Расчет шатунной группы

РАСЧЕТ ШАТУННОЙ ГРУППЫ [c.222]

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]

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]

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]

Оценка момента начала выборки осевых зазоров в шатунной группе произведена на примере насоса 223.20 при частоте вращения вала оз = 2470 об/мин, вязкости рабочей жидкости л = 33 сСт и радиальном зазоре 6 = 15 и 45 мкм, Расчет произведен для случая действия инерционной составляющей только от массы поршня (Рпт) и от суммарной массы поршня и шатуна (Рц т) при и 10. Усилие от разрежения принято Рр=4 Н. [c.27]

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]

Кроме этого, детали, участвующие в возвратно-поступательном движении (ползуны, шатуны), сортируются по весу, так как при наличии большой разницы в весах возможно появление в механизме неуравновешенных сил, вызывающих колебание машины. Это особенно относится к быстроходным механизмам и машинам. Например, для многоцилиндровых двигателей внутреннего сгорания допускаемая разница в весе поршней одного и того же двигателя обычно колеблется от 20 до 40 г (при диаметре поршия до 150 мм). Поэтому поршни перед сборкой взвешивают и распределяют на четыре-пять групп по весу с таким расчетом, чтобы разница их весов не превышала указанных величин. [c.42]

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]

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]

Определение давлений в кинематических парах. Определение давлений в кинематических парах механизма начинаем с анализа последней (считая от ведущего звена) присоединенной группы и заканчиваем последовательным переходом от одной группы к другой силовым анализом ведущего звена. Порядок силового расчета проследим на примере определения давлений в кинематических парах в 7-м положении механизма. Решение данной задачи начинаем с рассмотрения условий равновесия структурной группы, состоящей из ползуна 5 и шатуна 4 (рис. 109, а и приложение П1, лист 4). Для этого раскладываем реакцию Т з.4, действующую в паре В, на составляющие 3,4 3,4 3.4 = -f 3.4. [c.266]

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]

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 рис. 10 приведены результаты расчета динамических составляющих при соударении масс шатунной группы насоса. Расчет произведен для частоты вращения вала 2470 об/мин, массы поршня 0,09 кг, шатуна 0,07 кг, прижимной пластины 0,07 кг, среднестатического распределения зазоров в сопряжениях шатунной группы 5 п = 0,82 мм, 6 в = 0,71 мм, 52 1,53 мм. Суммарному зазору, 52 = 1,53 мм соответствует угол ф = 28°42, зазору в==0,71 мм — угол ф=19°24 усилие удара шатуна о прижимную пластину при 8в = 0,71 мм достигает 760 Н. Усилие [c.23]

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]

На конструкцию фундамента влияют вес и габариты машины, характер действия машины на фундамент (уравновешенная машина, машина с кривошппно-шатунными механизмами, кузнечные молоты и другие машины ударного действия и т. п.), система связи машины с другими машинами и агрегатами (транспортные средства, трубопроводы и т. п.), технологическая схема движения продукции и отходов. Наибольшее влияние на конструкцию фундамента оказывают вес и геометрические размеры машины и характер ее действия на фундамент. Соответственно этому различают несколько групп фундаментов, сходных по конструктивным признакам и по методам расчетов. [c.46]

В обеих схемах существенная роль отведена устройству, состоящему из звеньев 2—7, в котором легко можно распознать прямило Гарта. Ранее (рис. 18, в) мы рассмотрели это прямило и привели формулы (25), (26) и (33), необходимые для его расчета. В связи с наличием в нем ламбдообразной группы, состоящей из звеньев 2 и 6, шатун 2 будет всегда опираться концами О и fi на стороны прямого угла OGS, а конец О — двигаться по звену 7 или по его продолжению. [c.101]

Нетрудно заметить, что отрезок АС = I может рассматриваться как кривошип другой ламбдообразной группы, в которой шатуном служит звено ВВ = 21. Для окончательного расчета механизма следует снова использовать формулы (26) и (33). Подставив в них [c.150]

Динамические факторы, которые необходимо принимать во внимание при конструировании, можно разделить на две группы связанные с динамической нагруженностью и связанные с динамической балансировкой движущихся частей двигателя. Динамические нагрузки оказывают решающее влияние на определение основных размеров двигателя Стирлинга, Термодинамический анализ работы двигателя предъявляет определенные требования к рабочему объему, длине шатуна и др., однако количественно эти требования выражены безразмерными параметрами и, следовательно, не устанавливают каких-либо реальных размеров. Определение размеров этих компонентов основывается на последующих динамических расчетах, включающих определение нагрузок на подшипники, величины изгибающего момента на шатуне и т. и. Двигатель Стирлинга благодаря используемому в нем замкнутому циклу по своей приро- [c.28]

При решении ряда технических вопросов прочности приходится иметь дело с задачами динамики. Например, при расчете многих машинных частей, участ-вуюпцих в движении, приходится принимать во внимание силы инерции. И напряжения, вызываемые этими силами, иногда во много раз больше тех, которые получаются от статически действующих нагрузок. Такого рода условия мы имеем при расчете быстровращающихся барабанов и дисков паровых турбин, шатунов быстроходных машин и паровозных спарников, маховых колес и т. д. Решение таких задач может быть выполнено без особых затруднений, так как здесь деформации не играют роли мы можем при подсчете сил инерции рассматривать тела как идеально твердые и потом, присоединив найденные таким путем силы инерции к статическим нагрузкам, привести задачу динамики к задаче статики. Эти задачи достаточно полно были рассмотрены в курсе сопротивления материалов, и мы на них здесь останавливаться не будем, а перейдем к другой группе вопросов динамики — к исследованию колебаний упругих систем под действием переменных сил. Мы знаем, что при некоторых условиях амплитуда этих колебаний имеет тенденцию возрастать и может достигнуть таких пределов, когда соответствующие ей напряжения становятся опасными с точки зрения прочности материалов. Выяснению таких условий, главным образом по отношению к колебаниям призматических стержней, и будет посвящена настоящая глава. Как частные случаи рассмотрим деформации, вызываемые в стержнях внезапно приложенными силами, и явление удара. [c.311]

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]

Согласно изложенной выше методике кинетостатического расчета явух-поводковых групп при определении реакций в кинематических парах двухповодковой группы D45 следовало бы в первую очередь вычислить тангенциальную составляющую реакции, действующей на звено 4 в точке С, а затем из условия равновесия всей группы определить нормальную составляющую реакции в точке С и реакцию Р . действующую на ползушку. Однако в нашем случае возможно отступление от oouiero порядка определения реакций потому что точка приложения реакции Рее известна. Действительно, так как на ползушку действуют три силы P = + Р5, реакция со стороны шатуна Р45 и реакция Р ь со стороны направляющих, причем направления первых двух сил проходят через точку Е, то и направление реакции Р должно проходить через эту же точку, потому что направления трех уравновешивающихся сил пересекаются в одной точке. Поэтому, составляя сумму моментов относительно точки С для сил, действующих на звенья группы D4S, получаем [c.390]

Для определения сил инерции необходимо знать массы деталей крпвошипно-шатунного механизма. Прп этом для упрощения динамического расчета действительный кривошипный механизм динамически заменяют эквивалентной системой сосредоточенных масс. Все движущиеся деталп ио характеру их двин ения делят на три группы. [c.342]

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]

Расчет оборудования для деталей первой группы производится на основании суммарной годовой и суточной программы цеха по количеству и поверхности групповых подвесок. Следовательно, расчетной загрузочной единицей здесь является одна подвеска с деталями. Габариты и расчетная поверхность подвески с деталями выбираются по габаритам и поверхности одной или нескольких деталей наиболее крупного размера. В данном случае принимаем условна для стационарных ванн, полуавтоматов и автоматов габариты подвески, на которой будут завешиваться 2 руля, 8 шатунов и т. д. 400X100X500 лш поверхность подвески около 15 дм . [c.540]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...