Расчет поршня

Расчет поршня 2 сервомотора коробчатого сечения (см. рис. V.31, а) выполняют по формулам, прив денным в курсах деталей машин [c.173]

Конструкции и расчет поршней. . ..... ООО [c.5]

Конструкции и расчет поршней [c.600]

Диаметр пальца рассчитывают исходя из 3. Расчет поршне- наибольшего давления Ртах в рабочем простран-вых пальцев стве и диаметра О цилиндра. Обычно в тихоходных двигателях диаметр пальца (0,35- -- -0,50) О, а в быстроходных я (0,31- 0,41) О диаметр отверстия (фиг. 160) (0,55- 0,75) й. Для определения напряжений и удельных давлений действительную картину распределения нагрузок упрощают, как это представлено на фиг. 160. Среднее удельное давление при [c.611]

Глава четвертая содержит сведения о конструкции и расчете поршней, поршневых колец и поршневых пальцев, а также о материалах для их изготовления. В главе изложены основные требования, предъявляемые к конструкции поршня, обладающего высоким сроком службы и улучшающего эксплуатационные качества двигателя (снижение расхода масла, уменьшение шумности работы и др.). [c.3]

Расчет поршня и поршневого кольца [c.165]

РАСЧЕТ ПОРШНЯ И КОЛЕЦ [c.445]

Фиг. 473. К расчету поршня двигателя.

Расчет поршня и колец 447 [c.447]

При расчетах поршней других тепловозных дизелей [13], [14], [21] были использованы следующие величины [c.72]

В поршнях могут одновременно действовать девять видов напряжений. В зависимости от их конструкции, технологии изготовления и условий эксплуатации некоторые виды напряжений могут иметь наибольшие значения, а отдельные—отсутствовать. В 1 гл. II было сказано, что при расчете поршни с некоторыми допущениями можно заменять осесимметричным цилиндрическим телом, в котором имеется стационарное распределение температуры. Напряжения и деформации [c.125]

Расчеты с использованием оболочек вращения. Для расчетов напряжений и деформаций в деталях сложных форм часто применяют теорию тонких оболочек вращения. В последние годы этот метод начали широко использовать для расчета поршней, цилиндровых гильз, крышек, клапанов и других деталей, обладающих осевой симметрией. Для этого осесимметричную деталь заменяют системой оболочек вращения. [c.133]

Из изложенного следует, что метод расчета деформаций и напряжений поршней с использованием теории тонких оболочек вращения является более простым по сравнению с методом конечных элементов. Он удобен для сравнительной оценки вариантов конструкций, хотя точность расчетов снижается с возрастанием толщины стенок и им трудно рассчитывать напряжения в местах с резкими изменениями сечений. Метод непригоден для расчета поршней, у которых отсутствует осевая симметрия. [c.135]

Появление новых расчетных и экспериментальных методов не исключает необходимости в испытаниях натурных образцов поршней. Даже при использовании ЭВМ и такого эффективного метода как конечные элементы, нельзя еще вести расчеты поршня, как пространственной конструкции с учетом пластичности и релаксационных свойств металла. По многим материалам, применяемым для поршней, имеются не все физико-механические и прочностные характеристики в диапазоне рабочих-температур, а также отсутствуют коэффициенты концентрации напряжений для конструктивных форм и металлов поршней. В связи с этим фирмы, заводы и научно-исследовательские организации, занимающиеся разработкой поршней и проведением работ no повышению их надежности, создают специальные стенды и установки для ускоренных испытаний натурных образцов. [c.204]

Г. Расчет поршнев ых двигателей [c.222]

РАСЧЕТ ПОРШНЯ И ДЕТАЛЕЙ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ [c.304]

Стабилизирующий отпуск поршней из этих сплавов следует проводить при более высоких температурах, чем температурные условия работы поршня (последние порядка 200—250°). Если этого не сделать, то в процессе работы в материале поршня неизбежно протекание дополнительных процессов стабилизации структуры и связанных с этим объемных изменений и разупрочнения. Естественно, что при расчете поршня на прочность необходимо исходить именно из этой более низкой (против максимально возможной) прочности, получаемой в результате стабилизации при более высоких температурах. [c.420]

Так например, для определения толщины диска поршня с достаточной степенью точности можно пользоваться видоизмененной следующей формулой (применяющейся при расчете поршней судовых машин), дающей удовлетворительные результаты для паровозных поршней диаметром 600—800 мм, и употребительным наклоном образующей конуса к горизонтали в 55—65° [c.354]

В заключение расчета поршня нужно указать, что необходимо проверить на смятие коническую поверхность соприкосновения ступицы поршня со штоком. [c.355]

Для увеличения производительности насоса решено увеличить скорость поршня вдвое. Соответственно в 2 раза увеличиваются угловые скорости валов редуктора привода насоса. Электродвигатель заменяют другим, имеющим вдвое большую мощность, чем прежний. Можно ли, не производя проверочных расчетов, использовать прежний редуктор [c.288]

При расчетах полагать движение поршня равномерным и процесс сжатия воздуха в аккумуляторе изотермическим. Атмосферное давление Ра,, = 0,1 МПа. [c.29]

В ряде случаев при расчете истечений под переменным напором можно пренебрегать фактором весомости жидкости, принимая, что истечение происходит только под действием давления поршня или газа в резервуаре. [c.306]

Результаты расчета можно представить графически. На рис. 5.13 изображен график изменения силы f u, приложенной к поршню, 3 со стороны цилиндра (стойки) 4(см. рис. 5.11,6). Положительные ординаты соответствуют действию силы влево. Как видно, при 0< ifM< 180° поршень прижат к зеркалу цилиндра своей правой образующей при 180°<(pi <360° он должен был бы быть прижат левой образующей. Однако на участке 290 -320° происходит весьма нежелательное двукратное перемещение поршня в зазоре, сначала слева направо, а затем справа налево. Этого перемещения не было бы, если массы m.i и поршня и шатуна имели бы меньшую величину. [c.199]

К шатуну 2 от поршня 3 (сила Fzi) и от коленчатого вала / (сила / 21). Цифрами указаны соответствующие значения обобщенной координаты ф в градусах. Годографы сил и график F i4(i(n) нужны для расчета деталей механизма на прочность, жесткость и продольную устойчивость, а также для расчета кинематических пар [c.201]

Расчет поршня карбюраторного двигателя. На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) получили диаметр цилиндра D = 78 мм, ход поршня S = 78 мм, действительное максимальное давление сгорания, ргд = 6,195 МПа при м = 3200 об/мин, площадь поршня /"ц = 47,76 см , наибольшую нормальную силу Л тах = 0,0044 МН при ф = 370°, массу поршневой группы Отц = 0,478 кг, частоту вращения и хшах = 6000 об/мин и Х = 0,285. [c.209]

Расчет поршня дизеля. На основании данных расчетов (теплового, скоростной характеристики и динамического) диаметр цилиндра D = 120 мм, ход поршня S = 120 мм, максимальное давление сгорания рг = 11,307 МПа при rajv =2600 об/мин, площадь поршня Fn =113 см", наибольшая нормальная сила Л тах= 0,00697 МН при Ф = 390°, масса поршневой группы /Пц = 2,94 кг, частота вращения Пх.хтах = 2700 об/мин, к = 0,270. [c.211]

Дальше от ступицы напряжения становятся меньше, так что диск на периферии можно сделать тоньше, однако точный расчет поршней с постепенно от центра к периферии утоняющейся стенкой еще не произведен. Линднер i) предлагает делать диск у ступицы в 1,2 до 1,3 раза толще, а у обода в 0,8—0,9 раза тоньше теоретической ТОЛШ.ИНЫ стенки й. Более точный расчет поршня с двумя дисками (закрытого) см. Pfleider r, ZdVdl, 1910, стр. 319. [c.375]

Наиболее важным показателем теплового состояния является температура и распределение ее по телу поршня, т. е. его температурное поле. Для большинства конструкций при расчете поршни тепловоз-пых дизелей можно заменять осесимметричным цилиндрическим телом. В таком теле отсутствуют тепловые потоки в окружном направлении, что позволяет объемную задачу теплопроводности свести к плоской. В кача тве расчетной схемы принимают сектор поршня с углом в один радиан (А0 = 1, рис. 34). При отсутствии полной осевой симметрии можно рассматривать раздельно несколько сечений. Для исследования поршней дизелей 2Д100 со спиральным каналом (варианты 14А, 14Б и 14В — см. рис. 2 и 4) в качестве основного принимали сечения ОА (см. рис. 34), проходящее через лыску против факела форсунки, ОВ — по оси пальца и ОС — вдоль оси выемки. [c.64]

При сравнительных расчетах поршней дизелей 2Д100 [19] для определения мгновенных значений коэффициента теплоотдачи от газов применялась формула Нуссельта — Брилинга [c.72]

При сравнительных расчетах поршней дизелей 2Д100 вариантов 14А, 14Б и 14В [19], имеющих в головке спиральный канал, для определения коэффициентов теплоотдачи в масло использовалась формула для движения жидкости в каналах в турбулентном режиме [22] [c.72]

В расчетах принять 1) массы звеньев шатунов 2 и 4 — т = т = ql, где = 10 кг/м —масса 1 м звена поршней 3 и 5 — = O.Smjl кривоши- [c.205]

При расчетах принять 1) массы звеньев шатунов 2 и 4 — гп2=т д1, где (/=10 кг/м поршней 3 и 5 — /Пз = т5 = 0,3 Отг. Массу кривошипа пе учитывать 2) центры масс шатунов расположены в точках Sj и S4 с координатами BSi = ==0,35fi и DSi = 0,35DE 3) момент инерции шатунов относительно центров масс 1н = тР/в 4) длину шатуна Idk определить по построению (рнс. 6.3, а) [c.205]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...