Расчет подшипников коленчатого вала

Расчет подшипников коленчатого вала [c.242]

Подсчитаем надежность защиты подшипников коленчатого вала и цилиндров двигателя ЗИЛ-130 от частиц загрязнения масла при использовании разных очистителей. Для расчета примем расход очищенного масла через ДАСФО-1 [c.250]

Задаваясь при конструировании (из условия размещения подшипников коленчатого вала) величиной л (см. рис. 16.1), можно найти значения R, L, I. Для энергетического расчета и построения графика допустимых усилий найдем аналитическую зависимость перемещений ползуна s и угла поворота кривошипа а. Отсчет перемещений будем вести от крайнего нижнего положения ползуна, а отсчет углов — от горизонтали, проходящей через ось кривошипа О в сторону, противоположную направлению фактического движения. [c.227]

Следует заметить, что на этом рисунке в схему включена повторная замена вкладышей коренных 6 и шатунных 5 подшипников коленчатого вала, обозначенная штриховыми кружками. Но поскольку эксплуатационные вкладыши, уменьшенные по внутреннему диаметру на 0,05 мм, уже использованы на пробеге 97,6 тыс. км (первая замена), то для восстановления работоспособности двигателя на пробеге 176,0 тыс. км необходимо заменять коленчатый вал с вкладышами одновременно. Расчеты, приведенные ниже, также подтверждают экономическую целесообразность такой замены. [c.58]

Выполненный расчет структуры и периодичности ремонта двигателей ЗИЛ-130 со сталеалюминиевыми вкладышами показал, что повышение долговечности вкладышей подшипников коленчатого вала упрощает систему ремонта двигателей (рис. 2.8). Вместо четырех узловых [c.65]

Б. В целях упрощения структуры ремонтных воздействий по восстановлению работоспособности двигателей ЗМЗ-53 целесообразно планировать замену клапанов или их притирку одновременно с заменой поршневых колец и вкладышей подшипников коленчатого вала на пробеге 150 тыс. км. Расчеты показывают, что такое совмещение экономически выгодно 51 = 27,0 р. 52=36,2 р. А5 = =5г—51=9,2 р. (в расчет принята замена клапанов, а не их притирка). [c.70]

Когда поршень достигает в. м. т., то во избежание удара между его днищем и крышкой должен быть предусмотрен зазор. Величина этого зазора выбирается с таким расчетом, чтобы он не исчезал со временем по мере нагревания и удлинения шатуна и поршня, обжатия прокладки между крышкой и цилиндром, по мере износа подшипников коленчатого вала, шатуна и втулок поршневого пальца и т. д. Газ остается также в выемках крышки цилиндра, где размещены всасывающие и нагнетательные клапаны, в выемках деталей клапанов, в зазорах между головкой поршня и стенкой цилиндра. Таким образом набирается значительная величина объема, называемого вредным пространством или мертвым объемом , или мертвым пространством . В существующих компрессорах мертвый объем составляет 3—10% от рабочего объема цилиндра, описываемого поршнем. И он действительно приносит существенный вред работе компрессора. Поэтому конструкторы стремятся сократить величину вредного объема свести к нулю его невозможно. [c.57]

Усилия, действующие на шатунные и коренные шейки и подшипники коленчатого вала, находят построением векторных диаграмм (рис. 113) и их развертки в функции угла поворота кривошипа. Расчет на прочность и жесткость подшипникового разъемного узла может быть проведен по методам, предложенным в работе [35]. Вкладыши подшипников обычно рассчитывают на основе гидродинамической теории смазки [7, 10]. Предварительный расчет их заключается в проверке работоспособности в пусковых условиях под действием сил давления газа без учета сил инерции, в рабочих условиях под действием суммарных сил давления газа и сил инерции. [c.195]

Анализируя конструкции различных машин, их сборочных единиц и деталей, нетрудно заметить, что многие типы деталей и сборочных единиц встречаются почти во всех машинах с одними и теми же функциями, например болты, механические передачи, валы, подшипники и др. Эти детали (сборочные единицы) называют деталями общего назначения их теорию, расчет и конструирование изучают в курсе деталей машин. Детали и сборочные единицы, характерные для сравнительно ограниченного числа видов машин, предназначенных для выполнения специальных функций (шпиндели станков, коленчатые валы, шатуны, канаты и т. п.), рассматривают в соответствующих курсах. [c.258]

Анализируя конструкции различных машин, их узлов и деталей, не трудно заметить, что многие типы деталей и узлов встречаются почти во всех машинах с одними и теми же функциональными назначениями, например болты, валы, механические передачи, подшипники, муфты и др. Эти детали (узлы) называют деталями общего назначения-, их теорию, расчет и конструирование изучают в курсе Детали машин . Все другие детали (узлы), применяющиеся только в одном или нескольких типах машин (шпиндели станков, коленчатые валы, поршни, шатуны, канаты и т. п.), относят к деталям специального назначения и изучают в соответствующих специальных курсах. [c.8]

При этих допущениях коленчатый вал в отношении передачи усилий рассматривается как прямая балка, свободно лежащая на опорах п нагруженная сосредоточенными силами расчет вала производится обычно в предположении, что он разрезан по опорам и нагружен силами, сосредоточенными в серединах подшипников. Влияние на рассчитываемое колено других колен учитывается лишь величиной набегающего момента от соседних цилиндров, расположенных со стороны свободного конца вала. [c.166]

Если шарикоподшипники снимали с вала, то их вновь надевают в горячем состоянии. Для этого шарикоподшипники нагревают в масле при температуре 100—120° С и насаживают на коренную шейку до упора в щеку вала. Когда подшипники остынут до температуры 40° С, вал вставляют в картер. С этой целью картер устанавливают на заднюю стенку, а на конец коленчатого вала навертывают технологическую муфту. Подъемным механизмом вал поднимают и заводят в картер так, чтобы задний шарикоподшипник вошел в свое гнездо в стенке картера. Затем на шпильки передней крышки картера надевают прокладку и вставляют крышку с таким расчетом, чтобы передний шарикоподшипник вошел в гнездо крышки, а ее фланец плотно лег на прокладку. В этом положении крышку закрепляют на шпильках гайками, под которые укладывают замковые шайбы. [c.66]

Средние нагрузочные режимы в трансмиссии автомобиля фиксируют для определения дисперсии или расчета долговечности подшипников ходовой части автомобиля. Для этой цели удобно пользоваться электроимпульсными счетчиками, регистрирующими количество нагружений на заданных уровнях нагрузки. Иногда применяют упрощенные методы измерения мощности двигателя по разрежению во впускном трубопроводе или по часовому расходу топлива и угловой скорости коленчатого вала двигателя. Следует, однако, отметить, что эти упрощенные методы не обеспечивают необходимой точности эксперимента. [c.91]

Коленчатый вал 2 изготовляют кованым нз стали 45. Опоры вала выполняют на подшипниках скольжения или качения. Вал имеет обычно две илн четыре опоры. Расчет на прочность коленчатого вала и удельных усилий в опорах ведут по. методике, изложенной выше (см. главы 2 и 12). [c.264]

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]

Коленчатые валы , стр. 419 и след) наименьшая длина цапфы I зависит, как и у всех подшипников, от теплоты, развиваемой трением. Расчет и металл для завивки подшипников см. Подшипники для валов , стр. 434 и след. [c.413]

Пример расчета коленчатого вала с двумя подшипниками. На вал (фиг. 231) поршневой машины (в данном случае вертикальной) действуют сила шатуна Р и вес махового колеса О (на маховом колесе надет ремень). [c.422]

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]

Для расчета на прочность коленчатого вала необходимо определить опорные реакции, которые можно условно приложить в середине коренных подшипников [c.232]

Используя изложенный выше метод расчета нестационарно нагруженных подшипников, были проанализированы различные способы повышения несущей способности, которые показали, что наибольший эффект в данном случае дает ликвидация кольцевых смазочных канавок на части рабочей поверхности как коренного, так и шатунного подшипников. Кольцевые канавки в данной конструкции двигателя были сделаны для того, чтобы обеспечить подачу смазочного материала от коренных подшипников к шатунным через отверстия в шейках коленчатого вала и от шатунных подшипников по отверстиям в шатунах к головкам поршней для их охлаждения. [c.244]

Модель трибосистемы состоит из четырех основных блоков модели расчета коленчатого вала как статически неопределимой рамы, лежащей на упругих опорах модели гидродинамического и теплового расчета нестационарно-нагруженного подшипника, учитывающего пространственные перемещения шеек вала трехмерных моделей определения упругих характеристик и деформируемого состояния коленчатого вала двухмерных моделей определения линейных и угловых упругих характеристик опор со связанными с ними элементами блока цилиндров. [c.462]

Конец коленчатого вала, опертый в подшипниках скольжения, был нагружен сравнительно небольшим усилием Р от зубчатого колеса, расположенного между опорами. Расчет на прочность при обычном для коленчатых валов допускаемом напряжении 20 кГ/мм привел к конфигурации конца вала, изображенной на рис. 85, а. Непрерывные аварии переднего подшипника заставили внимательнее присмотреться к конструкции узла. Когда коленчатый вал установили на испытательный стенд и подвергли действию силы, равной расчетной силе, то оказалось, что конец вала деформировался и принимал в поперечном сечении форму эллипса, большая ось которого превышала диаметр подшипника на 0,2 мм. Между тем, при диаметральном зазоре 0,1 мм эллипсность, равная только 0,05 мм, совершенно уничтожает клиновидность масляного слоя на участке максимального сближения вала с подшипником, являющуюся непременным условием правильной работы последнего. [c.144]

При обнаружении повышенного износа шеек валов н подшнпннков н определении с помощью расчетов и соответствующих экспериментов наличия смешанного режима смазки изыскивают пути перевода на жидкостной режим смазки. В соответствии с диаграммой Герсн—Штрибека (рис. 2) образование такого режима (участок 3) возможно вследствие повышения вязкости смазки, угловой скорости и снижения давления. Смягчить условия работы трибо-системы иногда удается с помощью конструктивных изменений трущихся деталей. Например, бесканавочная конструкция подшипников коленчатого вала дизелей тепловозов позволила перевести работу таких подшипников в жидкостный режим смазки, устранить случаи задиров шеек коленчатых валов н существенно поднять долговечность трущегося узла [301. [c.135]

Однако все способы определения опорных реакций статически неопределимых систем при числе лишних неизвестных больше четырех довольно трудоемки даже при сделанных выше упрощающих допущениях, которые лишь весьма приближенно отражают действительную картину распределения нагрузок вдоль коленчатого вала. По этой и по другим причинам в практике двигателестрое-ния методы расчета многоопорных коленчатых валов, основанные на теории многопролетных балок и балок на упругом основании, не получили распространения расчет вала производится обычно в предположении, что он разрезан по опорам и нагружен силами, сосредоточенными в серединах подшипников. Влияние на рассчитываемое колено других колен учитывается при этом лишь величиной набегающего крутящего момента от соседних цилиндров, расположенных со стороны свободного конца вала. [c.168]

A. Незначительная разница в ресурсе вкладышей подшипников коленчатого вала (120 тыс. км) и порщневых колец (125 тыс. км) дает основание без расчетов считать целесообразным их одновременную замену на пробеге 120 тыс. км. [c.72]

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]

Расчет и выбор посадок с натягом. Посадки с патягом предназначены в основном для получения неподвижных неразъемных соединений без дополнительного крепления деталей. Иногда для повышения надежности соединения дополнительно используют шпонки, штифты и другие средства креилення, как, например, при крепле-ппи маховика на коническом конце коленчатого вала двигателя. Относительная неподвижность деталей обеспечивается силами сцепления (трения), возникающими на контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединения. Благодаря надежности и простоте конструкции деталей и сборк1г соединений эти посадки применяют во всех отраслях машиностроения (например, при сборке осей с колесами на железнодорожном транспорте, венцов со ступицами червячных колес, втулок с валами, составных коленчатых валов, вкладышей подшипников скольжения с корпусами и т. д.). [c.222]

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]

При большом количестве подшипников и при коротких участках вала критические угловые скорости имеют весьма высокие значения. При эксплуатационных числах оборотов, встречающихся на практике, они обычно не проявляются. Такое положение наблюдается, в частности, у коленчатых валов. Так, при трех и даже двух опорах коленчатого вала четырехцилиндрового двигате-, 1Я не возникают крутильные колебания в пределах эксплуатационных режимов. Однако может наступить явление резонанса от какой-либо из гармонических составляющих возбуждающих усилий, вызывающих поперечные колебания вала. При больнюм количестве сосредоточенных масс на валу в статически-неопре-делимых случаях расчет крутильных колебаний является задачей сложной и трудоемкой в вычислениях. Только несколько частных случаев являются исключением. Поэтому был разработан целый ряд методов, которые допускают приближенно и с меньшей затратой труда установить низшую критическую угловую скорость, практически представляющую основной интерес. [c.58]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Точный расчет коленчатого вала на прочность вследствие сложности его формы и невыясненности характера действия расчетных нагрузок, зависящего от жесткости вала и его опор, деформаций картера, упругой осадки опор, несоосности подшипников, износа коренных шеек, а также ряда других причин невозможен. Данные экспериментальных исследований показывают, что напряжения в элементах коленчатого вала, полученные при его лабораторных испытаниях, могут значительно отличаться от расчетных. Вследствие этого на практике пользуются различными приближенными методами расчета, позволяющими получить условные напряжения в элементах коленчатого вала. [c.215]

В настоящее время условные способы расчета коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей заменены более точными методами определения запасов прочности валов, учитывающими особенности конструкции и применяемых материалов, изменение нагрузок по времейи, а также изгибные и крутильные колебания. Большое значение при проектировании коленчатых валов приобретает в настоящее время расчет их на жесткость, так как жесткость вала может определять не только работоспособность и износостойкость шатунных и коренных шеек вала и его подшипников, но и связанных с ним механизмов (механизма газораспределения и др.). [c.222]

Приближенный расчет этих сил и моментов производится в предположении, что коленчатый вал является разрезной балкой это позволяет не учитывать давления газов в цилиндре, так как эти силы, действуя на поршень и одновременно на крышку цилиндра, замыкаются через шатун, коленчатый вал и остов двигателя в каждом отсеке последнего между смежными рамовыми подшипниками. [c.176]

Расчет коленчатого вала на упругол основании достаточно сложен, не учитывает многих факторов и, в частности деформации опор подшипников. Проверка результатов расчета при ходе ползуна 5 йс 0 (при 5 > 0 всегда применяют формулы без учета упругости подшипников) требует полного перерасчета, поэтому в этом случае целесообразно применение ЭВМ. [c.53]

Расчет многоопорных конструкций двухкривошипных валов ведут по разрезной схеме, рассматривая каждую из двух частей вала как одноколенчатый двухопорный вал. Из-за больших осевых усилий, возникающих на червяке червячной передачи, особое внимание следует уделить выбору его подшипников. Их выбирают по эквивалентной нагрузке. Наиболее рационально применять радиально-упорные подшипники, так как упорные подшипники имеют слишком большие размеры по оси вала. Многие ножницы для листового металла имеют механический привод прижимной балки, а прижимную балку сплошную, жесткую. Жесткая прижимная балка не может обеспечить равномерного распределения усилия прижима по длине балки. В таком приводе наблюдаются частые поломки пружин. Поэтому при модернизации указанного узла рекомендуется использовать отдельно подпружиненные прижимы или применять отдельные гидравлические прижимы. В гидравлическом приводе прижимов наиболее уязвимым местом является втулка ролика поршня насоса. Ролик получает перемещение от кулачка И, расположенного на коленчатом валу (см. рис. 12.2). Допускаемые удельные усилия на контактных поверхностях роликов [ 1 с 150 МПа. [c.172]

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]

Повышение работоспособности подшипников тепловозных дизелей семейства 5Д49 мош-ностью 3000...4000 л.с. [15]. Шестнадцатицилиндровые У-образные тепловозные дизели семейства 5Д49 имеют восемь шатунных и десять коренных подшипников мощностью 3000 л.с. при частоте вращения коленчатого вала 1000 мин . Эксплуатация двигателей первого исполнения показала, что имеют место многочисленные задиры коренных и шатунных шеек коленчатого вала. Расчет траекторий движения вала и минимальной толщины смазочного слоя в этих подшипниках показал [15], что подшипники не удовлетворяют условию обеспечения достаточного запаса несущей способности. [c.244]

На рис. 6.55 приведены результаггы расчетов по изменению траектории движения центра вала в одном из трех наиболее нафуженных (третьем) коренном подшипнике дизеля 5Д49 при разном числе противовесов на щеках коленчатого вала. Изменение схемы уравновешивания приводит к существенному изменению характера траектории в направлении меньшего перемещения шейки вала в пределах зазора. Это приводит к увеличению наименьшей за цикл работы двигателя (720° поворота вала) минимальной толщины смазочного слоя. [c.245]

Центробежные силы, которые нагружают при высоких скоростях вращения все элементы коленчатого вала и приводят к возникновению поперечных колебаний, должны уравновешиваться с помощью противовесов. Противовесы с соответствующей массой крепятся к продолженным в сторону коренных подшипников щекам коленчатого вала. При расчете противовеса учитываются вес колена кривошипа, включая щеки, и шатунная головка шатуна, включая вкладыши. Полноопорные коленчатые валы не создают каких-либо-конструктивных или практических трудностей при их уравновешивании. Уравновешивание коленчатых валов с уменьшенным числом опор является более сложным. [c.79]

Расчету валов, лежащих в длинных подшипниках, посвящена статья С. И. Блинника [26]. Справочный материал по расчету коленчатых валов и других типовых узлов и деталей кузнечно-прессовых машин с использованием гипотезы пропорциональности приводит А. Н. Нистратов [263]. [c.88]

Из табл. 2 видно, что удельная работа трения от сил инерции во много раз превосходит удельную работу трения от сил давления газов, что приводит к неравномерному износу шейки по окружности. Наибольшая удельная работа трения от сил инерции наблюдается на 1-й коренной шейке, чем в основном и объясняется ее наибольший износ. По соотношению работ от сил инерции следовало бы ожидать на 4-й коренной шейке износ, приближающийся к износу на 1-й коренной шейке, чего не наблюдается. Это, по-видимому, объясняется тем, что принятая при расчете схема жесткого вала не соответствует реальному упругому валу. Квренная шейка 7-й опоры имеет наименьший износ вследствие наименьшей работы трения и влияния роликового подшипника главного генератора, ограничивающего деформации прилегающего конца коленчатого вала. [c.223]

К вышеуказанным задачам можно отнести расчет следующих соединений напрессовка венцов зубчатых колес, насадка дисков паровых турбин, посадка колец подшипников качения, посадка бондажных лент водяных турбин, посадка различного рода дисков на валы и втулок в корпуса машин, соединения деталей сборных коленчатых валов, посадка кулачков крупных двигателей на распределительные валы и др. [c.411]

Вкладыши подшипников. При наличии рисок, зад1фов, отслоения или повышенного износа вкладыши заменяют. На вкладышах не должно проводиться никаких подгоночных операций. Если при проверке вкладышей окажется возможным их дальнейшее использование, го проверяют зазор между ними и шейками коленчатого вала. Зазор можно определить расчетом, измерив диаметры шеек, постелей под вкладыши и толщину вкладышей. В том случае, если зазор превы- [c.18]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...