РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ  ДИЗЕЛЯ



РОССИЙСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ  ТРАНСПОРТА

__________________________________________________________

Кафедра «Электропоезда и локомотивы»

 

 

Балабин В.Н., Васильев В.Н.                                                 

 

Расчёт СИЛ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ и

выбор элементов конструкции тепловозного дизеля

 

 

Методические указания к курсовой работе

 

по дисциплине «Тепловозные двигатели внутреннего сгорания»

 

Специальность 23.05.03 «Подвижной состав железных дорог»

Специализация «Локомотивы»

 

М о с к в а - 2020


СОДЕРЖАНИЕ

 

 

 

 

Введение

 

 

1. Расчёт сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) дизеля

2. Расчёт и построение векторной диаграммы сил, действу­ющих на шейку коленчатого вала дизеля

 

 

3. Расчёт   основных деталей  КШМ  дизеля

 

 

4. Индивидуальное задание

Заключение

 

2  

 

 

 
6.

Список рекомендуемой литературы

 

 
7.

 

 

 
 

Приложение 1.

Справочные данные по тепловозным дизелям

 

 
 

 

 

 
 

 

 

 
 

 

 

 
           

ВВЕДЕНИЕ

В соответствие с заданием студент должен проанализировать типы кривошипно-шатунных механизмов (КШМ), рассчитать силы, действующие в КШМ, построить векторные диаг­раммы сил, действующих на шейки коленчатого вала и подшип­ники, определить главные размеры поршня, пальца, шатуна, коленча­того вала, рассчитать и описать основные элементы узла, подлежащего подробной конструктивной разработке.

К моменту защиты курсовая работа должна быть оформлена в виде расчётной записки и графической части.

Расчётная записка должна включать следующие разделы:

1. Классификация КШМ в дизелях с примерами исполнения для дизелей отечественного и зарубежного производства.

2. Расчёт сил, действующих в КШМ дизеля и построение графиков изменения этих сил от угла по­ворота коленчатого вала.

3. Расчёт и построение векторной диаграммы сил, действу­ющих на шейку коленчатого вала дизеля.

4. Выбор конструкции основных узлов дизеля, применяемых материалов и обоснование принятых решений. 5. Выполнение индивидуального задания.    

Графическая часть работы (кроме эскизов и графиков, входящих в состав расчётной записки) состоит из листа по индивидуальному заданию. По согласованию с преподавателем графическая часть может также отражать результаты самостоятельного исследо­вания студента.

В данных  методических  указаниях справочные данные подчеркнуты двойной чертой.


РАСЧЁТ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В КРИВОШИПНО-ШАТУННОМ МЕХАНИЗМЕ ДИЗЕЛЯ

 

Определение сил и моментов, действующих в кривошипно-шатунном механизме (КШМ) двигателя, необходимо для расчёта деталей на прочность, определения основных размеров подшип­ников, оценки уравновешенности, а также для сравнения его нагруженности с аналогичными серийно вьшускаемыми двигате­лями.

Схема сил, действующих на детали КШМ двигателя, приведена на рис.1.

За время совершения полного рабочего цикла силы из­меняются по величине и направлению в зависимости от угла по­ворота кривошипа коленчатого вала.

В данной работе значения действующих сил определяются для ряда последовательных положений поршня в течение рабочего процесса при заданной угловой скорости коленчатого вала и но­минальной мощности дизеля.

Расчёт сил, действующих в кривошипно-шатунном механизме (рис.1), ведётся с использованием программы, разработанной студентом для построения индикаторной диаграммы. С этой целью в блок-схему программы вставляются дополнительные блоки с уравнениями сил, действующих в КШМ.

Рекомендуется следующий порядок расчёта сил.

Задаются геометрическими размерами шатуна и радиуса кривошипно-шатунного механизма.

 

Рис.1 Схема сил

Радиус кривошипа ( R ) коленчатого ва­ла определяется по

величине хода поршня ( S ).

Длину шатуна L определяют, выбирая отношение

 в пределах 0,2 - 0,3. Меньшие значения относят­ся к двигателям средней быстроходности l = 0,2 - 0,25, а большие значенияl = 0,25 - 0,3 - к быстроходным.

В двухтактных двигателях с противоположно-движущимися поршнями (ПДП) величина l может быть уменьшена до 0,18.

Исходными данными и уравнениями при расчете сил являются силы воздействия избыточного давления газа на поршень:

 

 , Н         (1)

где FП - площадь поршня, м2;

  Рц, Р0 - давление рабочего тела в цилиндре и барометри­ческое давление, Па.

Силы инерции поступательно-движущихся масс поршня и шатуна вдоль оси цилиндра определяются по формуле:

 , Н   (2)

где mпд - масса поступательно-движущихся частей, кг;

  а - ускорение поршня, м/с2;

  w - угловая скорость вращения коленчатого вала, рад/с.

В соответствии с условиями работы и характеристикой дизеля студент выбирает материал поршня и по табл. 1 удель­ную величину массы поступательно-движущихся частей КШМ.

Таблица 1.

Тип двигателя Поршень m уд , кг/м2
  Из легких сплавов 1000 ¸ 1200
Средней быстроходности Составной 1300 ¸ 1700
  Чугунный 1600 ¸ 2000
  Из легких сплавов 700 ¸ 900
Быстроходный Составной 1000 ¸ 1200
  Чугунный 1300 ¸ 1500

 

Соответственно масса поступательно-движущихся частей КШМ будет:

 , кг

Суммарная сила, действующая на палец вдоль оси цилиндра, рассчитывается по формуле:

 , Н            (3)

Нормальная составляющая от разложения силы Р S на­правлена перпендикулярно к оси цилиндра и определяется по формуле:

N= P∑·tgß, Н                 (4)

Аналогичным образом находятся силы:

 , Н                       (5)

, Н        (6)

и сила, действующая по кривошипу:

 , Н       (7)

 

Для расчета сил по формулам (1 - 7) угол b определяется приблизительно:

 

 ,  (8)

 

Уравнения (1 - 7) включаются в блоки программы расчета индикаторной диаграммы, в соответствие с ранее выполненной курсовой работой.

Величины сил выводятся на печать.

Результаты расчетов на ПК включаются в пояснительную записку в качестве приложения. По результатам расчетов строятся диаграммы сил, действующих в КШМ.

На рис.2 показано примерное изменение сил газов в цилиндре, силы инерции поступательно-движущихся масс поршня и шатуна вдоль оси цилиндра и суммарной силы, действующей на палец вдоль оси цилиндра.

 

Рис.2. Изменение сил в четырёхтактном дизеле

 

На рис.3 приведены графики примерного изменения сил, действующих по шатуну, нормальной, тангенциальной и воздействующей на кривошип.  

 

 

Рис. 3. Изменение сил в четырёхтактном дизеле

 

Для получения бонуса к оценке желательно самостоятельно рассчитать силы с шагом по углу поворота коленчатого вала 20-30 градусов п.к.в., включив в расчёты характерные точки, соответствующие началу вспышки в цилиндре, максимальному давлению газов и максимальной температуры.

По полученным результатам построить диаграммы сил для заданного варианта дизеля.

 

 

2. РАСЧЁТ И ПОСТРОЕНИЕ ВЕКТОРНОЙ ДИАГРАММЫ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШАТУННУЮ ШЕЙКУ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА ДИЗЕЛЯ

Построение векторной диаграммы  или годограф сил производится для оценки величины и направления силы, действующей на шейку кривошипа при каждом его положении, а также ее максимального и среднего значений. У однорядного двигателя на шатунную шейку действуют тангенциальная сила Т, нормальная сила Z и центробежная сила С ШВ от вращающейся массы шатуна (см. рис. 1).

Сила С ШВ постоянна по величине и направлению действия по отношению к шатунной шейке и при заданной угловой скорости коленчатого вала определяется по формуле:

 , Н           (9)

 

где МШВ - масса шатуна, участвующая во вращательном движе­нии.

Принимают МШВ = МП при простом КШМ и МШВ = 2.МП для главного шатуна при наличии при­цепного шатуна V-образного двигателя.

Алгебраическая сумма нормальных сил, действующих на шей­ку Z ’ равна . Графически величину силы можно определить по кривой Z=f(j), сместив ось ординат на величину С ШВ.

В V-образном двигателе на шатунную шейку действует алгебраическая сумма сил Т S и Z ’ S правого и левого ци­линдров. Для упрощения расчета этих сил приняты допущения:

- индикаторные диаграммы в правом и левом цилиндрах идентич­ны, а поршни цилиндров соединяются с шатунной шейкой с помощью вильчатых или смещенных шатунов.

Силы Т S и Z ’ S определяют алгебраическим суммированием ординат кривых Т и Z ’, смещенных по абсциссе на угол фазового смещения рабочих циклов правого и левого цилин­дров. Для двухтактных двигателей этот угол равен углу развала цилиндров. Для четырехтактных двигателей можно принимать, что угол фазового смещения равен углу развала цилиндров плюс 3300 поворота коленчатого вала.

По полученным Т S и Z ’ S строится векторная диаграмма сил, действующих на шатунную шейку, как показано на рис.4.

Оси координат целесообразно связать с кривошипом. Начало координат располагают в центре шатунной шейки (точка 0, рис.8) ось абсцисс совпадает с направлением нормальной силы Т (или Т S для V-образного двигателя), а ось ординат - с направ­лением тангенциальной силы Z (или Z ’ S для V-образного двигателя).

 

 

Рис.4. Годограф сил шатунной шейки дизеля

 

Положительные направления осей координат можно условно определить так же, как и для сил Z и Т. Для каждого положения кривошипа, начиная от 00 и до конца цикла откладыва­ют в выбранном масштабе векторы сил Т( Q Т ) и Z ( Q Z ) (за вы­четом C ШВ) и строят суммарные векторы Q:

.

Концы векторов отмечают соответствующим утлом поворота кривошипа и соединяют последовательно плавной кривой, которая образует векторную диаграмму.

Радиусы-векторы, соединяющую точку 0 с точками на контуре векторной диаграммы, выражают по величине и направлению удельные силы Q, действующие на шатунную шейку вала при данных углах поворота кривошипа. Соответствующая каждому век­тору сила приложена к поверхности шейки в точке пересечения окружности шейки с линией действия вектора (точка А) и направлена к центру 0.

 

 


РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ КШМ  ДИЗЕЛЯ

Расчет выполняется с целью определения геометрических размеров основных деталей КШМ: коленчатого вала, поршня, шатуна. Перед расчетом студентом выбирается и дается обоснование конструкции указанных узлов КШМ, применяемых материалов.

Основные размеры коленчатого вала, поршня и шатуна определяются по условиям достаточной прочности и долговечности.

 

3.1. Коленчатый вал

Коленчатые валы тепловозных дизелей выполняют стальными (коваными или штампованными) или чугунными (литыми). Отечественные тепловозные дизели выполняются главным образом с коваными стальными (Д49, Д50, 1Д12) и чугунными литыми (Д100, 11Д45, Д70) коленчатыми валами.

Надежность коленчатого вала во многом зависит от рационального выбора его размеров и конструктивных форм, от характера его напряженного состояния, от усталостной прочности и сохранения исходного запаса прочности в процессе эксплуатации. При проектировании коленчатого вала необходимо стремиться к уменьшению его массы при одновременном обеспечении требуемой жесткости.

Особое внимание уделяется точности и чистоте обработки валов. Кроме того, коленчатые валы быстроходных двигателей подвергают балансировке.

Ориентировочные размеры стальных и чугунных коленчатых валов определяются из соотношений, представленных в табл.2.

Таблица 2.

Элементы конструкции

Материал вала

коленчатого вала Сталь Чугун
Диаметр коренной шейки (d к), мм (0,6¸1,0)Dц (0,85¸1,1)Dц
Диаметр отверстия в коренной шейке (d ок), мм (0,45¸0,6)dк (0,45¸0,55)dк
Диаметр шатунной шейки (d ш ), мм (0,6¸0,85)Dц (0,7¸0,85)Dц
Диаметр отверстия в шатунной шейке (d ош ), мм (0,45¸0,6)dш (0,25¸0,3)dш
Длина коренной шейки (l к ), мм (0,5¸0,7)dк (0,3¸0,48)dк
Длина шатунной шейки (l ш ), мм (0,65¸0,85)dш (0,55¸0,75)dш
Толщина щек (вк), мм (0,15¸0,4)Dц (0,2¸0,35)Dц
Ширина щек (в ), мм (0,9¸1,5)Dц (0,8¸1,7)Dц
Радиус галтели (r ), мм (0,05¸0,08)Dц (0,06¸0,07)Dц
Расстояние между осями цилиндров (i ), мм (1,35¸1,8)Dц (1,35¸1,8)Dц

 

Выбранные размеры шеек коленчатого вала проверяют на величины допускаемых удельных давлений и окружных скоростей v ср. Эти величины определяют условия работы подшипников и сроки их службы. При высоких удельных давлениях и окружных скоростях может происходить выдавливание масляного слоя, разрушение антифрикционного слоя подшипника и ускоренный износ шеек вала.

Максимальные удельные давления на подшипники рассчитываются:

· для коренной шейки  , Н/м2 ;

 

· для шатунной шейки  , Н/м2

где g - коэффициент, учитывающий степень увеличения нагрузки на коренную шейку за счёт соседних цилиндров:

g= 1,1 - 1,25 - для 4-х тактных двигателей;

g = 1,2 - 1,5 - для 2-х тактных двигателей;

РZ - максимальная сила от давления газа, действующая в цилиндре;

К’ max £ (10 - 20) МП а - для высокооборотных и средней оборотности двигателей;

 К’max £ (25 - 38) МПа - для V-образных форсированных двигателей.

Средние окружные скорости скольжения шеек:

 , м/с

где d - диаметр коренной и шатунной шейки, м.

Для тепловозных дизелей vср = 6,0 ¸ 10м/с.

Литые коленчатые валы дизелей изготавливаются из высокопрочных чугунов с шаровидным графитом, модифицированные ферродобавками с временным сопротивлением на разрыв металла не менее 5,0 МПа. Применяются также жаропрочные чугуны с повышенными механическими свойствами. Например, чугуны марок ВЧ60-2 и ВЧ50-2 позволяют применять поверхностное азотирование. В любом случае необходимо помнить, что снизить нагрузку на подшипники шатунной шейки коленчатого вала можно двумя путями: увеличивая диаметр шейки, или ее длину.

 

3.2. Поршни.

У современных форсированных тепловозных дизелей поршневая мощность достигает значений 55 кВт/ дм2 при Рz=12 - 14 МПа. Это приводит к существенному росту термических и механических нагрузок на поршни. Поэтому, как правило, поршни 2-х тактных, а также форсированных 4-х тактных дизелей выполняются охлаждаемыми.

Для изготовления поршней используют чугун, алюминиевые и магниевые сплавы, сталь. Чаще всего поршни изготавливают из чугуна и алюминиевых сплавов.

В зависимости от типа двигателя ориентировочно принимаются основные размеры поршня и составляется его эскиз. Для 4-х тактных дизелей «длинные» поршни принимаются при средней быстроходности и рядном расположении цилиндров. «Короткие» поршни преимущественно применяются в высокооборотных дизелях с V-образным расположением цилиндров.

Ориентировочные размеры поршней, поршневых пальцев и ко­лец определяютсяиз соотношений, представленных в табл. 3.

Таблица 3.

Параметры Значения для дизелей
Диаметр поршня (DП), мм П.п. 1.1. и 1.2.
Толщина днища поршня (d), мм: охлаждаемого неохлаждаемого   (0,08 - 0,2)Dц (0,04 - 0,08)Dц
Расстояние от кромки поршня до первого кольца (е), мм (1,0 - 3,0)d
Толщина цилиндрической стенки (m), мм (0,05 - 0,08)Dц
Длина поршня (H), мм (1,5 - 2,0)Dц
Расстояние от оси пальца до нижней кромки, мм (0,8 - 1,2)Dц
Диаметр пальца (dП), мм (0,35 - 0,5)Dц
Длина пальца (lП), мм: · закрепленного · плавающего   (0,88 - 0,93)Dц (0,8 - 0,87)Dц
Диаметр внутреннего отверстия пальца (dПВ), мм (0,4 - 0,7)dп
Число компрессионных колец (5 - 7)
Толщина кольца (радиальная) (t), мм (1/25 - 1/35)Dц
Высота кольца (а), мм (0,5 - 1,0)t
Число маслосъемных колец (1 - 4)
Высота перемычки между канавками в поршне, мм (1,0 - 1,3)а

 

Высота поршня Н проверяется по удельному давлению на стенку поршня:

 ,

где N max - максимальная сила бокового давленая на стенку поршня цилиндра, МН;

Н - длина тронковой части поршня (за вычетом ширины колец).

Для чугунных неохлаждаемых поршней К max  = 0,35 - 0,45, МПа, для чугунных охлаждаемых - 0,55 - 0,65, а для алюминиевых - 0,8 - 1,0, МПа.

Для некоторых форсированных дизелей значение К max может быть повышено до 1,1 МПа.

 

 

3.3. Шатун.

В зависимости от типа двигателя выбирается конструкция шатуна и принимаются его ориентировочные размеры.

Размеры нижней головки шатуна следует согласовать с размерами шатунной шейки коленчатого вала, а верхней – с размерами поршневого пальца и расстоянием между внутренними гранями бобышек поршня.

В зависимости от типа двигателей по литературным данным [1, 2] выбирается конструкция шатуна и принимаются его ориентировочные размеры. При этом расчёт выполняется при выбранном значении l - (отношение радиуса кривошипа R, к длине шатуна L), связанного с величиной силы N  и габаритными размерами двигателя.

Ориентировочная длина втулки верхней головки шатуна l ш рассчитывается из соотношения:

· для закреплённого в бобышках поршневого пальца:

 , м;

· для плавающего поршневого пальца:

 , м;

Проверочный расчёт на прочность производился, как правило, для стержня шатуна из условия деформации его от действия максимальной величины силы К:

 , МПа,

где F ст = 0,06 - 0,12 - средняя площадь поперечногосечения стержня, м.

[ s сж ] £ 80 - 120 МПа - для углеродистых сталей и

[ s сж ] £ 120 - 180 МПа – для легированных сталей.

Ориентировочные размеры шатунов определяютсяиз соотношений, представленных в табл. 4.


Таблица 4.

 

Значения для дизелей

Параметры Рядный

V -образный

    Главный Прицепной
Отношение L/R 3,5 ¸ 5 3,5 ¸ 4,5 2,5 ¸ 3
Диаметр пальца, dп (0,4-0,45)D (0,4-0,45)D (0,4-0,45)D
Диаметр головки, dг (1,5-1,7)dп (1,4-1,5)dп (1,4-1,5)dп
Диаметр шейки, dш (0,6-0,8)D (0,6-0,8)D  
Толщина вкладыша Sв (dв для прицепного), мм 1 - 4 1 - 4 (0,07-0,12)dп
Толщина вкладыша, Sм (dп для прицепного),   (0,02-0,03)D (0,06-0,08)dп
Ширина шатуна, l1:             - при двух болтах - при четырех болтах   (1,5 - 1,6)dш (1,3 - 1,4)dш   (0,9-1,2)dп
Расстояние между шатунными болтами, l2:             - при двух болтах - при четырех болтах     (1,2-1,25)dш (1,13-1,2)dш     (1,15-1,2)dш (1,15-1,2)dш    
Ширина нижней головки, в (l2 для прицепного) (0,8 - 1,5)dш (0,7-0,9)dш (0,7-0,9)dп
Толщина крышки, h1 (0,5-0,65)dш (0,25-0,3)dш  
Толщина нижней головки, h2 (0,55-0,65)dш    
Диаметр отверстия под палец прицепного шатуна, d (d1 для прицепного)   (0,85-0,9)dп (0,85-0,9)dп
Диаметр отверстия под вкладыш, dш+2Sм  (d2 для прицепного) (0,6-0,8)D+ 2(0,03-0,07)D (0,6-0,8)D+ 2(0,02-0,03)D (0,6-0,8)D+ 2(0,06-0,08)D
Наружная ширина прицепной проушины, в1, мм   в - 2мм  
Внутренняя ширина прицепной проушины, в2   0,6.в1  

 

3.4. Втулка цилиндра.

Конструкция цилиндровых втулок некоторых тепловозных дизелей приведена в рекомендуемой литературе и конструктивные соотношения в данных методических указаниях не рассматриваются.


ИНДИВИДУАЛЬНОЕ ЗАДАНИЕ

 

Задание на разработку узла дается руководителем, по ука­занию которого студент должен выполнить необходимые при конст­руировании узла расчеты.

 

 

5. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ГРАФИЧЕСКОЙ ЧАСТИ

Разработанный узел вычерчивается на листе так, чтобы име­лось полное представление о его конструкции и работе (допустимо в формате А4).

В необ­ходимых случаях на чертеже узла намечается (штриховыми или бо­лее тонкими линиями) обстановка - контуры сопрягаемых узлов или деталей, ограничивающих размеры проектируемого узла или сказывающихся на параметрах кинематики его деталей.

На чертеж узла также составляется спецификация всех его деталей.

К защите курсовой работы допускается студент, выполнивший необходимые расчёты, оформленные в виде пояснительной за­писки, и графическую часть.

Записка и листы графической части должны быть проверены и подписаны руководителем работы.


Дата добавления: 2021-06-02; просмотров: 187; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:






Мы поможем в написании ваших работ!