Напряжения в головках поршня

Рис 9 5 Распределение меридиональных напряжений в головке поршня по внешней (а) и внутренней (б) поверхности [c.149]

Результаты исследования относительного изменения тепловых и механических напряжений в головке поршня Д49, выполненного на одноцилиндровом отсеке в Центральном научно-исследовательском дизельном институте (ЦНИДИ), в зависимости от уровня форсирования по ре и нагрузки по р2 приведены на рис. 98. Эти исследования показали уровень тепловых напряжений превосходит механические примерно в 2 раза схема охлаждения с подводом охлаждающего агента в зону колец более эффективно снижает тепло-напряженность головки поршня снижение давления подачи масла ниже номинального (/ = [c.171]

Рис. 98. Изменение напряжений в головке поршня дизеля Д49 а — механических б — температурных

Насос, показанный на рис. IV.28,я и рис. IV.29, имеет простую конструкцию, но при высоком давлении нагнетания контактные напряжения между головкой поршня и качающейся шайбой недопустимо велики и поэтому в месте контакта применяются специальные гидростатические подшипники либо гидромашина строится по иной схеме. [c.79]

Поршень. В поршневую группу входят поршень, поршневой палец и поршневые кольца. Поршень, как наиболее ответственная и напряженная сборочная единица дизеля, подвергающаяся воздействию высоких механических и термических нагрузок, отливается из высококремнистого алюминиевого сплава. Конструкция поршня и поршневых колец обеспечивает надежное уплотнение полости рабочего цилиндра от пропуска газов в картер и от пропуска масла из картера в полость рабочего цилиндра. В головке поршня 1 расположены камеры сгорания, четыре кар.мана для [c.23]

Расчет напряжений от сил давления газов для цилиндрического стакана с опиранием по окружности (рис. 70, б) основывается на тех же положениях, что и для напряжений от термического нагружения. Отделяют головку поршня от юбки, определяют силу Р и момент М, действующие в граничном сечении, и сводят задачу вычисления напряжений в схематизированном поршне к расчету диска, опирающегося шарнирно на кольцо радиуса а и нагруженного давлением газов [c.138]

Из табл. 26 видно, что в поршне возникают наибольшие напряжения в точке 2 при опирании на бурт большого диаметра ( а), а в точке 8 — при опирании на внутренний бурт (с/ ). При одновременном опирании на оба бурта напряжения имеют промежуточные значения. При переходе от опирания по кс 2 напряжения в головке могут изменяться в широких пределах. Так, в точке 2 напряжения могут возрасти [c.157]

При уменьшении длины юбки и сохранении распределения температуры в ней по одной и той же кривой напряжения в головке и юбке уменьшаются. Но в то же время изменение закона распределения температуры (см. рис. 41, меняется показатель к) оказывает значительное влияние на напряжения. В реальных конструкциях поршней возможности изменения распределения температуры вдоль юбки [c.183]

Для обеспечения надежной работы поршней необходимо принимать меры для снижения напряжений и от сил давления газов. Для оценки этого фактора производили расчеты схематизированного поршня с изменением толщины головки и юбки и положения опорного пояса (см. размер а на рис. 70). Влияние длины юбки не рассматривалось, так как при действии на головку только вертикальных нагрузок для принятой размерности поршня изменение длины от 300,до 100 мм не влияет на напряжения от сил давления газов. В табл. 34 показано изменение напряжений (в кгс/см ) от сил давления газов в точках Л, В и С по рис. 71. Из таблицы видно, что с уменьшением толщины стенки головки происходит значительный рост напряжений в головке и юбке. Чтобы уменьшить напряжения от сил давления газов при тон-184 [c.184]

С приближением его к оси поршня происходит возрастание напряжений в центре днища и в юбке (рис. 100). При этом на наружной поверхности центра днища создаются растягивающие напряжения, а в юбке — сжимающие. При перемещении опорного пояса к краю головки напряжения в центре днища на наружной поверхности становятся сжимающими, а в юбке — растягивающими. Исследованиями [59 установлено, что в поршне с плоским днищем при радиусе опоры a=0,71i o деформации днища не передаются юбке. Напряжения при этом равны нулю (см. рис. 100). Напряжения в головке получаются минимальными, а в центре днища и над опорой—численно равными. Толщина цилиндрической части при этом не оказывает влияния на напряжения в днище. В головке со с( -рическим днищем радиус опорного пояса, при котором юбк с свободна от механических напряжений, равен 0,83/ о- Указанные величины а получены исходя из схемы, при которой силы давления газов приложены только к наружной поверхности головки (см. рис. 70, б). В реальном поршне силы давления газов действуют и на боковую поверхность головки в зоне уплотнительных колец (см. рис. 69 силы Б), что влияет на условия опирания его на вставку. [c.185]

Расчетное исследование теплового и напряженно-деформированного состояния опытного поршня дизеля ЧН 21/21, конструкция которого была специально разработана в ЦНИДИ для использования при высоком наддуве до = 2,5 МПа, проводилось для двух вариантов головок поршней. Основное конструктивное отличие рассматриваемых вариантов головок состоит в том, что при одинаковой форме камеры сгорания вариант П по сравнению с вариантом I имеет более тонкое днище и более глубокое поднутрение в гребне. Таким образом, главное внимание при расчетном исследовании сосредоточено на анализе влияния жесткости или металлоемкости днища и гребня на распределение температуры, а также механических и температурных напряжений в головке составного поршня. Все рассуждения относительно осесимметричной схематизации геометрической формы головки составного поршня и действующей на него нагрузки, высказанные ранее применительно к поршню дизеля ЧН 26/26, остаются в силе и в данном случае. Оба варианта конструкции головки имеют ярко выраженные тонкостенные элементы и при разбиении на конечные элементы следует иметь в виду существование моментного напряженного состояния. Поэтому аппроксимация тонкостенных элементов конструкции осуществлена несколькими слоями конечных элементов по толщине. Схемы разбивки вариантов конструкций головки поршня сеткой конечных элементов приведены на рис. 9.7 и 9.8. [c.152]

Контактное напряжение, В точке соприкосновения головки поршня со статорным кольцом возникает под действием силы N (см. фиг. 49, а) контактное напряжение, которое практически лимитирует величину максимально допустимого усилия, прижимающего поршень к кольцу значением 350—400 кГ. Поэтому диамегры поршней (см. фиг. 49, а) для насосов, работающих при давлении до 1Q0 кГ/см , выбирают обычно не более 20 мм и для насосов, работающих при давлении до 200 кГ/см , — не более 16 мм. При этом в случае отсутствия вспомогательного насоса подкачки должно быть обеспечено также получение центробежной силы такой величины, которая гарантировала бы надежное прижатие поршня к статорному кольцу в процессе хода всасывания жидкости. [c.144]

Нормальная к оси поршня составляющая создает крутящий момент, причем при работе агрегата в качестве насоса составляющая преодолевается приводным моментом, приложенным к его валу, а при работе агрегата в качестве гидромотора составляющая создает момент, приводящий цилиндровый его блок во вращение. Сила реакции статорного кольца нагружает это кольцо и распределительную цапфу, а также определяет величину контактных напряжений на головке плунжера и поверхности кольца. [c.145]

Расположение камеры сгорания в головке цилиндра имеет большое значение для двухтактных двигателей, так как по сравнению с расположением камеры в поршне позволяет облегчить условия работы поршневой группы, тепловая напряженность которой значительно выше, чем у четырехтактных двигателей. С этой целью в карбюраторных двухтактных двигателях малой мощности с петлевой продувкой, в частности, применяют камеры сгорания полусферического типа, являющиеся продолжением полости цилиндра. [c.122]

Величину напряжений в поршневой головке шатуна и распределение их по ее сечениям с достаточной точностью можно определять также по методу Р. С. Кинасошвили [5]. Данные его исследований показывают, что в поршневых головках с малой толщиной стенки и недостаточно плавным переходом от головки к стержню кроме напряжений растяжения, возникающих под действием силы инерции массы комплектного поршня, в нижней части головки имеют место напряжения сжатия, вызываемые сжимающей шатун силой Рс - [c.186]

Наибольшие значения рг определяются предельно допустимыми значениями давлений и температур рабочего цикла и связанными с ними наибольшими тепловыми напряжениями, возникающими в цилиндровой втулке, днище крышки и головке поршня. [c.74]

Для приближенной оценки напряжений в поршнях возникает необходимость в расчете их по схеме, в которой головка представляется диском постоянной толщины, а юбка—цилиндром (рис. 41). В качестве первого приближения температуры и Тз в головке можно при- [c.80]

Термические напряжения можно разделить на три вида напряжения, возникающие от неравномерного стационарного распределения температуры в теле поршня, которые достигают максимальных значений при работе дизеля на номинальном режиме циклические напряжения в поверхностных слоях головки под воздействием переменных тепловых потоков в течение одного рабочего цикла дизеля , нестационарные напряжения, возникающие в теле поршня при пусках дизеля, переменах режима и остановках. [c.125]

Для расчета термических напряжений (рис. 70, а) задается распределение температуры в головке и вдоль юбки. Для головки поршня с масляным охлаждением можно принимать температуру наружной [c.135]

Методы теории оболочек вращения были применены для исследования напряжений в головках поршней дизелей ИД45 и 5Д49 [461, [47]. Для расчета напряжений в головках дизелей 11Д45 была составлена расчетная схема (рис. 69), состоящая из оболочек вращения про- [c.133]

Головки поршня охлаждаются маслом, циркулирующим по ее каналам. В отличие от поршней вариантов 3 и ЗА в бесшпилечных поршнях каналы масляного охлаждения расположены симметрично относительно оси камеры сгорания, что обеспечивает более равномерное распределение термических напряжений в головке поршня. Маело по осевому каналу в шатуне поступает во внутреннюю кольцевую канавку втулки. Часть масла поступает на смазку поршневого пальца и втулки, а часть через радиальное отверстие во втулке в осевое сверление верхней головки шатуна и затем в головку поршня. Из головки поршня сливается через выфрезерованные места (А) в плите 2 и вставке 5 в полость между поршнем и вставкой. Из полости часть масла поступает на смазку втулок 7. Из нижнего поршня масло стекает в картер через два боковых отверстия во вставке, а из верхнего — выталкивается инерционными силами через канал во вставке и нижней плите 9. [c.159]

Для уменьшения термических и механических напряжений в головке поршня на дизелях ДЮО начали устанавливать так называемые бесшпилечные поршни (см. рис. 148, в). Основное отличие этих поршней от ранее применяемых (см. рис. 148, а, б) заключается в следующем [c.192]

Из ( юрмулы (49) следует, что уровень литейных напряжений зависит не только от режимов термообработки, но и от ( изико-меха-нических характеристик материала поршня. Так, в головках поршней из высокопрочного чугуна дизеля 11Д45 [50] имеются напряжения 600—650 кгс/см , а из стали 2X13—800—850 кгс/см за счет повышенного значения модуля упругости (В) и худшей теплопроводности. [c.156]

Под воздействием неравномерного распределения температуры в головке-поршня дизеля Д50 на номинальном режиме возникают значительные (для алюминиевого сплава) радиальные и окружные напряжения 00 (рис. 84, б и в). Осевые напряжения очень малы и только на небольшом участке наружной поверхности центра днища величина их достигает 350 кгс/см . Малы также касательные напряжения т (не более 100 кгс/см ). Наибольшие величины радиальных напряжений имеются в центре днища с внутренней стороны. Здесь появляют - [c.160]

Из уравнения (2.274) видно, что с увеличением угла а конического кольца осевая составляющая увеличивается, ввиду чего величину рекомендуется выдерживать в указанных выше пределах (14 < а <<20°). Грибовидную головку у поршня рекомендуется применять в машинах, работающих при давлении более 100 кПсм". Применение ее позволит избежать вследствие возможности увеличить радиус сферической поверхности завышенных напряжений в месте контакта поршня с коническим кольцом. Рекомендуется выдерживать следуюш ее соотношение [c.225]

В точке соприкосновения головки поршня со статорным кольцом возникает под действием силы N контактное напряжение, допустимая величина которого ограничивает величину максимального усилия, развиваемого поршнем. В связи с этим диаметрыс поршней выбирают для насосов работаюш,их при давлении до 100 кПсм , не более 20 мм и для насосов, работающих при давлении до 200 кПсм , не более 16 мм,- [c.149]

ДОЛЖНЫ перекрещиваться (фиг. 142, в — концентрация напряженнй в узлах). Применявшиеся прежде концентрические ребра (фиг. 142, а) способствовали повышенной отдаче тепла головке шатуна и ухудшали смазку поршневого пальца.I Поскольку больше всего тепла отводится от дншца через боковые стенки поршня и поршневые кольца в стенки цилиндра, целесообразнее применять ребра, изображенные на фиг. 142, б. Бобышки [c.604]

Поршневая головка шатуна. Эта головка в сечении /—/ (см. рис. 109) нагружается переменной по знаку непрерывно изменяющейся силой инерции массы комплектного поршня и верхней половины поршневой головки Pj = т пШ (созф + Ясоз2ф). Нагрузка изменяется т Pj = = О (при направлении силы Р/ в сторону коленчатого вала сечение 1—1 не нагружено и = 0) до Pj = Рутах = т пГ(лХ + Ц, что имеет место при положении поршня в в. м. т. (Ор = Ошах). Дополнительные напряжения в сечении 1—1 от запрессовки в поршневую головку втулки при этом не учитываются. Таким образом, нагрузка от Pj меняется по закону пульсирующего цикла. [c.196]

Прочность донышка и головки лоршня в отношении термических напряжений обусловливается, в основном, формой изотермических поверхностей в донышке, их связью с формой донышка и общей конструкцией головки. Изотермы в донышке поршня могут в предельных случаях располагаться трояко 1) в виде параллельных плоскостей, перпендикулярных оси цилиндра 2) в виде концентрических цилиндров, имеющих общую ось с цилиндром, причем температуры понижаются от центра к периферии 3) в виде концентрических цилиндров, имеющих общую ось с цилиндром, причем температуры растут от центра к периферии. [c.309]

Тепловые напряжения охлаждаемых алюминиевых поршней обычно определяются термометрированием при экспериментальных исследованиях. Головка поршня в сечении х — х (рис. 96), ослабленная отверстиями для отвода масла, проверяется на сжатие и разрыв. [c.207]

Характер изменения нагрузки от Р = 0 (при направлении силы Р] в сторону коленчатого вала сечение 1—1 не нагружено и ат1п= = 0) до Рз = РлпАх = >ПцГ( 1 ( + Х,), что имеет место при положении поршня в в. м. т. (атах = Ор). Дополнительные напряжения в сечении 1—1 от запрессовки в поршневую головку шатуна втулки при этом не учитываются. Таким образом, нагрузка Р, меняется по закону пульсирующего цикла. [c.169]

Нанесение покрытия и подслоя чаще всего производят плазменным способом [40]. Считается, что сцепление керамического покрытия с подслоем, а подслоя с основным металлом поршня имеется только механическое. Вследствие этого прочность сцепления в значительной степени зависит от качества подготовки поверхности поршней перед нанесением покрытий. Толщина покрытия, которая может длительно работать на поршне без отслоения, зависит от величины напряжений, возникающих в нем при нанесении, уровня рабочих напряжений, конфигурации камеры сгорания, наличия вьсточек и острых углов, а также от технологических факторов. Величина напряжений, возникающих в покрытии на дизеле, зависит от перепада температуры в нем, а также от различий в коэффициентах линейного расширения покрытия, подслоя и материала поршня (см. табл. 22 и 35). Учитывая напряженное состояние, конструктивные и технологические факторы, на головки поршней наносят покрытия толщиной 0,4—0,6 мм. При заданной толщине покрытия эффективность в снижении теплового состояния поршня определяется прежде всего коэффициентами теплопроводности керамики, которые до последнего времени еще мало исследованы. Данные, имеющиеся в литературе, по характеру изменения этого коэффициента от температуры, влиянию пористости и т. п. часто [c.122]

Для исследования напряженного состояния поршней дизелей типа ДЮО была составлена расчетная схема (рис. 66, а), в котороеопирание поршня на вставку производится на бурт крайней спирали, канавки для колец не учитываются, юбка включается полностью в виде цилиндра постоянной толщины. Расчетное сечение горизонтальными и цилиндрическими поверхностями разбивается на блоки. Для уменьшения их числа производилась неравномерная разбивка крупные блоки взяты для центра головки и очень крупные — для юбки. [c.127]

Для измерения напряжений в поршнях дизелей тйпа ДЮО и 11Д45 применяли датчики базой 10 мм. Высвобождение напряжений производили разрезкой поршня, используя метод кубиков. В поршнях дизелей типа ДЮО предварительно отрезали тронковую часть по канавке третьего кольца, при этом напряженное состояние головки практически не изменялось, но значительно облегчались наклейка датчиков и проведение исследований. [c.142]

Измерение напряжений от сил давления газов. Для этих измерений широко используют гидравлические стенды, на которых имитируют воздействие на поршень сил давления газов. Гидравлический стенд (рис. 74) был применен Харьковским заводом [6] для измерения напряжений в поршнях вариантов 14А, 14Б, 14В, 27 и др. На стенде производили измерения только в самом поршне с опорой его на специальную подставку. Нагрузку осуществляли только на наружную поверхность днища нагнетанием дизельного топлива в полость над резиновой диафрагмой, под которую насыпали мелкую стальную дробь диаметром 1 мм. Фланец цилиндра соединяли с плитой основания при помощи шести шпилек. Датчики базой 10 мм наклеивали на наружную и внутреннюю поверхности днища в плоскости оси пальца в радиальном направлении, а на боковые поверхности головки — только в осевом. При измерениях напряжений над диафрагмой поддерживалось давление, равное максимальному давлению сгорания для поршней дизелей 2Д100 — 90 и ЮДЮО—100 кгс/см . [c.143]

Схема наклейки датчиков была такая же, как и для измерения остаточных напряжений. Датчики, наклеенные на наружной поверхности днища, выводили через специальное отверстие в головке во внутреннюю полость между поршнем и вставкой. Выводные конш датчика укрепляли на боковых поверхностях поршня. Отверстие в Днище для выводных проводов заливали эпоксидной смолой. Компенсационный датчик, установленный внутр ь цилиндра, находился в масляной ванне. [c.144]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...