專利名稱：一種可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本實(shí)用新型涉及一種彈簧，特別是一種具有變節(jié)距結(jié)構(gòu)、可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧。
背景技術(shù)：
柱塞彈簧分列在噴油泵柱塞左右兩側(cè)，分擔(dān)端面凸輪與柱塞之間的負(fù)荷，保證柱塞的正常的往復(fù)工作。噴油泵工作時(shí)，在端面凸輪與柱塞彈簧的作用下，柱塞作上、下往復(fù)運(yùn)動，從而完成泵油任務(wù)，實(shí)現(xiàn)低壓燃油與高壓燃油的轉(zhuǎn)換。柱塞彈簧是柱塞式噴油泵中最重要的承載件，其作用是保證柱塞復(fù)位，在整個(gè)工作循環(huán)過程中承受著高應(yīng)力、高頻率的往復(fù)運(yùn)動。在噴油泵工作過程中，柱塞彈簧承受周期性高頻交變力的作用，因而柱塞彈簧必須具備足夠的剛度及自振頻率。目前噴油泵所使用的柱塞彈簧為普通的等節(jié)距彈簧，在壓 縮過程中承載力與壓縮量的變化成線性關(guān)系。根據(jù)機(jī)械手冊設(shè)計(jì)要求彈簧的自振頻率與迫振頻率的比值需大于10，否則在使用過程中易受共振而產(chǎn)生早期疲勞斷裂。經(jīng)觀察表明柱塞彈簧發(fā)生早期疲勞斷裂的位置基本上集中在彈簧的中部，這說明柱塞彈簧中部承受的振動及載荷高于兩側(cè)。就目前等節(jié)距彈簧的結(jié)構(gòu)而言，隨著載荷的增大，變形量也成呈線性增大，但彈簧等間距壓縮其剛度并沒有隨著載荷的增大而增大，不能很好的緩和在運(yùn)動過程中產(chǎn)生的振動，這是導(dǎo)致柱塞彈簧疲勞斷裂的主要因素。根據(jù)彈簧自振頻率計(jì)算公式fe =356000 X -1
nDA式中D----彈簧中徑(mm), η----彈簧有效圈數(shù)，d----彈簧絲徑(mm)按照常規(guī)設(shè)計(jì)思路，可以通過改變彈簧的中徑、絲徑和有效圈數(shù)來改變彈簧自振頻率。但是，一方面彈簧參數(shù)的改變受到噴油泵結(jié)構(gòu)的制約，另一方面通過試驗(yàn)表明，一定程度的改變彈簧參數(shù)對于提高彈簧抗振能力的作用并不明顯。因此，需要從改變彈簧的結(jié)構(gòu)入手，使之受力狀態(tài)更為合理方面研究進(jìn)行相應(yīng)的改進(jìn)，提高柱塞彈簧的抗振能力。

實(shí)用新型內(nèi)容本實(shí)用新型所要解決的技術(shù)問題旨在克服現(xiàn)有技術(shù)之缺陷，提供一種通過改變柱塞彈簧等節(jié)距結(jié)構(gòu)，使之受力狀態(tài)更為合理的可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧。本實(shí)用新型所稱問題是由以下技術(shù)方案解決的一種可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，它為等直徑、等絲徑壓縮彈簧，節(jié)距Ρ=(1+δ，特別之處是，所述柱塞彈簧的間距δ為變量，δ值由柱塞彈簧兩端向中間對稱漸
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>曰ο上述可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，所述柱塞彈簧包括六段間距，在相對柱塞彈簧中間對稱位置的間距其值相等，分別為S1、δ2、5 3, δ 、δ2、δ 3的關(guān)系如下δ 2=1. 25-1. 75 δ I, δ 3=1. 05-1. 15 δ 2。上述可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，所述位于該柱塞彈簧兩端的間距值δ I與柱塞彈簧絲徑d的關(guān)系為δ 1=0. 38-0. 42 d。本實(shí)用新型針對噴油泵柱塞彈簧易因共振發(fā)生早期疲勞斷裂的問題，對柱塞彈簧的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，采用變節(jié)距結(jié)構(gòu)。所述變節(jié)距結(jié)構(gòu)是彈簧節(jié)距在彈簧軸向上由兩端向中間逐漸增大，隨節(jié)距的改變彈簧在壓縮過程中承載力與壓縮量的變化呈非線性關(guān)系，使彈簧在壓縮過程中彈簧中部剛度和自振頻率增大，滿足自振頻率與迫振頻率比值大
于10的要求，消除或緩和共振而產(chǎn)生的“顫振”現(xiàn)象，防止柱塞彈簧因共振而引起的早期斷
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圖1是本實(shí)用新型的結(jié)構(gòu)示意圖；圖2是普通柱塞彈簧的結(jié)構(gòu)示意圖。
具體實(shí)施方式
參看圖2，現(xiàn)有噴油泵使用的普通柱塞彈簧為等節(jié)距，其節(jié)距為P為定值，p=d+ δ，d是指彈簧絲徑，D為彈簧中經(jīng)。以2. 8TD1-2噴油泵柱塞彈簧為例，其最高轉(zhuǎn)速為1700r/min,柱塞彈簧的工作頻率為1700X4=6800次/min,進(jìn)行共振驗(yàn)算
fgI· >10滿足要求
tr依據(jù)的計(jì)算公式彈簧自振頻率fe =356000X
nD彈簧的迫振頻率fr =油泵最高轉(zhuǎn)速X缸數(shù)/60所用柱塞彈簧的參數(shù)D——彈簧中徑(mm)=13. 9 (mm)η——彈簧有效圈數(shù)=6. 5d----彈簧絲徑(mm) =3. 4 (mm) 計(jì)算得出自振頻率計(jì)算得出迫振頻率
產(chǎn) 356000*3 4
fe=, = %3J9Hz
6.5 本 Dffr = ^E!=l13J3Hz
60
L !!!ZLg零fr 11133因?yàn)閺椈傻淖哉衽c迫振頻率的比值小于10，而且彈簧中部承受的振動及載荷高于兩側(cè)，所以在柱塞彈簧運(yùn)動的過程中容易因共振而產(chǎn)生早期失效疲勞斷裂。參看圖1，本實(shí)用新型所述柱塞彈簧為變節(jié)距彈簧，其間距δ為變量，δ值由柱塞彈簧兩端向中間對稱漸增。在相對柱塞彈簧中間對稱位置的間距其值相等，分別為S1、δ 2、δ 3，δ1、δ 2、δ 3 的關(guān)系如下δ 2=1. 25-1. 75 δ I, δ 3=1. 05-1. 15 δ 2。δ I 與柱塞彈簧絲徑d的關(guān)系為δ 1=0. 38-0. 42 d。該結(jié)構(gòu)基于噴油泵柱塞彈簧在開始壓縮的時(shí)候所承受載荷較小，小節(jié)距就能夠滿足載荷的壓縮量，隨著噴油泵工作過程中彈簧所受載荷不斷增大，彈簧間距較小處首先并圈，彈簧的有效圈數(shù)、剛度、自振頻率發(fā)生變化，即彈簧的有效圈數(shù)減少，彈簧的節(jié)距逐漸增大，剛度也逐漸增大，這樣能夠承受大載荷且彈簧的壓縮量不大，這種非線性彈簧特性能夠緩解高頻率的往復(fù)運(yùn)動帶來的振動，使其承受更高的載荷。而對于是等間距的彈簧，壓縮過程中有效圈數(shù)不發(fā)生變化，其剛度值也是不變的。以下以本實(shí)用新型用于2. 8TD1-2噴油泵為例進(jìn)行共振驗(yàn)算目前2.8TD1-2噴油泵最高轉(zhuǎn)速為1700r/min，柱塞彈簧的工作頻率為1700X4=6800次/min,所用柱塞彈簧的絲徑d=3. 4 (mm)，彈簧的有效圈數(shù)n=6. 5, δ 1=1. 35(mm) - δ 2=1. 8 (mm)、δ 3=1. 95 (mm),彈簧中經(jīng) D=13. 8 (mm)。試驗(yàn)表明柱塞彈簧的剛度、間距及與彈簧絲徑關(guān)系如下表
權(quán)利要求1.一種可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，它為等直徑、等絲徑壓縮彈簧，節(jié)距Ρ=(1+δ，其特征在于所述柱塞彈簧的間距δ為變量，δ值由柱塞彈簧兩端向中間對稱漸+ >曰ο
2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，其特征在于所述柱塞彈簧包括六段間距，在相對柱塞彈簧中間對稱位置的間距其值相等，分別為S1、δ2、5 3,δ1、δ 2、δ 3 的關(guān)系如下δ 2=1. 25-1. 75 δ I, δ 3=1. 05-1. 15 δ 2。
3.根據(jù)權(quán)利要求2所述的可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，其特征在于所述位于該柱塞彈簧兩端的間距值δ I與柱塞彈簧絲徑d的關(guān)系為δ 1=0. 38-0. 42 d。
專利摘要一種可提高疲勞強(qiáng)度的噴油泵柱塞彈簧，用于解決噴油泵柱塞彈簧易因共振發(fā)生早期疲勞斷裂的問題。技術(shù)方案是所述噴油泵柱塞彈簧，它為等直徑、等絲徑壓縮彈簧，節(jié)距p=d+δ，特別之處是，所述柱塞彈簧的間距δ為變量，δ值由柱塞彈簧兩端向中間對稱漸增。本實(shí)用新型采用變節(jié)距結(jié)構(gòu)，即彈簧節(jié)距在彈簧軸向上由兩端向中間逐漸增大，隨節(jié)距的改變彈簧在壓縮過程中承載力與壓縮量的變化呈非線性關(guān)系，使彈簧在壓縮過程中彈簧中部剛度和自振頻率增大，滿足自振頻率與迫振頻率比值大于10的要求，消除或緩和共振而產(chǎn)生的“顫振”現(xiàn)象，防止柱塞彈簧因共振而引起的早期斷裂。
文檔編號F16F1/00GK202833796SQ20122043172
公開日2013年3月27日 申請日期2012年8月29日 優(yōu)先權(quán)日2012年8月29日
發(fā)明者尚旭光, 梁振濤 申請人:長城汽車股份有限公司