Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 58
Текст из файла (страница 58)
13, в среднем (опасном) сечении нижней крышки головки приведены на рис. 19. Здесь Р— сила давления на крышку в начале такта всасываиия: Р=( .+ .) К ' (1+ — ~+ + тши)тш . (37) В сравинтельиых расчетах, приняв а = 130' = сопы н учитывая, что часть усилий воспринимает вкладыш, считают о=РХ с 0,025с 0,4 Х + Рис.
ба. Расчетное схема ариеошиаиой солоха» биатуиа где с — расстояние между болтамн (с ис 2г); йа — момент сопротивления изгибу крышки; Р Реал н О уоил— площади н моменты инерции среднего сечения соответственно для крышки и вкладыша головки. о . оза оо ио ла ро ло о' Рис. ба. Заеисичость силоамх Еааторое о срехием сешиии лилией «ришаи «риаошиоиой голоааи шатуиа от угла лалеле» а Расчет деталей поршнемах деигателей Напряжения меннются по пульсиГхюшему циклу н прн расчете по форм!ли (38) достигают ош„= 100 —. 300 МПз. РАСЧЕТ ПОРШНЕВОГО ПАЛЬЦА Поршневой палец испытывает слогкиую деформацию, которую условно расчленяют на изгиб, срез н овалнза. цню (рис.
20) В плавающих пальцах напряжения меняются почти по симметричному циклу. Расчетная нагрузка [6): Р = (Рг ш,х — р,) 8~в — тиггюа (! [- — 11 . (39) !. 7' Расчеюгые напряжения в пальце оп сделают согласно рис. 21. апрнжения при изгибе в продоль. иом направлении Мшах Р (1+ 2З вЂ” 1,5а) йг 1,2йа (1 — па) (40) где й и йг — соответственно наружный н внутренний диаметры пальца; п = = йг!й. е/ Рмс.
ЕЗ. аиды деформаций поршневого лальцаг а — вагиз в лролольиом аавраалеиаш а — среа; а — овалиаацав Напряжение среза в сечении между бобышкой поршня и головкой шатуна Р 1+а+и' гР 1 — аа Если напряжения овализации условно считать равномерно распределенными по длине пальца, то прн схеме иагружения по рис. 21, б Рг Г М,а — — — ~ соэф + 2 8 + — (з 1п ф — ф соя ф) — — ~ 1 и ,а Р Аг = — — х 2 2 Х ~сгж ф+ — (зшф — ф сов ф)~, (42) а напряжения на внутренних волокнах (43) где И вЂ” толщина стенки пальца.
Максимальные напряжения от овали. лапин возникают при ф = 90'. Действительное распределение нагрузки на палец учитывают эксперн. ментальным поправочным коэффициен. том )г = 1,5 — !5 (а — 0,4)в, (44) который можно считать действительным при 0 4 ( п ~ 0 8. Тогда расчетнан формула для макси. мальных напряжений овалиэации принимает вид [6[; Р пашах=огд= х И 0,174 (! + а) (1 — 2а) п)а 0,636 ! — — ~ [1,5 — !5 (п — 0,4)а[. ! — п~ (45) Рекомендуемые запасы выносливости и > 2. В транспортных двигателях пи = = 250ьз 500 МПа; т = 120.
250 МПа; о! шах = ! 20 —:200 МПа. Расчет пормисевого пальца 267 — ш гл ггг ' б) а) Рис. 2!. Расчетные схемы нагртмоиин пормиепого пальца: а — прн расчете нл нэгиб и сргэ. б — при рлсчстс ил онллнэлцню зн/) д 32Е/ (4б) М 8Е/ Лз о= — =-, ' . (4?) Прочность пальца можно повысить химико-термической обработкой его поверхностей. Азотированне позы. шатт прочность пальца на 35 — 45%, цементация на — 15 — 20'Л . Недостаточная чистота обработки внутренней поверхности пальца может существенно понизить его прочность.
РАСЧЕТ ПОРШНЕВЫХ КОЛЕЦ Материалоы для поршневых колец обычно служит серый чугун. Для возможности сборки и большей податливости кольца делают разрез- ными. Чтобы обеспечить плотное прнлеганне кольца к цилиндру во время работы, кольцо в свободном состоянии делают большего диаметра, чем цилиндр. Поэтому при вкладыванни колец в цилиндр в них возникают напряженна а, величина которых ограничивается условием, чтобы при длительной работе не возникла ползучесть материала, которая может привести к уменьшению данлеиия колец на ци.
лнндр. При надевании кольца на поршень оно упруго разгибается н в нем кратковременно возникают напряжения обратного знака а', которые не должны приводить к значительным остаточным деформациям. Распределение давлений по кольцу носит сложный характер и зависит от формы кольца в свободном состоянии и от соотношений жесткостей кольца и цилиндра. Специальным выбором начальной формы кольца можно добиться, чтобы при работе оно прижималось к цилиндру достаточно равноме но по всей поверхности.
ля приближенной оценки напряжений о в кольце можно принять схему нагружения, показанную на рис, 22,а Горизонтальное перемещение свобод. ного конца под действием равномерно распределенной нагруакн э?, Н/см, Полагая / = 0,5Лз, где Лз — разность зазоров кольца в свободном состоянии и после установки в цилиндр, н учитывая, что максимальный изгибающий момент М = 0,50эач получим Для кольца прямоугольного сечения толщиной 6 в радиальном направлении имеем 4ЕЛ Лз 3пПэ ' ( Если цилиндр достаточно жесткий, то Лз яп и (/?н с Рв) (49) где 0„, — наружный диаметр кольца в свободном состоянии; Оц — внутренний диаметр цилиндра. По формуле (48) можно также определять напряжения при надевании 255 Расчхгл деглалей лорммывых двигалчвдей в„ а) эг «1 Рис.
22 К расчету поршневого «ольцвг о — «очьцв пстэвлсиы в цилиндр, б— кольцо в вободпом состоянии, в — схема ««грум ни» иольцв кольца на поршень п', если считать Лв ам и (Є— ()„"., + 6); ()и — наружный диаметр поршня; (г' внутренний диаметр кольца в свобод. ном состоянии; 5 — необходимый мон. тажный зазор. Напряжения в чугунных кольцах обычно о = 150 —;250 МПа. Для обеспечения герметичности среднее давление между кольцом и цилин.
!ЬЕубл драм 4 =- — или (для кольца Зп()в прямоугольного сечения) 4Ь!.'Лв не должно быть слишком мало. Обычно д = 50ил)50 КПа. РАСЧЕТ )(НИША ПОРШНЯ В приближенных расчетах днище поршня рассматривают как круглую пластину постоянной толщины 5, заделанную по внешнему радиусу цилиндра г.
Наибольшие напряжения от давле- ниЯ газов Реем« возникают У заделки на внешней (огневой) поверхности «2 днища отвх = 0 75 ( — ) Рг гпвх ° (,ь ) Допускают напряжения ом,х ии 50 —; 70 МПа для чугунных и алюминиевых поршней и до 100 —:!20 МПа для стальных поршней. С учетом радиальной и осевой неравномерности температур, вызывающей в поршне допочнительные напряжения, приведенные значения допускаемых напряжений увеличиваются в 2— 2,5 раза. ПРОЧНОСТЬ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА По передающимся на корпус нагрузкам К„' и К! могут быть рассчитаны на прочность его элементы. В ответственных случаях, а также при обнаружении дефектов, проводят тензометрирование.
На рис. 23 приведена типичная тензограмма напряжений на боковой поверхности крышки опоры коренной шейки вала четырехтактного автомобильного дизеля Период колебаний Т равен времени двух оборотов иоленвала, появление двух соседних пиков огра. жают влияние вспышек в прилегающих к данной коренной шейке цилиндрах Бдльший пик относится к цилиндру, со стороны которого наклеен тензометр. Крышка воспринимает усилии только от давления газа, т е. нагружается по отнулевому циклу. В этом случае можно принимать предел выносливости о, = (1,4 — 1,6)п, для стальных и о, = = (1,2 — '1,5)п г для чугунных крышек. Рнс.
23. Тснэогрвммв и«приме«на нв «рыжко опоры «оленввяв Расчет деталеб турбомашин 270 Глава !б РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ТУРБОМАШИН РАСЧЕТ ЛОПАТОК НА РАСТЯЖЕНИЕ ОТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ СИЛ Напряжения от центробежных сил. Центробежные силы, связанные с вращением колес турбомашин, вызывают растяжение лопаток. При определении растягнваюших напряжений лопатку рассматривают как консольный стержень переменного поперечного сечения (рис. !).
На малый элемент лопатки объемом Р (г,)дг, действует центробежная сила дС = РвэгэР (гт)дг„(! ] где р — плотность материала лопатки; в — угловая скорость вращения; Р (г,) — площадь поперечного сечения на расстоянии г, от оси вращения колеса. Полная сила, растягиваюшая лопатку в сечении на радиусе г, С (г) = рв' ~ г,Р (г,) дг„(2) г где )7 — наружный радиус лопаточного венца.
В незакрученных (нли слабо закрученных) лопатках напряжения распре- Рпс. !. Определение регг яелмщпх и»- пряженяй е лоплтее делаются по поперечному сечению равномерно, поэтому эй гтр (г,) дгт С (г) а (г) = = реээ Напряжение растяжения определяется только законом распределения площадей сечений по длине лопатки, но не зависит от абсолютной величины плошади сечения. Лопатка постоянного сечения. В этом случае Р (г! = Р, и из формулы (2) получаем С (г) = 0,5рв'Р (Лэ — гя), а напряжение растяжения о (г) = 0,5рсо* ((ся — ге).
(4) Распределение напряжений по длине лопатки постоянного сечения показано на рис. 2. Наибольшее напряжение испытывает ко невое сечение лопатки. 5 бозначая это напряжение через о„, получаем ге а = 0,5рвэ)(э ( ! — — ') = = 0,5риэ (! — с ), (5) где ии —— в)с — окружная скорость на конце лопатки; Ее = гете — относи. тельный радиус втулии.
Рпс. Э. Респределенпе папрпиепяй рост». меппя е лопатке постоянного сечения Расчет лопалюк но растяяссние от иентообсжныл сил 271 1, зматенне рни езаенснмостнотоарумноасаоростнни н пеотностн ма реала р 2 рнн. МПз, прн пя. м/с Матсрнал т см 1ОО~ 150 200 450 250 300 350 400 500 650 !72 248 337 440 26 62 1!0 557 688 З32 2,75 Алюманпеаые спласи Татанооые сплааы Стала Жаропроеаые сплавы 406 707 734 551 720 962 1256 998 1304 281 491 509 180 314 326 91! !590 1660 1125 1963 2038 45 !01 79 177 82 183 1361 2375 2465 7,85 8.! 5 Р(г) = Р (/7) + + (Р ('о) Р Я)) ~ — ) нли Р (г) / г ге и Р (го) х Е =Х-( (1 — Х) ~~1 — — '), где Я =- и (/72 — го) — площадь проточной части рабочего колеса.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
