Расчет шатунной шейки

Расчет шатунной шейки Таблица 18 [c.275]

РАСЧЕТ ШАТУННОЙ ШЕЙКИ [c.462]

Методика расчета шатунной шейки У-образного двигателя с двумя шатунами, расположенными рядом на одной шейке (см. рис. 102, г), аналогична вышеприведенной, а расчет шатунной шейки в некоторых случаях производят для трех сечений по масляным отверстиям и по среднему сечению шейки (см. 56). [c.253]

При заданных условиях необходимо определить размеры сечений вала и шатунной шейки, а также назначить размеры прямоугольного сечения щек в зависимости от большего из диаметров по соотношениям h = 1,250 Ь = 0,6/ , после чего провести проверочный расчет на прочность. Принять допускаемые напряжения а] 800 кгс/см . Расчет вести по IV теории прочности. [c.353]

Определение диаметров вала и шатунной шейки. Расчет на прочность круглого бруса при изгибе с кручением по IV теории производится по формуле (12.40), откуда [c.355]

В табл. 17, составленной для двухтактного четырехцилиндрового автомобильного двигателя (см. фиг. 32) при = = 0,5 е, соответствующем максимуму крутящего момента, показано удобное расположение граф для записи тангенциальных и нормальных сил и набегающих моментов. С целью унификации записи и расчетов, значения сил и моментов отнесены к 1 см площади поршня. Тангенциальные силы Т , Т , и и нормальные силы Zj, Zj, Zj и действуют соответственно на I, II, III и IV шатунные шейки. [c.165]

Кручение щек и изгиб шатунной шейки при передаче через колено набегающего момента при свободно опертом и достаточно жестком колене незначительны поэтому в данном расчете ими можно пренебречь. [c.170]

Были испытаны два вала первый при напряжениях 5,0 кгс/мм (по расчету на сечение шатунной шейки) и 18,0 кгс/мм (по расчету на сечение наименьшего сопротивления, т. е. по щеке ) второй при напряжениях 7,0 кгс/мм (по шейке) и 22,0 кгс/мм (по щеке). Оба вала разрушились по шейке, по сечению наименьшего сопротивления (рис. 114). Разрушение началось в галтелях коренной и шатунной шеек в местах, прилегающих к наименьшему сечению щеки (рис. 115). Первая трещина образовалась в наиболее нагруженной галтели шатунной шейки. [c.191]

Крутящие нагрузки, действуюш,ие на коленчатый вал, состоят из суммарных (набегающих) моментов от периодических усилий, приложенных к шатунным шейкам, и динамических эффектов, связанных с крутильными колебаниями, возникающими в системе коленчатого вала совместно с вращающимися частями присоединенных агрегатов или валопроводом установки. Для уточненного определения величин действительных крутящих моментов в сечениях коленчатого вала должен выполняться расчет, вынужденных колебаний эквивалентной динамической системы с учетом ее демпфирующих свойств и особенностей возмущающих сил. Для определения величин переменных крутящих моментов упрощенно предполагалось, что моменты от периодических усилий и динамические моменты от резонирующих гармоник могут непосредственно суммироваться. В рассматриваемом случае коленчатый вал имеет настроенный маятниковый антивибратор крутильных колебаний, при котором на режиме полной мощности динамический момент Мац" 108 000 кгс см, амплитуда набегающих моментов на этом режиме для третьей шатунной шейки 365 ООО кгс см. Расчетное амплитудное значение момента для наиболее напряженной по кручению третьей шат)Шной шейки Мак = Л + М д = 365 000+, [c.344]

Эксцентричное выполнение отверстия в шатунной шейке увеличивает податливость колена на % [13]. При уточненном расчете крутильной податливости привода, который, как правило, выполняют с применением ЭВМ, дополнительно учитывают влияние прогибов валов и деформаций смятия в шлицевых, призматических и сегментных шпоночных соединениях. [c.125]

Пример 70. Проверить прочность двухопорного коленчатого вала (риа 310) при нагружении его силой, приложенной к шатунной шейке перпендикулярно к плоскости колена, если [о] = 1 200 кГ смК При расчете принять,, что опоры сопротивляются скручиванию коренных шеек, но не препятствуют их повороту при изгибе (реактивные усилия в опорах изображены на рис. 310). Сечение шеек—-круглое, й = 2 сж сечение щек — прямоугольное, 1x4 см. [c.315]

Как известно, ввиду незначительности нагружающих коренные шейки изгибающих моментов эти шейки рассчитывают только на кручение (ошибка расчета 2—3%). Вместе с тем большие, чем в шатунных шейках, напряжения, а также необходимость снижения напряжений [c.223]

Сложные напряжения в опасных сечениях шатунной шейки, коренной шейки и щеки коленчатого вала в обоих случаях расчета могут быть определены по второй или третьей теориям прочности [c.172]

Шатунные шейки валов судовых двигателей помимо обычного расчета на прочность проверяются также по формулам Морского Регистра СССР. [c.261]

Радиус галтелей коленчатого вала во избежание возникновения больших концентраций напряжений не должен быть менее 2—3 мм, в практике расчетов его принимают в пределах 0,035—О 080 соответственно от диаметра коренной или шатунной шейки. Наибольшие концентрации напряжений возникают при расположении галтелей коренных и шатунных шеек в одной плоскости. [c.248]

Расчет шатунных шеек. Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб. Скручивание шатунной шейки происходит под действием набегающего момента Мш.ш , а изгиб — под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа М и в перпендикулярной плоскости Мт. Так как максимальные значения скручивающего и изгибающих моментов не совпадают по времени, запасы прочности шейки от кручения и изгиба определяют независимо друг от д уга, а затем их суммируют, определяя общий запас прочности. [c.250]

Во время работы двигателя масло, заполнив все полости вала, поступает под давлением на трущиеся поверхности. Одновременно со смазкой трущихся поверхностей масло используется для охлаждения подшипников вала. Отверстия для выхода масла на подшипники просверливают в менее нагруженной части шеек. Как показывают расчеты, отверстия в шатунной шейке выгодно [c.111]

Коленчатые валы ДВС, устанавливаемых на тяговых и транспортных машинах, обладают относительно большой крутильной жесткостью по сравнению с деталями и узлами трансмиссии. Это позволяет при расчетах крутильных колебаний возмущающие моменты, действующие на все шатунные шейки валов, складывать, не учитывая сдвиги по фазам, вызванные деформированием этих валов. В таком случае возмущающий момент, действующий со стороны двигателя на трансмиссию, [c.101]

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]

В некоторых случаях применяют специальные патроны. На рис. 98 показан специальный патрон с гидравлическим зажимом, предназначенный для установки и закрепления коленвала на операции шлифования шатунных шеек. Базирование детали происходит по пятой коренной шейке во вкладыше 5. Угловое ориентирование вала происходит по вспомогательной базовой плошадке, профрезерованной на противовесе восьмой щеки. Этой площадкой вал прижимается к упору 9. Этим же упором вал приводится во вращение. Зажим детали происходит сухарем 8, прикрепленным к рычагу 6. Этот рычаг может поворачиваться вокруг оси 7 на определенный угол. Усилие зажима от поршня 2 гидроцилиндра через тягу 4 передается рычагу 6, который своим вторым плечом через сухарь 8 прижимает деталь к вкладышу 5. Ось оправки (коренной шейки) смещена относительно оси вращения патрона с таким расчетом, чтобы ось вращения шатунной шейки совпадала с осью вращения патрона, т. е. на величину радиуса кривошипа. Отжим детали происходит с помощью пружины 3, при выпуске масла из правой полости цилиндра пружина 3 отводит поршень 2 вправо и через тягу 4 поворачивает рычаг 6 в обратную сторону, освобождая деталь. После обработки двух соосных шатунных шеек вал необходимо повернуть вокруг оси коренных шеек на угол 90° для совмещения оси двух других шатунных шеек с осью патрона. Для этой цели служит делительный механизм, который укрепляется в самом патроне после освобождения от сил зажима вал поворачивают на угол 90° вместе с делительным диском 14. Диск имеет угловые выступы, расположенные через 90°. При повороте скошенная сторона выемки нажимает на собачку 11, которая, поворачиваясь вокруг своей оси, выходит из выемки и своими скосами скользит по наружной поверхности делительного диска. При этом пружина 13 сжимается плунжером 12. При повороте на 90° собачка 11 оказывается против выемки в диске и под действием пружины 13 входит в выемку диска и фиксирует положение вала. Регулирование углового положения произво- [c.160]

Изложенное обусловило необходимость установить в первом приближении рациональные скоростной и нагрузочный режимы начальной работы отремонтированных двигателей с помощью расчета инерционных и газовых нагрузок, действующих на сопряжения поршень — цилиндр и шатунная шейка коленчатого вала — вкладыш подшипника , в зависимости от скорости вращения коленчатого вала и мощностных показателей. Для этих расчетов были использованы общеизвестные положения по кинематике и динамике двигателя [154, 194, 195]. [c.171]

Силы, действующие на шатунную шейку коленчатого вала, представлялись в зависимости от угла поворота кривошипа в виде полярной нагрузочной диаграммы для каждого отдельно взятого цикла (рис. 64). При расчетах и графическом изображении значения сил давления газов на тактах сжатия, расширения и выпуска принимались положительными силы инерции поступательно движущихся масс имели положительные значения у нижней мертвой точки и отрицательные — около верхней мертвой точки. Силы давления, полученные без учета влияния центробежных сил, откладывались но осям координат У и Z полярной диаграммы. [c.172]

По этим напряжениям и рассчитывают шатунную шейку вала. В коренной шейке (сечение В—В) изгибающий момент равен нулю, и расчет ведется только на кручение [c.232]

Расчет вала в первом положении. Шатунная шейка (см. 26.7,а) изгибается силой Рщ Рг Рг пор которая при несимметричном колене дает реакции [c.313]

Величины нагрузок Z, Г, С и берутся из динамического расчета двигателя с учетом их направления Рш и Рщ — центробежные силы шатунной шейки и заштрихованных частей щеки — определяются расчетом по геометрическим размерам вала Рпр — центробежная сила инерции противовеса— находится по формулам теории уравновешения в зависимости от типа двигателя. [c.177]

Создание индивидуальных методов проектирования и изготовления двигателей Стирлинга является более предпочтительным, но и более трудоемким, чем использование некоторых заимствованных решений из существующей практики двигателестроения. В особенности это касается подшипников и коленчатого вала. Существующие стандартные методы расчета и конструирования ДВС и его отдельных элементов предусматривают различные методики вплоть до учета влияния давления газа и сил инерции. Осторожный подход в этом случае обеспечивает правильный выбор подшипников, шатунной шейки коленчатого вала, шатунов и других элементов двигателя Стирлинга. Следует отметить, что размеры и соотношения, полученные расчетным путем, являются зачастую недостоверными и вызывают опасения до тех пор, пока правильность их не подтвердится работой двигателя. Эта особенность хорошо известна конструкторам и инженерам, чья деятельность связана с испытаниями ДВС. [c.71]

Шарнир пластический 436, 439 Шарнирно-неподвижная опора 188 Шарнирно-подвижная опора 190 Шаровой тензор напряжений ИЗ Шатун, расчет 495 Швеллер 469 Шейка 41, 43, 50, 130 Шов сварной 154, 273 [c.606]

Расчет шатунной шейки. Набегающие моменты, скручивающие шатунные шейки, определены графическим способом (рис. 106). Значения /Ик.шг взяты по графикам (см. рис. 105), а —TR = = +0,5 Мкр.цг — для однопролетного симметричного вала. [c.258]

Расчет шатунной шейки. Набегающие моменты, скручивающие шатунные шейки, приведены в табл. 62, где значения Мк.шь Л1кр.ц.л( и Л1кр.ц.пг взяты из табл. 61, а Л1ш.шг = 0,5 (Л1кр,ц,л1 Ь [c.263]

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]

В качестве примера приведем расчет правой щеки (табл. 19). Из таблиц динамического расчета имеем 2тах — 6456 кГ 2тш = 1 24 кГ (с учетом центробежной силы вращающейся части шатуна) Р] ш=408 кГ центробежная сила шатунной шейки Р и = 318 Г центробежная сила неуравновешенной части щеки.. Р пр = 740 кГ центробежная сила противовеса. [c.277]

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]

На основании данных динамического расчета имеем коленчатый вал полноопорный (см. рис. 77, а) с симметричными коленами, но с асимметричным расположением противовесов (см. рис. 102, а) сила инерции противовеса, расположенного на продолжении щеки, Р р = = 13,09 кН реакция на левой опоре от противовеса Р р = —9,75 кН центробежная сила инерции вращающихся масс /Сл = —15,91 кН радиус кривошипа / = 39 мм. С учетом соотношений, приведенных в 51, и анализа существующих двигателей принимаем следующие основные размеры колена вала (см. рис. 102, а и б) 1) коренная шейка — наружный диаметр йк.ш = 50 мм, длина /к.ш= 28 мм 2) шатунная шейка — наружный диаметр .ц, = 48 мм, длина /ш.ш =-28 мм -3) расчетное сечение А — А щеки — ширина Ь =76 мм, толщина А = 18 мм. Материал вала — чугун ВЧ 40-10. [c.254]

Расчет моментов, изгибающих шатунную шейку, приведен в табл. 60, где значения /Срк1 = — 0.5/Срк1 и TI = —0.5Г1 взяты из табл. 32 [c.258]

В табл. 24 приведены формулы для определения реакций опор и изгибающих и крутящих моментов в характерных точках колена при расчете коленчатого вала по разрезной схеме. Радиальная и тангенциальная нагрузки считаются приложенными в середине длины шатунной шейки, реакцип в середине коренных. [c.230]

В случае двухрядных, многорядных и звездообразных двигателей второе Положение кривошипа определяется положением максимума кривой тангенциальных сил всех цилиндров дан ной секции, обслуживаемых рассчитываемым кривошипом. В этих многоцилиндровых двигателях первое и второе положения кривошипл по характеру И сложности расчета почти одинаковы, так как влиянием набегающих моментов здесь пренебрегать недопустимо. Различие этих двух положений кривошипа при наличьи набегающих моментов в отношении сложности расчета вала заключается лишь в том, что при первом положении шатун и кривошип лежат в одной плоскости (на схеме вытянуты в одну линию), вследствие чего отсутствует тангенциальная составляющая силы, действующей на шатунную шейку. При втором положении кривошипа, соответствующем повороту на угол 30° и больше от в. м. т. на цапфу кривошипа действует и нор мальная, и тангенциальная составляю щие силы, направленной по оси шатуна [c.166]

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]

Для удобсгва аналитического расчета составляют таблицу (форма 2), по которой определяют экстремальные значенпя нормальных К и касательных Т сил, действующих на различных шатунных шейках. Разности углов фз—фц фз—ф1 и т. д. показывают смещение процессов в отдельных цилиндрах по отношению к первому кривошипу. [c.472]

При наличии промежуточной щеки можно вести расчет по формуле (161) для одноколенного вала с удвоенной длиной шатунной шейки. К найденной длине следует добавить длину эквивалентного вала, найденного для промежуточной щеки по формуле (160). [c.85]

Пример 8.1. Проводится определение запаса прочности и вероятности разрушения для определенной детали парка находящихся в эксплуатации однотипных стационарно нагруженных изделий применительно к многоопорному коленчатому валу однорядного четырехцилиндрового двигателя, поставленного как привод стационарно нагруженных насосных, компрессорных и технологических агрегатов. Основным расчетным случаем проверки прочности для этой детали является циклический изтиб колена под действием оил шатунно-лоршневой группы. Эти силы при постоянной мощности и числе оборотов двигателя находятся на одном уровне с незначительными отклонениями, связанными глайным образом с отступлениями в регулировке подачи топлива и компрессии в цилиндрах. Причиной существенных отклонений изгибных усилий является несоосность опор в пределах допуска на размеры вкладышей коренных подшипников и опорные шейки вала, возникающая при сборке двигателя, а также несоосность, накапливающаяся в процессе службы от неравномерного износа в местах опоры вала на коренные подшипники. Соответствующие расчеты допусков и непосредственные измерения на двигателях позволили получить функции плотности распределения несоосности опор и функцию распределения размаха [c.175]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...