11.78组装时的弹簧力p1 47.11N出油阀的承压面积 38.48减压过程弹簧力 68.30N出油阀的开启压力 1.78工作时的弹簧力P3 89.53N弹簧应力K 1.27组装时弹簧应力 383.71MPa工作时最大弹簧应力 729.22MPa3.2 喷油器设计 3.2.1 喷油器工作原理 喷油器与喷油泵、燃油滤清器及高压油管路等配件组成柴油机的燃油供给系统，喷油器的作用是将喷油泵所供给的高压燃油雾化为微细均与的油粒，以特定的压力速度方向和时间喷入气缸燃烧室中。 在喷油泵的供油行程时，高压燃油经高压油管，进入喷油器内，燃油经进油管中的长孔道，从喷油器体和针阀体的进油孔进入针阀体油库

31、内，作用在针阀的锥面上，当燃油压力超过调压弹簧的予紧力（即喷油器的喷油压力）时，针阀被抬起，针阀密封锥面离开针阀体的座面，高压燃油经针阀体座面下部的压力室，由喷孔喷入燃烧室当喷油泵供油终止后，针阀体内的燃油压力急剧下降，针阀在调压弹簧压力下迅速回到原始位置，完成一个喷油过程，在整个喷油过程中，燃油以压力波的型式，以很高的速度从喷油泵端向喷油器传递，整个喷油过程仅为千分之几秒（燃油压力波形及针阀升程见下图3-14）图3-14 燃油压力波形及针阀升程 3.2.2 喷油器结构 该型喷油器由喷油嘴偶件、支座板、喷油器体、调压弹簧、弹簧座及进油管等零件组成。喷油嘴偶件是喷油器的关键部件（参见图3-15）

32、，由针阀体和针阀两个零件组成，它们是以极小的间隙配合的一对精密仪器，不能单个零件调换。喷油嘴偶件与支座板、喷油器体的结合部靠精密加工的各平面机械密封，为保证喷油器体的进油孔道同支座板油道的正确连通，在该两零件之间安装有定位销。调压螺栓用于调整弹簧的予紧力，以控制喷油器的喷油压力。喷油器在柴油机缸头上安装时，压紧螺帽底部装有一个紫铜垫圈，用以防止气缸内燃气的上窜，喷油器体径部装有O型密封圈，防止缸头上部的润滑油下渗到喷油器的燃油回油管道内。喷油器的进油管从缸头侧面拧入喷油器体上，端部亦用紫铜垫圈密封。喷油器体的中间部位钻有横孔，喷油器工作时，从喷油嘴偶件的配合间隙和各密封平面处泄漏出来的燃油从该

33、孔流出后，经缸头上的进油管安装孔的通道流入回油管。 图3-15 喷油器结构图1 压力室；2喷油嘴；3针阀；4喷油嘴紧固螺母；5顶杆；6进油管接头；7喷油器体；8调压弹簧；9调压螺钉 3.2.3 喷油器主要参数及技术性指标喷油器型式 闭式喷油器喷油嘴偶件型式 轴针式S系列调压方式 体外垫片调整针阀升程 0.7mm针阀密封锥面角度 60o喷孔直径 喷雾角 4o段流量系数 0.6喷油压力 145 3.2.4 设计计算3.2.4.1 流通界面计算 对于轴针式喷油嘴，本设计采用作图法（3-16所示），以针阀升程作为横坐标，来表示不同升程所对应的流通界面。直线OO表示针阀体底端面，其余横线分别表示针阀升程

34、，间距为0.1mm（以50:1的比例作图）。 图3-16 几何流通截面由此做出ZS4S1喷油嘴的流通特性为317示 图3-17 ZS4S1喷油嘴的流通特性 图3-18 喷孔总面积与气缸直径又根据图318可知上述设计满足喷射要求。 3.2.4.2 座面冲击应力计算座面冲击应力系喷射终了针阀落座时撞击针阀体座面而产生的应力。它对座面密封性影响很大。为了计算喷油器内部运动件参数选择对冲击力的影响，先建立针阀冲击过程的力学模型。产生冲击力的运动过程是：当柱塞套回油孔被打开，高压系统油压下降，针阀在调压弹簧的作用下落回，高速冲击针阀体密封座面。在工作过程中喷油器固定在柴油机气缸盖上，可以把针阀体看成是刚

35、性壁面。而针阀在与座面相撞时所产生的变形量与此时系统内弹簧的变形相比，可忽略不记。所以可以把上述系统简化为一弹性杆向一刚壁上的撞击。理论计算不可能将实际中的所有因素都考虑进去，计算采取对比计算，计算结果主要提供一个评价方法。冲击应力计算公式提出几个基本假设：运动件在运动时忽略摩擦力；运动件由针阀、弹簧下座、调压弹簧组成，其中调压弹簧的质量的1/3计入运动件总质量之中；终止喷油时，油腔内油压是瞬时撤去的；针阀与针阀体座面之间为金属碰撞，不存在其他物质。根据应力波理论推导出的座面冲击应力计算公式进行各方案的计算。应力波理论的座面冲击应力公式为： 公式中各符号的意义、每个方案的各参数取值，以及计算结

36、果均在表3-2中详细列出。各符号意义参数取值和计算结果中孔直径D(mm)6各符号意义参数取值和计算结果过渡杆直径d(mm)3.5承压面积A0=(D2-d2)/4(mm2)18.65开启压力P0(MPa)14.5弹簧力Fs=P0A0(N)270.47针阀最大座面直径d1(mm)3.3压力室或倒角处直径d2(mm)3截面系数K=d2/(d12-d22)6.482=d2/D20.34钢的弹性模量E(pa)2.061011材料密度0(kg/m3)7.9103弹簧的刚性系数KP(N/m)126103弹簧质量M弹(kg)3610-3针阀和弹簧下座质量M针(kg)(16+10)10-3运动件质量M=1/3M

37、弹+M针(kg)3810-3升程L(m)0.710-3座面冲击应力计算值(MPa)401.9许用应力 (MPa)858.43.2.4.3 调压弹簧应力计算1.相关参数（1）调压弹簧的结构参数弹簧钢丝直径d=2.3mm； 弹簧中径D=7（mm）；弹簧自由高度F0=47mm； 弹簧有效圈数n=6.5；弹簧旋绕比 C=D/d=3.04；弹簧曲度系数 1.57（2）喷油器工作参数开启压力最大值 P0=14.5（MPa）；针阀圆柱工作面直径 d1=6mm；针阀密封锥面底径 ds=3.5mm；针阀最大升程 h=0.7mm；2.调压弹簧刚度计算调压弹簧刚度计算公式： G：材料切变模量（N/mm2），取G=8

38、.0104 N/mm2将前述的弹簧钢丝直径d、弹簧中径D、材料切变模量G、弹簧有效圈数n代入公式中得到：初步选定的单个弹簧的刚度P=125.52 N/mm。3调压弹簧应力计算调压弹簧在最大升程时的应力为喷油嘴针阀完全落座和最大升程时弹簧变形所引起的应力之和。（1） 针阀完全落座时调压弹簧预压缩力P将前述的喷油嘴开启压力P0、针阀圆柱工作面直径d1、针阀密封锥面底径ds代入式中，得到预压缩力P=270.47MPa。针阀完全落座时的初始应 将前述求得的弹簧旋绕比C、弹簧曲度系数K、预压缩力P，以及弹簧钢丝直径d代入公式中，得到初始静应力=621.72N/mm2。（2） 弹簧处于针阀最大升程时，弹簧变形h所引起的应力将