ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНІЗМУ ЛОКОМОТИВНИХ ЕНЕРГЕТИЧНИХ УСТАНОВОК

МЕХАНІЧНИЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра "Експлуатація та ремонт рухомого складу"

МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ

До виконання курсового проекту

"ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ ДЕТАЛЕЙ

ЛОКОМОТИВНИХ ЕНЕРГЕТИЧНИХ УСТАНОВОК "

з дисципліни "Локомотивні енергетичні установки"

для студентів спеціальності 7.07010501 "Локомотиви та
локомотивне господарство"

Частина 2

Харків 2013

Методичні вказівки розглянуто та рекомендовано до друку на засіданні кафедри "Експлуатація та ремонт рухомого складу" 11 червня 2012 р., протокол № 40.

Методичні вказівки призначені для студентів денного навчання освітньо-кваліфікаційного рівня спеціаліст та магістр спеціальності 7.07010501 "Локомотиви та локомотивне господарство" напрямок 6.070105 "Рухомий склад залізниць", які вивчають дисципліну "Локомотивні енергетичні установки"(ЛЕУ).

Укладачі:

проф. С.Г.Жалкін,

доценти А.Ф.Агулов,

Д.С.Жалкін

Рецензент

проф. І.Е. Мартинов

ЗМІСТ

ЗАГАЛЬНІ ВКАЗІВКИ

У курсовому проекті необхідно визначити розміри колінчастого валу, поршня, шатуна, гільзи циліндра, паливної апаратури, виконати перевірочний розрахунок основних елементів вузла локомотивної енергетичної установки (ЛЕУ), що підлягає конструктивній розробці. Оформлення пояснювальної записки має відповідати вимогам роботи [1]. При виборі необхідних розрахункових величин, використанні таблиць, формул, довідкових матеріалів потрібно посилатися на джерела. У проекті для всіх розмірних величин застосовується Міжнародна система одиниць вимірів (СВ). Формули необхідно писати в загальному вигляді, підставляти в них числові значення і без проміжних обчислень наводити лише заключний результат. Буквені позначення, що входять у формули, пояснюються.

Пояснювальна записка і креслення обов'язково підписуються студентом.

ЗАВДАННЯ НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

Вихідні дані для проекту:

- N_e - ефективна потужність ЛЕУ, кВт;

- g_e - питома ефективна витрата палива, кг/кВт^.год;

- D - діаметр циліндра, м;

- S - хід поршня, м;

- n - частота обертання колінчастого вала, хв^-1;

- i - число циліндрів;

- результати розрахунків: діаграми P-V та питомих сил N,K,Z,T;

- двигун - прототип (зразок, аналог);

- вузол двигуна для перевірочного розрахунку.

ЗМІСТ ПРОЕКТУ

1 Виконати перевірочний розрахунок вузла ЛЕУ. Розрахунок виконується з метою визначення основних геометричних розмірів заданого вузла. Перед розрахунком вибирається і дається обґрунтування конструкції зазначеного вузла, застосовуваних матеріалів. Основні розміри вузла визначаються за умовами достатньої міцності і довговічності.

2 Виконати компонувальне креслення ЛЕУ відповідно до завдання.

Приклади креслень обираються з робот [3-14]. Креслення двигуна виконується на креслярському папері формату А1 (594´840 мм) з дотриманням вимог [2]. На креслені наносяться габаритні розміри, приводиться технічна характеристика та специфікація ЛЕУ. До технічної характеристики включають: тактність, ефективну потужність, частоту обертання колінчастого вала, число циліндрів, їх діаметр, хід поршня, середній ефективний тиск, максимальний тиск згоряння, ефективний ККД (див. Додаток Ж).

ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ РОЗМІРІВ ДЕТАЛЕЙ КРИВОШИПНО-ШАТУННОГО МЕХАНІЗМУ ЛОКОМОТИВНИХ ЕНЕРГЕТИЧНИХ УСТАНОВОК

1.1 Розрахунок колінчастого вала

Колінчастий вал є однією з найбільш відповідальних, напружених, трудомістких у виготовленні і коштовних деталей ЛЕУ. Він працює в умовах дії на нього знакозмінних сил і моментів, які за характером близькі до ударних. Ці сили і моменти приводять до появи в колінчастому валу пружних коливань.

Першорядними вимогами до колінчастого вала є надійність роботи в різних умовах експлуатації, жорсткість та міцність; стійкість шийок ва­ла проти спрацьовування; статична та динамічна зрівноваженість; від­сутність резонансних крутильних коливань у діапазоні робочих частот обертання вала; мінімальна маса і технологічність конструкції та ряд інших.

Розміри колінчастого вала ЛЕУ залежать від числа корінних та шатунних підшипників, конструкції блока та головки циліндрів, типу сполучення шатунів у V- подібних двигунів, матеріалу вала.

Орієнтовно розміри колінчастого валу (рисунки 1.1 та 1.2) визначаються за відносними розмірами їх елементів (таблиці 1.1 та А.1).

Таблиця 1.1 – Відносні розміри елементів колінчастих валів

Як матеріали для виготовлення литих колінчастих валів використовують високоміцні модифіковані чавуни з кулястим графітом перлітно-феритної структури: СЧ30, СЧ35.

Рисунок 1.1 - Схема сталевого колінчастого вала

Рисунок 1.2 - Схема чавунного колінчастого вала

Для виготовлення сталевих кованих й штампованих валів застосовують хромованадієві, хромомолібденові, хромонікелеві і хромонікельмолібденові сталі: 30ХМА, 20ХНЗА, 38Х2МЮА, 40Х2Н2МА, 25Х2Н4МА.

Діаметр корінної шийки вала перевіряється по амплітуді напруги за формулою, м

(1.1)

де D - діаметр циліндра, м;

L - відстань між серединами корінних шийок вала, м;

P_z - максимальний тиск згоряння, МПа;

S - хід поршня, м;

t - амплітуда питомих тангенційних сил одного циліндра, що визначається як напівсуха абсолютних максимальних позитивних та негативних значень сили T (за побудованою діаграмою питомих сил), МПа

; (1.2)

α – коефіцієнт, що визначається в залежності від діаметра свердлення шийки,

; (1.3)

j - коефіцієнт, що визначається в залежності від числа циліндрів (див. таблицю 1.2);

t_max – максимально допустима величина амплітуди напруг, МПа, для сталевих та чавунних валів t_max=160 МПа.

Таблиця 1.2 – Значення коефіцієнту j

Ширина щоки вала перевіряється за величиною допустимої амплітуди напруг за формулою, МПа

(1.4)

де b - товщина щоки, м;

c - відстань від середини корінного підшипника до середньої площини шийки, м

; (1.5)

y - коефіцієнт, що враховує концентрацію напруг в гантелі радіуса r_ш, між шатунною шийкою та щокою та посилення щоки за рахунок перекриття шийок вала e (дивись таблицю 1.3);

e - перекриття шатунної та корінної шийок вала, м

. (1.6)

Значення r_ш/b<0,1 не допускаються. Максимально допустима величина амплітуди напруг s_max=210 МПа.

Таблиця 1.3 – Значення коефіцієнту y

Приклад розрахунку. Вихідні дані: двигун прототип 1А-5Д49; V-подібний; i=16; D=0,26 м; S=0,26 м; +T_max=3,53 МПа; -T_max=-1,05 МПа; P_z=11,5 МПа.

Обираємо сталевий кований колінчастий вал (див. рисунок 1.1). Користуючись таблицями 1.1 та А.1 визначаємо розміри вала. Розрахунки виконуємо у таблиці 1.4.

Таблиця 1.4 – Розрахунок розмірів сталевого колінчастого вала

Визначаємо: ; МПа;

м; м; ;

>0,1.

З таблиць 1.2 та 1.3 обираємо j=6,2 та y=2,2.

Перевірка діаметру корінної шийки колінчастого валу

м.

0,161<0,22.

Перевірка ширини щоки колінчастого вала

МПа.

146<220.

Для виготовлення вала обираємо сталь 38Х2МЮА.

1.2 Розрахунок поршня

Група поршня складається із безпосередньо поршня, поршневих кілець, поршневого пальця, деталей кріплення поршневого пальця.

Призначення цієї групи:

- брати участь в утворенні і герметизації камери згоряння;

- сприймати зусилля газів у циліндрі і передавати їх;

- сприймати і відводити теплоту від газів, а також ту, що виділяєть­ся від тертя поршня;

- у двотактних ЛЕУ виконувати функції газорозподілення.

При роботі двигуна на поршневі деталі діють в умовах високих тем­ператур змінні за значенням і напрямком сили тиску газів та інерції, за характером близькі до ударних. Як результат нерівномірного нагрівання поршня у ньому виникають додаткові термічні напруження. Крім того, внаслідок тертя робочі поверхні деталей поршневої групи в умовах не­досконалого змащення зазнають підвищеного зносу.

У відповідності з призначенням та умовами роботи до групи поршня звичайно ставляться вимоги забезпечення:

- герметичності внутрішнього простору камери згоряння;

- відведення оптимальної кількості теплоти від головки поршня у стінки циліндра при мінімальному температурному градієнті у матеріалі поршня;

- малих витрат оливи;

- мінімальної роботи тертя;

- високої стійкості проти спрацювання;

- мінімальної ваги конструкції при достатній міцності та жорсткості.

Поршень конструктивно складаються із головки, бобишок та юбки.

Крім того, за функціональними ознаками у поршні можна виділити (рисунок 1.3):

- жаровий пояс (h₁), який займає відстань від торця головки до кана­вки під перше компресійне кільце; від температури його, особливо у зоні першого компресійного кільця, залежать граничні енергетичні показники двигуна та надійність його роботи;

- ущільнювальний пояс, який додатково охоплює зону розміщення поршневих кілець (Н₁) і забезпечує герметизацію камери згоряння;

- направляючий пояс на довжині юбки поршня (H₂), який забезпе­чує під час роботи ДВЗ положення поршня, співвісне циліндру;

- бобишки, або вузол з'єднання поршня з шатуном, який іноді відно­сять до направляючого поясу.

Днище поршня разом з ущільнювальним поясом утворюють головку поршня, а додатково разом з бобишками - головний силовий елемент, який сприймає навантаження від стиснутих у циліндрі газів.

Орієнтовно розміри поршня (рисунки 1.3 та 1.4) визначаються за відносними розмірами їх елементів (таблиці 1.5 та Б.1) в залежності від типу двигуна.

а)	б)

а - "довгих" з алюмінієвого сплаву;

б - "коротких" складених

Рисунок 1.3 - Схеми поршнів чотиритактних ЛЕУ

а)	б)

а - складеного;

б - литого чавунного

Рисунок 1.4 - Схеми поршнів двотактних ЛЕУ

Таблиця 1.5 - Значення відносних конструктивних параметрів поршня

Поршні тепловозних дизелів виготовляють з чавуну: СЧ24-44, СЧ28-48, СЧ32-52; надміцних чавунів ВЧ45-10; сплавів алюмінію: АЛ1, АЛ10В, АЛ19, В300, АК2, АК4. Поршні форсованих тепловозних дизелів виготовляють складеними: головка поршня відштампована з жароміцної сталі: 20ХЗМВФ, 2X13, ЕІ415 або спеціального чавуну, спідниця з високоміцного алюмінієвого сплаву АК6.

Товщина днища поршня перевіряється за умовною напругою s_п, МПа

, (1.7)

де D₁ - внутрішній діаметр поршня ( у верхній частині), м,

; (1.8)

d - товщина днища поршня, м.

Максимально допустимі значення напруги наведені в таблиці 1.6

Таблиця 1.6 – Допустимі значення напруг s_п,

Висота поршня H₁ перевіряється величиною питомого тиску t_max, МПа

, (1.9)

де N_max - максимальне значення питомої сили бокового тиску на стінку циліндра, МПа;

F_п – площа поршня, м²,

. (1.10)

Величина t_max неповинна перевищувати 0,4…0,6 МПа. Для двигунів підвищеної потужності допускаються значення до 0,6…0,9 МПа.

Довжина опорної частини поршня H₁, м

, (1.11)

де n_к, n_м - число канавок в поршні відповідно під компресійні та мастилознімальні кільця;

a_к, a_м - висота канавок під компресійні та оливознімальні кільця, м.

Приклад розрахунку. Вихідні дані: двигун прототип 14Д0; V-подібний; i=12; t=2; D=0,23 м; N_max=0,57 МПа; P_z=10,6 МПа.

Обираємо складений поршень головка сталева, спідниця лита чавунна
(див. рисунок 1.4а) Користуючись таблицями 1.5 та Б.1 визначаємо розміри поршня. Розрахунки виконуємо у таблиці 1.7.

Таблиця 1.7 – Розрахунок розмірів поршня

Визначаємо розмір поршня D₁

м.

Визначаємо умовну напругу s_п

МПа,

98,5£150.

Для виготовлення поршня обираємо сталь 20ХЗМВФ та чавун СЧ32-52.

Визначаємо площу поршня F_п

м².

Визначаємо довжину опорної частини поршня H₁

Н₁=0,034+0,008×(4+2)+0,009^.(4+2-1)+0,5^.0,092=0,173 м.

Визначаємо величину питомого тиску t_max

МПа,

0,595£0,6.

1.3 Розрахунок шатуна

Шатун передає зусилля від поршня до кривошипа колінчастого вала. На шатун діють змінні за значенням газові та інерційні сили. Загальними вимогами до шатунної групи є: жорсткість і міцність, мінімальна маса та технологічність виготовлення.

Шатун складається із поршневої головки, втулки поршневої головки, стержня, кривошипної головки, кришки шатуна, вкладишів та шатунних болтів. Використовують рядні шатуни та зчленовані, один з яких (головний) поєднаний з шатунною шийкою, а інший (причіпний) пов’язаний із головним шатуном. Стержень шатуна виготовляють двотаврового перерізу. Кривошипні головки виконують рознімними. Площина рознімання виконується під кутом y=30, 45 або 60° до повздовжньої осі стержня шатуна.

Орієнтовно розміри шатуна (рисунки 1.5 та 1.6) визначаються за відносними розмірами їх елементів (таблиці 1.8 та Б.1) в залежності від типу двигуна.

Таблиця 1.8 - Значення відносних конструктивних параметрів шатуна

Як матеріали для виготовлення шатунів використовують леговані сталі: 40ХНМА, 50ХФА.

Верхню головку шатуна розраховують на розрив у перерізі А-А від дії сил інерції мас поршневого комплекту, що рухаються зворотно-поступально.

Рисунок 1.5 - Схема рядного шатуна ЛЕУ

Рисунок 1.6 - Схема причіпного шатуна ЛЕУ

Напруження розтягування s_роз, МПа

, (1.12)

де P_пmax - сили інерції від поршневого комплекту, які діють на верхню головку шатуна, МН,

; (1.13)

m_п - маса поршня, кг;

w - кутова швидкість колінчастого вала, с^-1,

; (1.14)

n - частота обертів колінчастого вала, хв^-1;

d_г - зовнішній діаметр головки шатуна, м;

d_п - внутрішній діаметр головки шатуна, м;

l_г - длина поршневої головки, м.

Величина s_роз неповинна перевищувати 35 МПа.

Стержень шатуна розраховується на стиск з урахуванням поздовжнього вигину. Напруження стиску s_ст, МПа

, (1.15‎)

де m - коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень в перерізі шатуна при стискуванні, m=1,3;

F_minш - мінімальна площина поперечного перерізу (В-В) стержня шатуна, м².

F_п - площа поршня, м².

Максимально допустимі значення напруги s_ст: для вуглецевих сталей 80…100 МПа; для легованих сталей 110…180 МПа.

Питомий тиск на підшипник шатунної шийки K_п, МПа

, (1.16)

де K_max - максимальне значення питомої сили K, МПа;

l_ш - длина кривошипної головки, м;

d_ш - діаметр кривошипної головки, м;

В ЛЕУ величина K_п досягає 20…30 МПа.

Приклад розрахунку. Вихідні дані: двигун прототип 2Д70; V-подібний; i=16; t=4; D=0,25 м; S=0,27 м; K_max=8,98 МПа; P_z=10,8 МПа; l=0,227; w=104,67 с^-1;
m_п=25,1 кг.

Обираємо шатун із легованої сталі з причепом (див. рисунок 1.6).

Визначаємо площу поршня F_п, м²

.

Користуючись таблицями 1.8 та Б.1 визначаємо розміри шатуна. Розрахунки виконуємо у таблиці 1.9.

Таблиця 1.9 – Розрахунок розмірів шатуна

Визначаємо сили інерції від поршневого комплекту, які діють на верхню головку шатуна P_пmax

МН.

Визначаємо напруження розтягування s_роз

МПа.

7,6≤35.

Визначаємо напруження стиску s_ст

МПа.

140,4≤180.

Для виготовлення шатуна обираємо сталь 40ХНМА.

Визначаємо питомий тиск на підшипник шатунної шийки K_п

МПа.

15,7≤20.

1.4 Розрахунок гільзи циліндра

У процесі роботи гільза знаходиться під впливом сил тиску газів, термічних навантажень, осьових сил від тертя поршня, ударних навантажень при перекладках поршня у ВМТ чи НМТ, агресивних середовищ (виникають при згорянні палива). Вона зазнає корозійних та кавітаційних впливів із боку охолоджувальної рідини. Все це вимагає, щоб матеріал гільзи задовольняв високим вимогам, зокрема забезпечував:

- високі механічні й утомні якості, сильний опір корозії та кавітації;

- можливість термохімічного зміцнення дзеркала гільзи;

- стабілізацію геометрії дзеркала гільзи при тривалій експлуатації.

За характером опирання гільзи бувають безпосереднього опирання на блок і підвісні, що кріпляться до кришки за допомогою шпильок (див. рисунки 1.7 та 1.8). Залежно від того, омиваються гільзи охоло­джуючою рідиною чи ні, їх підрозділяють на сухі та мокрі. Мокрі гільзи вставляються у направляючі центруючі пояси блока. Для збереження геометричної форми під час роботи гільза має два на­правляючих центруючих пояса: верхній і нижній. Опорні площини для мокрої гільзи виконують у кільцевих приливах блока, які забезпечують збереження геометричної форми гільзи. При виготовленні гільз широко використовують різні методи термообро­бки: цементацію, азотування, загартування СВЧ, пористе хромування.

Для ущільнення газового стику між гільзою й кришкою циліндрів установлюють ущільнюючі кільця із червоної міді або алюмінію, врізаючи їх у торець гільзи. Для герметизації водяної сорочки в кільцевих канавках нижнього направляючого пояса гільзи встановлюють ущільнювальні кільця з фторкаучуку, фторугольно-водневого каучуку, фторосіліконового каучуку або гуми.

Гільзи циліндрів зазнають комплексних навантажень, але розраховуються, як правило, в залежності від основних із них: максимального тиску газів та бокової дії поршня.

Матеріалом для виготовлення гільз звичайно служить перлітний сі­рий чавун: СЧ28-48, СЧ32-52; рідше – сталь: 45Х, 35ХНЮА, 38ХМЮА.

Орієнтовно розміри гільзи (рисунки 1.7 та 1.8) визначаються за відносними розмірами їх елементів (таблиця 1.10) в залежності від типу двигуна.

Опорний бурт несучої гільзи навантажений зусиллям P_d від затягування шпильок кріплення кришки циліндра (див. рисунок 1.9). При відсутності тиску в циліндрі сила P_d повністю сприймається цим буртом.

а)	б)

а - "мокра" гільза;

б - "суха" гільза

Рисунок 1.7 - Схеми несучих гільз циліндрів ЛЕУ

Таблиця 1.10 - Значення відносних конструктивних параметрів гільзи циліндра

Елементи гільзи циліндра ( позначення дивись рисунок 1.8), D – діаметр циліндра, м	Розміри елементів гільзи циліндра
Несуча	Підвісна
Діаметр центруючого пояса D1, м	(1,15…1,25)D
Діаметр верхнего опорного бурта D2, м	(1,25…1,35)D
Довжина гільзи Lг, м	(1,7…2,5)D
Товщина стінок гільзи dг, м - сухої - мокрої	0,018…0,02 (0,06…0,1)D
Середній діаметр канавки для ущільнення Df, м	(1,08…1,1)D	-
Ширіна канавки для ущільнення b, м	0,015…0,025	-
Висота канавки для ущільнення a, м	(0,25…0,5)b	-
Висота фланца гильзи hг, м	(0,18…0,2)D
Товщина фланца гильзи bг, м	-	(0,14…0,18)D
Зазор між блоком та гільзою, або між гільзою та сорочкою lг, м	0,01…0,015
	а)	б)	в)

а,б - двотактних;

в - чотиритактних

Рисунок 1.8 – Схеми підвісних гільз циліндрів ЛЕУ

а)	б)

а - несучої;

б - підвісної

Рисунок 1.9 – Схема розрахунку гільзи циліндра

Для забезпечення щільності газового стику величина P_d приймається рівною, кН

. (1.17)

Сили P_d на плечі t утворюють пару сил, що викликають згинальний момент у перерізі h. Розкладаючи силу P_d на Р_n - нормальну складову до перерізу (Р_n=P_dsina) і Р_t - дотичну складову (Р_t=P_dcosa), визначимо напруги, що виникають в цьому перерізі:

напруга вигину s_в від моменту Р_dt, МПа

; (1.18)

напруга розтягу s_р, МПа

; (1.19)

напруга зрізу s_зр, МПа

, (1.20)

де h - довжина небезпечного перерізу, м;

D_m - діаметр центру ваги небезпечного перерізу, м;

t - плече згинаючого моменту, м.

Розрахункова напруга у небезпечному перерізі s_с, МПа

. (1.21)

Допустимі значення s_с для гільз з чавуну 40…60 МПа.

Опорну поверхню бурта гільзи перевіряють на стиск. Напруга стискуs_ст, МПа

. (1.22)

Допустимі значення s_ст для чавуна 60…80 МПа.

Ширину канавки для ущільнення b перевіряють на зам'яття. Напруга зм'яття s_зм, МПа

. (1.23)

Допустимі значення s_зм для прокладок із чавуна до 80 МПа, для прокладок із міді до 40 МПа.

Розрахунок підвісної гільзи проводять з урахуванням дії рівномірно розподіленого тиску газів P_z (див. рисунок 1.10).

Напруга розриву s_р, МПа

. (1.24)

Допустимі значення s_р для гільз з чавуну 40…50 МПа.

Приклад розрахунку. Вихідні дані: двигун прототип ПД1М; D=0,318 м;
P_z=6,9 МПа.

Обираємо несучу гільзу циліндра з чавуна (див. рисунок 1.7а) Користуючись
таблицею 1.10 визначаємо розміри елементів гільзи. Розрахунки виконуємо у таблиці 1.11.

Таблиця 1.11 - Значення відносних конструктивних параметрів гільзи циліндра

З рисунка 1.9а визначаємо h=0,061 м, t=0,018 м, D_m=0,373 м, α=14 °.

Визначаємо силу P_d, кН

.

Визначаємо сили P_d та Р_n, кН

Р_n=1065,9^.sin14=257,86;

Р_t=1065,9^.cos14=1034,21.

Визначаємо напруги, що виникають в перерізі h:

- напруга вигину s_в від моменту Р_dt, МПа

;

- напруга розтягу s_р, МПа

;

- напруга зрізу s_зр, МПа

.

Розрахункова напруга у небезпечному перерізі s_с, МПа

.

33,3≤40.

Для виготовлення гільзи циліндра обираємо чавун СЧ32-52.

Перевіряємо опорну поверхню бурта гільзи на стиск. Напруга стиску s_ст, МПа

.

40,2≤60.

Перевіряємо ширину канавки для ущільнення b на зам'яття.

Напруга зм'яття s_зм, МПа

.

39,4≤40.

Приклад розрахунку. Вихідні дані: двигун прототип 10Д100;
D=0,207 м; P_z=10 МПа.

Обираємо підвісну гільзу циліндра з чавуна (див. рисунок 1.8а). Користуючись
таблицею 1.10 визначаємо розміри елементів гільзи. Розрахунки виконуємо у
таблиці 1.12.

Таблиця 1.12 - Значення відносних конструктивних параметрів гільзи циліндра

Напруга розриву s_р, МПа

.

57,5≤60.

Для виготовлення гільзи циліндра обираємо чавун СЧ28-48.

Поиск по сайту: