Шатуны Головки — Расчет

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]

Расчет на жесткость. Для большинства деталей автомобильных и тракторных двигателей расчет на жесткость является более важным, чем расчет на прочность. Быстрый износ, заедание и даже поломки являются неминуемым следствием недостаточной жесткости деталей. Так, например, при недостаточной жесткости поршневого пальца чрезмерная овализация его поперечного сечения может вызвать поломку бобышек поршня или поршневой головки шатуна. К сожалению, расчету на жесткость (даже приближенному) пока поддаются лишь некоторые детали двигателя (распределительный вал, головки шатуна, цилиндровые гильзы). На практике необходимую жесткость деталей обеспечивают выбором меньших допускаемых напряжений, что связано в большинстве случаев с увеличением размеров и веса деталей и применением некоторых конструктивных мероприятий (усилительные ребра, пояса и т. д.). [c.51]

Для смазки подшипников, имеюш,их колебательное движение, применяются вкладыши с продольными канавками. Примером таких подшипников могут являться подшипники верхней шатунной головки. Продольные канавки выбирают с таким расчетом, чтобы расстояние между двумя смежными канавками не было больше полной амплитуды качаний, измеренной по окружности пальца. Нужно при этом следить, чтобы середина вкладыша не имела продольной канавки, так как при ее наличии создаются неблагоприятные условия для восприятия центральной нагрузки в месте возможного наибольшего давления масляного клина. [c.30]

Фиг, 477. К расчету верхней шатунной головки тихоходного тяжелого двигателя. [c.456]

Фиг. 478, К расчету верхней шатунной головки на усталость.

Сила инерции возвратно-поступательно движущихся частей Р , равная произведению массы возврат-но-поступательно движущихся деталей на их ускорение в данный момент времени. Масса возвратно-поступа-тельно движущихся частей равна сумме масс поршня и других деталей, движущихся поступательно, и массы части шатуна, отнесенной к оси его верхней головки (обычно равной 0,2—0,3 всей массы шатуна). Для удобства расчетов пользуются удельной силой инерции рп, равной силе инерции Я , деленной на площадь поршня fп. [c.68]

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]

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]

Очень часто звенья механизмов и машин, например, закрытые головки шатунов, ободы шкивов, оси и валы по конструктивным соображениям располагаются на трех и бо ее опорах. В этом случае задача расчета подобных деталей и звеньев становится статически неопределимой и для ее решения пользуются теорией многоопорных или неразрезных балок. [c.91]

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]

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]

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]

Рис. 116. К расчету поршневой головки шатуна

При расчете на жесткость поршневой головки шатуна с плавающим поршневым пальцем поперечную диаметральную деформацию (см) головки, вызываемую действием силы инерции Ру массы комплексного поршня, можно определять не только по формуле (109), но и по формуле, учитывающей угол заделки уз и, следовательно, жесткость головки [c.191]

Стержень шатуна. Расчет стержня шатуна на усталостную прочность проводится для режимов. .v,. n per и Пцм- За расчетное сечение может быть-принято 1) сечение на середине длины стержня шатуна (/ср) 2) минимальное сечение (/тш) У верхней головки шатуна (см. рис. 109). [c.197]

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]

Расчет поршневой головки шатуна [c.280]

Расчет поршневой головки шатуна рекомендуется производить по методу Р. С. Кинасошвили [7 ]. [c.280]

При расчете определяются напряжение от растягивающей силы инерции напряжение от силы, сжимающей шатун напряжение от запрессовки втулки и ог нагрева головки запас прочности с учетом перечисленных напряжений деформация поршневой головки, а также удельное давление между втулкой головки и поршневым пальцем. [c.280]

Фиг. 476. К расчету шатуна а —схема шатуна б —схема верхней головки щатуна.

РАСЧЕТ ВЕРХНЕЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА [c.456]

Для тяжелых тихоходных двигателей расчет верхней закрытой головки шатуна (без разъема) лучше всего вести по методу Бернгарда. [c.456]

Расчет на усталость можно проводить в двух вариантах, в зависимости от толщины стенок головки, а именно если отношение внешнего диаметра головки к внутреннему больше 1,5, расчет надо вести подобно приведенному выше расчету стержня шатуна при меньших отношениях расчет надо проводить на основе расчетной схемы проф. Кинасошвили с изменениями, внесенными в нее автором. [c.457]

Сила, разрывающая болт, меняется от силы затяжки Р до силы Рц + ДР , где ДР согласно теории расчета анкерных болтов есть действительное увеличение разрывающей силы при появлении новой разрывающей силы, в данном случае — силы инерции масс комплекта поршня и шатуна (без крышки нижней головки) Р . [c.460]

Фиг. 479. К расчету вилки верхней головки шатуна крейцкопфного двигателя.

Расчет поршневого пальца включает определение удельных давлений пальца на втулку верхней головки шатуна и на бобышки, а также напряжений от изгиба, среза и овализации. [c.216]

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]

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]

Центробежные силы, которые нагружают при высоких скоростях вращения все элементы коленчатого вала и приводят к возникновению поперечных колебаний, должны уравновешиваться с помощью противовесов. Противовесы с соответствующей массой крепятся к продолженным в сторону коренных подшипников щекам коленчатого вала. При расчете противовеса учитываются вес колена кривошипа, включая щеки, и шатунная головка шатуна, включая вкладыши. Полноопорные коленчатые валы не создают каких-либо-конструктивных или практических трудностей при их уравновешивании. Уравновешивание коленчатых валов с уменьшенным числом опор является более сложным. [c.79]

Поршневая головка шатуна. Эта головка может быть рассчитана на разрыв и на жесткость. При расчете на разрыв напряжение (кПсм ) разрыва [c.184]

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]

Вследствие трудностей учета влияния на прочность кривошипной головки ряда факторов (непостоянства поперечных сечений вкладышей, бобышек под шатунные болты и т. д.) точный ее расчет практически невозможен. Ниже приводятся предложенные Р. С. Кинасошвили [5] условные расчетные формулы, учитывающие основные факторы, влияющие на прочность и жесткость кривошипной головки. Эти формулы дают возможность судить о сравнительной прочности кривошипных головок шатунов с большим основанием, чем формула (133) и другие ранее применявшиеся формулы. Формулы вБшедены в предположении, что крышка составляет одно целое с верхней частью головки, т. е. что вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыка не может иметь места. Распределение давлений на крышку принято косинусоидальным (рис. 124). [c.194]

Как и при расчете верхней головки шатуна коэффициент а = = (2о 1 — 0о)/<7о- Для шатунов автомобильных и тракторных двигателей величины Пх-ху Пу у следует принимать равными не менее 2,5. [c.198]

При расчете сечеште головки принимается прямоугольным. Максимальные напряжения имеют место в переходе головки в стержень шатуна на внешних волокнах. Это место при ф = а (фиг. 54) является заделкой и принимается за расчетное сечение. [c.281]

Указанный выше метод расчета верхней головки шатуна возможно применять только для тял<елых тихоходных двигателей. Для быстроходных двигателей с числом оборотов выше 500 в минуту головку шатуна необходимо рассчитывать на усталость. [c.457]

Расчет поршневой головки шатуна карбюраторного двигателя. Из теплового и динамического расчетов имеем давление сгорания Р ZJ = 5,502 МПа на режиме п = пм = 5600 об/мин при ф = 370°, кассу поршневой группы = 0,478 кг массу шатунной группы Отш = 0,716 кг максимальную частоту вращения при холостом ходе х.хтах == 6000 об/мин ХОД поршня 5 = 78 мм площадь поршня Fп = 47,76 см X = 0,285. Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца 4 = 22 мм длину поршневой головки шатуна /ш = 28 мм. По табл. 51 принимаем наружный диаметр головки [c.228]

Расчет поршневой головки шатуна дизеля. Из теплового и динамического расчетов имеем максимальное давление сгорания р гл — = 11,307 МПа на режимепл/=2600об/мин при ф = 370° массу поршневой группы/ = 2,94 кг массу шатунной группы /72 = 3,39 кг максимальную частоту вращения при холостом ходе Пх.хшах= 2700 об/мин ход поршня 5= 120 мм площадь поршня = 113 см Х = = 0,270. Из расчета поршневой группы имеем диаметр поршневого пальца — 45 мм длину поршневой головки шатуна = 46 мм. По табл. 51 принимаем наружный диаметр головки = 64 мм внутренний диаметр головки d = 50 мм радиальную толщину стенки головки Aj, = (d[, —d)/2 = (64—50)/2 = 7 мм радиальную толщину стенки втулки = (d —d 2 = (50—45)/2 = 2,5 мм. Материал шатуна—сталь 40Х ш = 2,2- 10 МПа 0 =1. 10" 1/К. Материал втулки — бронза в = 1,15 10 МПа = 1,8 10" 1/К. [c.232]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...