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! |
Мы поможем в написании ваших работ!