Расчет поршневой группы

РАСЧЕТ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ 44. ПОРШЕНЬ [c.204]

Приведем в качестве примера расчет по этому методу износа узла шатунно-поршневой группы двигателей тракторов при различном техническом состоянии составляющих конструктивных элементов. [c.43]

В табл. 3 были приведены данные проверки технического состояния деталей шатунно-поршневой группы двигателя одного из тракторов в различные периоды его использования. Там же были приведены результаты расчета общего износа узла шатунно-поршневой группы с помощью старых методов, подтверждающие их противоречивость. [c.241]

Более прост поверочный приближенный расчет значения угла ф в радианах, к которому обращаются при малых значениях угла и синхронном вращении блока цилиндров с поршневой группой (i j = а — р к 0) в тех случаях, когда при компоновке гидромашины заведомо оказывается невозможным касание штока кромки цилиндра в блоке. Сущность этого приема заключается в приближенном определении угла ф по двум составляющим ф . и ф,, [c.67]

Ориентировочный (в порядке первого приближения) расчет необходим для предварительного выбора гидроусилителя и других элементов гидропривода. После окончания проектирования поршневой группы насоса производится более точный расчет момента на регулирующем органе с использованием уравнений (3.20) — (3.57), в которых коэффициенты определяются по конкретным размерам Dp, Dl, L, d,u и т. д.). [c.90]

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]

Как это будет показано ниже, в цикле работы золотника, соответствующем одному двойному ходу поршневой группы агрегата, большой удельный вес занимают стоянки золотника в крайних положениях. Очевидно, для этих положений золотника расчет щелевых уплотнений головок золотника нужно вести по формулам (58-59). [c.127]

Вторым требованием к золотниковому устройству является обеспечение им полного (согласно расчету) перемещения реверсируемой поршнево группы до крайних положений в целях максимального использования рабочих объемов цилиндров двигателя и насоса и сокращения до минимума вредных объемов в цилиндрах. При этом должна быть исключена вероятность механических ударов поршней в крайних положениях. [c.129]

В первую очередь расчету на тепловую напряженность подвергаются поршневая группа, головка и стенки цилиндров, коленчатый вал, выпускные клапаны, а также сложные детали, изготовленные из материалов с неодинаковыми коэффициентами линейного расширения. Необходимо отметить, что, как и предыдущие расчеты, расчет деталей двигателя на тепловую напряженность может быть выполнен лишь приближенно. [c.52]

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]

При расчете цилиндро-поршневой группы конструктор должен располагать исходными данными для определения давления и параметров конструкции. Этими данными в основном являются тип цилиндро-поршневой группы расположение цилиндра (вертикальное, наклонное или горизонтальное) вес подвижных частей (стола, салазок или головки, штока или цилиндра, приспособлений или изделия) максимальные и минимальные скорости перемещения составляющие усилия резания, совпадающие с направлением движения стола и нормальные к направляющим материалы трущихся поверхностей конструкция направляющих система смазки и т. д. [c.85]

Предположим, что рассматривается задача о силовом расчете кривошипно-ползунного механизма одноцилиндрового поршневого двигателя, приводящего во вращения какую-либо рабочую машину. Если в качестве ведущего звена выбран кривошип 1 (рис. 471, а) двигателя, то присоединяемая группа И класса будет состоять из шатуна 2 и поршня 3. После силового расчета этой группы определится реакция шатуна 2 на кривошип 7 — сила Кроме того, кривошип находится под действием силы и пары сил с моментом М , представляющих собою результирующие от внешних нагрузок и сил инерции. Под действием этих сил и реакции Poi стойки кривошип в общем сл) ае не будет находиться в равновесии. Для равновесия необходимо приложить уравновешивающую силу Ру или уравновешивающий момент Му. Этими уравновешивающими силой и моментом являются реактивные силы или момент от той рабочей машины, которая приводится в движение рассматриваемым двигателем. Если ко- [c.366]

Предположим, что рассматривается задача о силовом расчете кривошипно-ползунного механизма одноцилиндрового поршневого даигателя, приводящего во вращение какую-либо рабочую машину. Если в качестве ведущего звена выбран кривошип 1 (рис. 13.12, а) даигателя, то присоединяемая группа II класса будет состоять из шатуна 2 и поршня 3. После силового расчета этой группы определится реакция шатуна 2 на кривошип 1 — сила Р . Кроме того. [c.273]

Расчет размерной цепи необ.ходимо проводить для такого положения механизма, когда шатунно-поршневая группа находится в верхней мертвой точке. В этом положении размерная цепь является плоскостной угловой, а отклонения составляющих звеньев размерной цепи оказывают наибольшее влияние на замыкающее звено. [c.320]

На основании проведенных расчетов и выполненных исследований можно утверждать, что оптимальная величина уровня вибрации отремонтированного двигателя для данной частоты составляет 67—68 дБ, при этом дисбаланс коленчатого вала в сборе с маховиком не должен превышать 40 гс-см, масса комплекта шатунно-поршневой группы не должна быть более 2390 г и зазор в подшипниках— не более 0,1— 0,12 мм. [c.325]

В первую очередь расчету на тепловую напряженность подвергаются поршневая группа, головка и стенки цилиндров, коленчатый вал, выпускные клапаны, а также сложные детали из материалов с неодинаковыми коэффициентами линейного расширения. [c.97]

РАСЧЕТ ПОРШНЯ И ДЕТАЛЕЙ ПОРШНЕВОЙ ГРУППЫ [c.304]

Знание характера теплообмена между газом и стенками цилиндра (днищем поршня, крышкой и втулкой цилиндра) является определяющим для расчета теплонапряженности деталей цилиндро-поршневой группы. В настоящее время теория теплообмена в поршневых машинах является наименее разработанным вопросом. Причину этого следует искать как в сложности явления конвективного теплообмена в камере переменного объема, так и в сложившейся практике подмены расчетов непосредственным экспериментом. Это не может не сказаться на развитии поршневых машин [c.52]

Предположим, что рассматривается задача о силовом расчете кривошипно-ползунного механизма одноцилиндрового поршневого двигателя, приводящего во вращение какую-либо рабочую машину. Если в качестве начального звена выбран кривошип I (рис. 13.12, а) двигателя, то присоединяемая группа II класса [c.261]

В учебнике рассмотрены вопросы проектирования и расчета автомобильных и тракторных двигателей. Дан анализ и приведены данные по конструкции и расчетам блоков и головок цилиндров, деталей поршневой и шатунной групп, коленчатых валов, деталей механизмов газораспределения, а также систем смазки и охлаждения. Приведены примеры конструкций деталей и узлов отечественных и зарубежных двигателей, а также соответствующие справочные материалы. В некоторых случаях изложение материалов сопровождается числовыми примерами. [c.2]

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]

В двигателях внутреннего сгорания существенными являются крутильные колебания коленчатого вала, связанного с поршневой группой. Расчетная схема такого вала представляет собой крутильную систему из дискретно расположенных массив ных элементов и упругих элементов между ними. В зависимости от конструкции эта система может быть простой, открытой или разветвленной, а также замкнутой, кольцевой. Система обладает многими собственными частотами, поэтому для опре- деления амплитуд крутильных колебаний необходимо знать амплитуды силовых воздействий, состоящих из многих гармоник. При наличии в системе вала специальных муфт проявляются нелинейные свойства, которые должны быть отражены в расчетной схеме. Демпфирование существенно снижает амплитуды в резонансных и околорезонансных областях частот возбуждения. Демпфирование не поддается предварительному расчету на основании чертежа проектируемого объекта, однако данные [c.14]

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]

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]

Пример проектного расчета размерных цепей методом пробных расчетов. На рис. 7.13 показана шатунно-поршневая группа базового компрессора АУ-200. С целью обеспечения долговечности работы компрессора на основании исследований [63] необходимо, чтобы суммарное влияние отклонений составляющих звеньев вызывало перекос поршня в цилиндре данного компрессора, не превышающий 0,066 ммпаЮОмм длины. Произведем соответствую-ющий расчет. [c.320]

При расчете механических потерь в силовом цилиндрё и в рабочих органах станка, связанных с ним, учитывают конструкцию гидродвигателя, положение цилиндра относительно горизонтальной плоскости, вес перемещающихся частей гидродвигателя и рабочего органа, скорости их перемещений, материалы трущихся частей и т. д. В первом приближении сопротивление сил трения в цилиндро-поршневой группе может быть определено по формуле [c.314]

Предполагаемая расчетом и осуществленная указанными выше методами уравновешенность обеспечивается соблюдением требований точности изготовления деталей и сборки. Поэтому вес деталей, входящих в шатунно-поршневую группу, должен быгь по возможности одинаковым для всех цилиндров одного двигателя. Одинаковой должна быть и интенсивность работы каждого цилиндра, зависящая от степени сжатия, рабочего объема цилиндра, четкости и идентичности работы органов газораспределения и других факторов. [c.295]

Силы, действующие на детали шатунно-поршневых групп Газовые силы определяют на основании индикаторных диаграмм, представляющих собой изменение давления рабочего-тела в горячей, холодной и буферной полостях в зависимости от изменения соответствующих объемов или угла поворота коленчатых валов а. Индикаторные диаграммы двигателя получают либо при расчете рабочего процесса, либо при непосред-ственнол4 индицировании двигателя при выполнении динамических расчетов будем считать их заданными. Изменение давления рабочего тела буферной полости довольно точно следует изотерме рб1 б = onst. Давление газа в картере двигателя обычно принимают постоянным / к= onst. [c.66]

В книге рассмотрены существующие методы тепловых расчетов поршневых машин. Проанализированы термодинамические модели циклов двигателей и поршневых компрессоров. Предложен метод расчета д. в. с. и поршневых компрессоров, основанный на использовании принципа элементарных балансов, с помощью ЭВМ. Приведены уравнения и обобщенные расчетные зависимости, характеризующие процесс конвективного теплообмена в рабочих цилиндрах поршневых машин. Рассмотрены особенности теплообмена в зарубашечном пространстве поршневых машин с жидкостным охлаждением влияние масляных зазоров на интенсивность теплообмена в цилиндро-поршневой группе. Описаны результаты исследований течения паров и газов через клапанные устройства и потерь давления в них. Освещены вопросы температурного состояния цилиндро-поршневой группы. [c.2]

Зависимости изменения показателей работы дизеля ЮДЮО от уменьшения эффективных сечений выпускных окон втулки цилиндра (рис. 127) получены в результате расчета математической модели рабочего процесса поршневой части двигателя совместно с агрегатами воздухоснабжения при частоте вращения коленчатого вала 850 об/мин и постоянной цикловой подаче топлива, соответствующей номинальной мощности. Эффективные сечения выпускных окон оцениваются произведением где tiB — коэффициент истечения и Рв — сечение окон. Сечения окон уменьшаются в эксплуатации при отложении на них нагара, из-за чего уменьшается эффективная мощность двигателя Ne, индикаторный iii и эффективный г е к. п. д. Индикаторный к. п. д. уменьшается из-за понижения коэффициента избытка воздуха для сгорания а при уменьшении расхода воздуха через двигатель. На изменение механического т]м к. п. д. оказывают влияние затраты мощности на приводной центробежный компрессор, которая прямо пропорциональна расходу воздуха. Отложение нагара на выпускных окнах сопровождается увеличением температур отработавших газов перед турбиной U и температур характерной точки поршня t . Уменьшение коэффициента избытка воздуха а и рост температур т и t указывают на заметное увеличение тепловой напряженности работы цилиндропоршневой группы и деталей проточной части турбины турбокомпрессора. Частота вращения ротора турбины Пт понижается, и при уменьшении эффективного сечения окон свыше 20% работа центробежного компрессора приближается к границе помпажа. Этот режим характеризуется малым расходом воздуха и достаточно высокими степенями повышения давления, что приводит к срыву воздушного потока в проточной части компрессора, колебаниям давлений воздуха в ресивере и неустойчивой работе двигателя. [c.215]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...