Дизели Запас прочности

В автомобильных и тракторных дизелях запасы прочности коренных шеек достигают значений 5, шатунных шеек и щек — 2 = 3,0 ч- 3,5. [c.220]

В автомобильных и трактор-. п % ных дизелях запасы прочности коренных шеек достигают значений (3—5), шатунных шеек и щек — 2>-(3,0—3,5). [c.187]

Запасы прочности элементов коленчатого вала дизелей, работающих с высоким наддувом, изменяются в пределах 2—3. [c.220]

Как показывают испытания коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей, чрезмерное снижение металлоемкости валов приводит к снижению их пределов выносливости и потому не может быть рекомендовано. Фактический запас прочности коленчатых валов тракторных дизелей, в частности, равен примерно 1,4. [c.224]

Запасы прочности в щеках (в галтелях сопряжения со щеками) в выполненных дизелях составляют с учетом коэффициента динамического усиления 1,2—3,0, [c.271]

Запасы прочности в поршневых головках шатунов для различных дизелей приведены ниже. [c.282]

Так, минимальный диаметр шейки коленчатого вала дизеля ограничивается запасом прочности шейки. [c.69]

Высокая надежность двигателей при пробеге автомобилей (500— 800 тыс. км с дизелями, 250—350 тыс. км с бензиновыми двигателями и 8000 ч работы тракторных дизелей) определяется величинами запасов прочности и максимальных напряжений, возникающих в блок-картере, головке цилиндров, прокладке газового стыка, коленчатом вале, шатуне, поршневом па.льце, поршне, кольцах и деталях механизма газораспределения. Большое значение имеет также структурная жесткость, зависящая от выбранной силовой схемы, конструктивных форм, рационального распределения металла по объему, размеров и расположения крепящих деталей, силовых связей. [c.366]

Конвертирование бензинового или газового двигателя в дизель представляет собой более трудную задачу, главным образом, ввиду присущих дизелям повышенных рабочих усилий, обусловленных высокой степенью сжатия и большим давлением вспышки. Следовательно, конвертируемый двигатель должен обладать значительными запасами прочности. Конвертирование в данном случае заключается в замене карбюратора топливным насосом и форсунками (или насос-форсунками), изменении степени сжатия (смена головок цилиндров, увеличение высоты поршней или изменение конфигурации их днищ). [c.46]

Запасы прочности коренных шеек должны быть пе меньше 3—4. Абсолютные величины запасов прочности получаются значительными, что объясняется большими диаметрами коренных шеек, вьтбнрае.мымн также из условий обеспечения высокой жесткости и допустимых условных давлений. В дизелях запасы прочности коренных шеек достигают 4—5. [c.472]

Дизели типа ДЮО. Наиболее характерными повреждениями коленчатых валов являются образование трещин, поломка валов и предельная овальность щеек. На основании исследований, проведенных в ЦНИИ МПС, установлено, что причиной образования трещин и поломки чугунных коленчатых валов является недостаточный запас прочности, который определяется коэффициентом запаса прочности, устанавливаемым экспериментальным путем, в зависимости от условий работы детали. Как показали расчеты, для надежной работы коленчатых валов с учетом существующих эксплуатационных условий и установленных норм на величину ступенчатости износа шеек валов и вкладышей подшипников, а также проседания опор , минимальное значение коэффициента запаса прочности не должно снижаться менее [c.132]

На дизелях 2Д70 установлены коленчатые валы (рис. 26), форма которых была определена путем расчета по методу Р. С. Кина-сошвили, а затем испытана на стенде. При повышении мощности базового дизеля 2Д70 на 1000 л. с., т. е. при создании дизеля ЗД70, с целью сохранения унификации необходимо было увеличить надежность коренных подшипников и увеличить надежность подвесной системы коленчатого вала в блоке, для чего завод разработал и ввел коленчатые валы с противовесами. Этот вал позволил уменьшить нагрузки на подшипники коленчатого вала на 30% и увеличить запас прочности в элементах до 2,6 (см. рис. 25, б). [c.43]

Надежность коленчатого вала зависит от рационального выбора его размеров и конструктивных форм, от характера и уровня напряженного состояния, от усталостной прочности и сохранения исходного запаса прочности в процессе эксплуатации. Деформация коленчагого вала тем меньше, чем больше диаметры его шеек и чем меньше расстояние (пролет) между осями коренных подшипников соседних цилиндров, т. е. чем больше жесткость вала. Вместе с тем необходимо стремиться к уменьшению массы вала, но не в ущерб его жесткости. При определении напряженного состояния коленчатых валов необходимо учитвшать упругие деформации его опор в подвесках блок-картера дизеля. [c.151]

На величину запасов прочности коленчатого вала оказывают влияние упругие деформации опор в блоке, точность (ступенчатость) расточки опор, постоянное изменение относительного расположения опор из-за неравномерного износа подшипников и шеек вала. Исследованиями ВНИИЖТ было установлено, что для дизелей типа ДЮО при образовании суммарной ступенчатости по смежным опорам вала, равной 0,14 мм, запас прочности снижается на 25%, а при ступенчатости, равной 0,53 мм, — примерно в 2 раза [35]. По исследованиям, проведенным на Коломенском заводе им. Куйбышева В. В., для промежуточных колен вала при занижении опор на 0,1 мм в галтелях щек, прилегающих к заниженной опоре, переменные напряжения увеличиваются на 30,0—50,0 МПа. Проведенные измерения максимальных напряжений в галтелях ряда валов литых чугунных и стальных показали, что коэффициенты концентрации достигают Ка = 4- -5 относительно номинальных напряжений на шейке и = 2,5- -3,5 относительно напряжений в щеке. На рис. 81 показано распределение максимальных переменных изгибных напряжений в наиболее [c.156]

Как показывает опыт Коломенского завода [35], характер распределения температур в тарелке клапана во многом зависит также от условий охлаждения опорной фаски на крышке цилиндра. Когда клапан непосредственно опирается на тело охлаждаемой крышки цилиндра, то от фаски клапана обеспечивается теплоотвод настолько интенсивный, что температура ее становится ниже температуры центра тарелки. Например, у дизеля 14Д40 температуры клапана в районе фаски 530—570° С, а в центре тарелки примерно 680° С. Растягивающие окружные напряжения от перепада температур равны 135 МПа, а в наплавке ВЗК достигают 300 МПа. При установке в крышку цилиндра седел из жаропрочных материалов (особенно так называемых плавающих , как у дизелей типа Д49, рис. 116, д) теплоотвод от фаски клапана ухудшается, а перепад температур фаски 520° С и центра тарелки 485° С вызывает уже сжимающие напряжения. Температуры выпускных газов в обоих случаях примерно равны 550° С. Применение плавающих седел в крышке может существенно повысить запас прочности в наплавке за счет сжимающих напрЯ жений. Действие сил газов на тарелку клапана, являясь циклическим по времени, создает на фаске сжимающие напряжения, а при высоком уровне растягивающих напряжений может приводить к образованию усталостных радиальных трещин в месте соединения наплавки с основным металлом. [c.201]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...