Шатуны Расчет кривошипной головки

Кривошипная головка шатуна. Расчет кривошипных головок, которые обычно разрушаются от усталости, носит сравнительный характер. Значения силовых факторов для расчетной схемы [4], показанной на рис. 21, в среднем (опасном) сечении нижней крышки головки приведены на рис. 22. Здесь Р — сила давления на крышку [c.260]

Точный расчет кривошипной головки весьма затруднен вследствие невозможности полного учета влияния конструктивных факторов. Приближенный расчет кривошипной головки шатуна сводится к определению напряжения изгиба в среднем сечении II —II крышки головки от инерционных сил Р] (МН), имеющих максимальное значение в начале впуска (ф — 0°) при работе двигателя на режиме максимальной частоты вращения при холостом ходе [c.236]

Расчет кривошипной головки шатуна карбюраторного двигателя. Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем радиус кривошипа — 0,039 м массу поршневой [c.236]

Расчет шатунного болта карбюраторного двигателя. Из расчета кривошипной головки шатуна имеем максимальную силу инерции, разрывающую кривошипную головку и шатунные болты P p = = 0,0186 МН. Принимаем номинальный диаметр болта d = И мм шаг резьбы t = 1 мм количество болтов ig = 2. Материал — сталь 40Х. [c.243]

Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной головки, шатуна определяют в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. Вследствие трудностей учета влияния на прочность кривошипной головки шатуна ряда факторов (непостоянства поперечных сечений вкладышей, бобышек под шатунные болты и т. д.) точный ее расчет практически невозможен. Далее приводятся предложенные Р. С. Кинасошвили [5] условные расчетные формулы, учитывающие основные, влияющие на прочность и жесткость кривошипной головки факторы. Эти формулы дают возможность судить о сравнительной прочности кривошипных головок шатунов с большим основанием, чем другие, ранее применявшиеся формулы. Формулы выведены в предположении, что крышка составляет одно целое с верхней частью головки и вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыка не может иметь места. Распределение давлений на крышку принято косинусоидальным (рис. 369). [c.167]

Пример 8.1. Рассмотрим расчет шатунных винтов (рис. 8.4) главного шатуна дизеля. Из динамического расчета двигателя известно, что полная нагрузка на кривошипную головку шатуна равна 420 кН. Нагрузка на один болт составляет 60 кН. Динамическим усилием, связанным с действием быстро изменяющихся газовых сил, пренебрегаем, так как частота собственных колебаний деталей поршневой группы значительно превышает частоту вспышек в камере сгорания. [c.265]

Расчет болтов крепления крышки кривошипной головки шатуна [c.357]

Для приближенного расчета шатунных подшипников (подшипников поршневой головки шатуна) в двигателях внутреннего сгорания с линейны.м расположением цилиндров и коренных подшипников (подшипников кривошипной головки) тех же двигателей с малым числом цилиндров фирма ЗКР рекомендует метод, основанный на теоретическом изменении кривых расширения и сжатия при различных значениях коэффициента с.жатия е и коэффициента длины шатуна Я = 0,25 (оказывает незначительное влияние). Согласно этому методу для шатунных подшипников [c.251]

Конструкции шатунных болтов представлены на рис. 114. Следует иметь в виду, что при недостаточной жесткости кривошипной головки и возникающих вследствие этого перекосах опорных поверхностей головки и гайки шатунного болта в нем могут возникать не учитываемые расчетом знакопеременные изгибные напряжения. Эти напряжения могут быть значительно снижены повышением жесткости бобышек кривошипной головки, уменьшением опорных площадей головок и гаек [c.182]

Из динамического расчета известно, что шипы нагружаются инерционными силами вращающейся массы кривошипной головки (без массы крышки) и возвратно-поступательно движущейся массы поршневых групп с отнесенной к ним частью массы главного и прицепного шатунов. Характер циклического изменения напряжения в шипах дан на рис. 8.20, б. [c.272]

Вследствие достаточной надежности расчета, предложенного Р. С. Кинасошвили, кривошипные головки шатунов на усталость рассчитывают в редких случаях. [c.171]

Расчет шатуна сводится к определению напряжений, деформаций и запасов прочности в поршневой головке, стержне, кривошипной головке и в стяжных болтах. [c.445]

Расчет на прочность проушины и кривошипной головки прицепного шатуна проводится на смятие усилием вспышки и разрыв от силы инерции поступательно- и вращательно-движущихся частей данного шатуна в ВМТ. Тогда имеем следующие расчетные формулы и напряжения для выполненных конструкций. Для головки (фиг. 127) [c.216]

Для одноцилиндрового или однорядного двигателя это будет сила инерции поступательных и вращательных частей шатуна. Для простоты расчета масса крышки кривошипной головки не вычитается из общей вращательно-движущейся массы, что идет в сторону увеличения надежности. [c.218]

Смазка разбрызгиванием заключается в том, что в картер двигателя заливается определенное количество масла с таким расчетом, чтобы нижние (кривошипные) головки шатунов при [c.198]

Отсутствие учета сил давления газов При расчетах уровней вибрации двигателей приводило к большим погрешностям. Это объясняется тем, что головка, картер и кривошипно-шатунный механизм имеют конечную жесткость и внутренняя сила давления газов вызывает вибрацию значительной величины. В настояш,ее время уровни низкочастотных составляющих вибрации двигателей в вертикальном направлении нормируются. [c.199]

Более точный расчет крышки подшипника при условии косинусоидального распределения давления цапфы аналогичен расчету крышки разъемной шатунной головки (см. гл. V, Кривошипно-шатунные механизмы ). [c.194]

Например, в шатуне поршневой машины (компрессора или двигателя внутреннего сгорания) определяемые формальным расчетом напряжения от действия газовых и инерционных сил имеют величину, близкую к действительным напряжениям тол ько в средних сечениях по длине стержня, находящихся на достаточном удалении от поршневой и кривошипной головок шатуна. Напряжения же в головках и на участках сопряжения головок со стержнем имеют весьма сложный вид, особенно в кривошипной разъемной головке шатуна и при наличии прицепных шатунов (V- и У-образные машины). Тип напряженного состояния, величина и распределение напряжений в теле головки зависят от многих факторов, в частности [c.142]

Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной головки шатуна определяют в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. При приближенном расчете крышки кривошипной головки шатуна она рассматривается как равномерно нагруженная балка с защемленными концами и проверяется на изгиб (кПсм ) (см. рис. 111, а) по формуле [c.193]

Запас прочности определяют по наибольшей абсолютной величине Рекомендуется иметь п = 1,8ч-2,0 Кривошипная головка шатуна. Расчет кривошипных головок, которые обычно разрушаются от усталости, носи г сравнительный характер Значения силовых факторов для расчетной схемы, показанной на рнс. 18, в среднем (опасном) сеченнн нижней крышки головки приведены на рис. 19. Здесь Р — сила давления на крышку в начале такта всасывания [c.265]

Расчет кривошипной голэвки шатуна дизеля. Из динамического расчета и расчета поршневой головки шатуна имеем радиус кривошипа R = 0,06 м массу поршневой группы /Пд = 2,94 кг массу шатунной группы Шщ = 0,932 + 2,458 = 3,39 кг сох.хтах = 283 рад/с Х=0,27. По табл. 54 принимаем диаметр шатунной шейки йш.ш = [c.237]

Расчет проводится обычно для режима ПеЫ, NeN (или Перег, Л е per), причем учитывзют следующие действующие на колено вала снлы п моменты (рис. 379) 22 = 2+Рс+-Рпр— суммарная сила, действующая в плоскости кривошипа Т — тангенциальная сила, приложенная к середине шатунной шейки и действующая перпендикулярно плоскости кривошипа — набегающий момент, т, е. момент, передаваемый расчетному колену со стороны передней части вала Ai,-= Л , , + Гг — суммарный крутящий момент Рс — центробежная сила неуравновешенных частей коленчатого вала и кривошипной головки шатуна i np —центробежная сила противовесов Zo, Го — реакции от радиальных и тангенциальных сил, приложенные в центре коренных шеек при симметричном колене [c.182]

Напряженное состояние неполностью характеризуется расчетными напряжениямп, определяемыми без учета деформаций, возникающих в деталях, сопряженных с рассчитываемыми, а также изменений размеров в условиях эксплуатации. Напршгер, напряжения в элементах 1 олепчатого вала подсчитывают без учета возможных смещений опор в картере при недостаточной его жесткости и уве.ли-чепия зазоров в подшипниках вследствпе износов при расчете силовых шпилек не принимают во внимание деформации, возникающие в головке цилиндров и в прокладке газового стыка при расчете шатунных болтов не учитываются деформации кривошипной головки шатуна и др. [c.374]

Инерционные силы, действующие в двигателе, можно разделить на инерци01нные силы от поступательно движущихся масс (рабочий и вытеснительный поршни с их штоками и траверсами), качающихся масс (шатуны) и вращающихся масс (кривошипы, щеки, противовесы). Шатун с достаточной для лрактики точностью можно заменить двухмассовой системой 122] с поступательно движущейся массой т 5, отнесенной к оси лальца его малой (поршневой) голов ки, и вращающейся массой m5i отнесенной к оси большой (кривошипной) головки шатуна, и не учитывать в динамических расчетах пару сил, возникающую /при качательном движении шатуна и действующую в плоскости его качания. Зная положение центра массы шатуна, массы т.5 и ms можно определить из выражений [c.67]

Конструкция крейцкопфной, или поршневой, и кривошипной, и расчет шатунов Головки бывают простыми или вильчатыми, а последние — закрытыми (неразъемныл и) или разъемными. Длина I шатуна зависит от радиуса кривошипа г обычно / = (3-I-6) т, причем меньшие значения относятся к быстроходным saлым машинам. Чем больше длина I, тем больше габариты двигателя и тем меньше сила давления крейцкопфа (поршня) на направляющую (стенку цилиндра). [c.573]

Расчетом установлено, что предельные размеры замыкающего звена (расстояния между головкой цилиндров и днищем поршня) размерной цепи кривошипно-шатунного механизма, отремонтированного двигателя СМД-14 при учете действительных размеров составляющих звеньев равны 0,75мм и превышают размеры, установленные ТУ на 0,85—1,25 мм. При наибольшем предельном размере замыкающего звена, равном 1,79 мм, расчетная мощность двигателя уменьшается на 3,67 кВт. [c.281]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...