Диски — Деформации относительны

Постоянную интегрирования определим из деформации относительно радиуса кривизны диска (р = = R/ os а) [c.110]

Используем уравнения, связывающие напряжения и деформации. Относительные удлинения элемента диска [c.208]

Фрикционное кольцо имеет две щеки, между которыми расположены ребра, образующие радиальные вентиляционные каналы. Эти каналы продуваются при вращении дисков в процессе движения поезда и способствуют отводу тепла в окружающую среду. Вместе с тем они несколько увеличивают сопротивление движению. Фрикционное кольцо имеет возможность свободных деформаций относительно ступицы в процессе нагрева, что уменьшает термические напряжения. Отсутствие резьбовых соединений упрощает уход за дисками в эксплуатации, Благодаря высокой износостойкости мате-252 [c.252]

Установив тензометр на поверхности испытываемой детали (образца) и прижав его к последней с помощью струбцины 21 , создают начальную нагрузку и, вращая диск лимба, вывинчивают микрометрический винт до его соприкосновения с контактом пера. При этом электрическая цепь замыкается, что узнается по электрическому сигналу. В момент появления сигнала по шкале лимба снимается отсчет Ль после чего вращением лимба в обратную сторону электрическая цепь прерывается и прекращает действие сигнала. Затем нагрузка увеличивается. Под действием повышенной нагрузки исследуемый элемент деформируется, вследствие чего участок I (база прибора) изменяет свою длину на величину А1, а призма с пером поворачивается в ту или другую сторону, что вызывает изменение расстояния между контактами. Вращая снова лимб, доводят контакты винта и пера до соприкосновения, определяемого по электросигналу, и снимают по лимбу следующий отсчет Лг. Разность показаний прибора Аг—А = АА пропорциональна величине абсолютной деформации Д/, т. е. Д/ = /С-ДЛ, где К—коэффициент пропорциональности, равный цене одного деления шкалы лимба. Значение коэффициента К определяется из следующих соображений. Так как шаг. микрометрического винта равен 0,5 мм. а шкала лимба имеет 100 делений, то его поворот относительно указателя на одно деление соответствует поступательному перемещению винта на величину 0,5/100 = 0,005 дз . Следовательно, разность отсчетов АЛ является мерой перемещения 5 конца пера, т. е. 5 = 0,005 АЛ. Так как призма с пером образует двуплечий рычаг с отношением плеч ------= 5, то перемещению [c.58]

Pq — внутреннее рабочее циклическое давление в сосуде под давлением Рд — безразмерная характеристика относительного уровня напряжения в дисках компрессоров (турбин) по этапам полета ВС Г/, — радиус зоны пластической деформации, формируемой в полуцикле разгрузки материала Rj — радиус диска компрессора (турбины) [c.23]

Сравнение нагруженности дисков на стенде и в эксплуатации проводилось из условия равенства эквивалентных коэффициентов интенсивности напряжения при достижении одинакового шага усталостных бороздок независимо от предыстории нагружения и напряженности дисков. Рассматривались коэффициенты интенсивности напряжения и коэффициенты интенсивности деформации, через которые при сравнительном анализе можно прийти к относительной характеристике напряженности дисков на стенде и в эксплуатации. Указанное условие имеет вид [c.551]

Образец 1 торцовой поверхностью диска устанавливают на внутренний бурт трубчатой штанги 2. Положение штанги относительно измерительных рычагов системы измерения деформаций 3 регулируется с помощью резьбы, связывающей штангу с опорной трубой 4, которая своим верхним торцом установлена на бобышке вакуумной камеры. Положение опорной трубы фиксируется установочным винтом 5. [c.160]

Замыкающие пружины располагаются или центрально на оси вращения дисков, или по периферии. В последнем случае устанавливают несколько пружин, расположенных симметрично относительно оси вращения и на равном расстоянии друг от друга, так чтобы их равнодействующее усилие было направлено по оси вращения. Обеспечение этого условия требует достаточно высокого качества изготовления пружин с одинаковой жесткостью и одинаковыми размерами. Регулирование тормозного момента при центральной пружине проще, чем при нескольких пружинах, расположенных по периферии. Применение для тормозов с осевым нажатием тарельчатых пружин весьма удобно оно позволяет получить малые габариты замыкающего устройства при значительной величине усилия. Кроме того, при определенном выбранном отношении свободной высоты пружины к толщине листа, из которого она сделана, можно получить в некотором диапазоне изменения деформации практическую независимость ее от нагрузки, т. е. тарельчатые пружины могут на некотором участке своей характеристики обеспечить практическое постоянство развиваемого ими усилия независимо от величины деформации [103]. Изменением толщины пружины и соответствующей установкой регулировочных болтов эту часть характеристики можно выбрать по максимуму замыкающей силы. При этом изменение деформации пружины вследствие износа накладок не приводит к существенному изменению замыкающего усилия, что устраняет необходимость в регулировании тормоза по мере изнашивания накладок. [c.224]

Этот ЛИСТ 7 прикреплен к поршню 5 цилиндра 4 гидроуправления тормозом. Цилиндр 4 укреплен неподвижно на оси / и не может вращаться или перемещаться в осевом направлении. Рабочая жидкость подается в цилиндр 4 через отверстие 3. При движении поршня 5 гофрированный лист 7 перемещается вместе с ним и прижимается к тормозной колодке 8 из фрикционного материала, имеющей также гофрированную поверхность и прикрепленной к вращающемуся диску 9 тормозного устройства. Охлаждающая жидкость подается через трубку 2 из теплообменника в кольцевые каналы /0 между гофрированным диском и опорным кольцом 6 и отводится через такую же трубку, расположенную симметрично относительно трубки 2. Внутренняя поверхность гофрированного листа 7 имеет большое количество канавок, что существенно увеличивает поверхность охлаждения. Выступающие части диска 7 опираются на поверхность кольца 6, что уменьшает деформации при замыкании тормоза. При применении упругих дисков [c.234]

Неравномерность вращения при v=l может наступить, например, под действием сил собственного веса диска и вала. Момент силы веса относительно линии соединения опорных точек равен периоду одного оборота (v=l). Напишем уравнения движения вала, в которых, как и выше, не учитываются деформации закручивания вала [c.38]

Поперечные дисковые ребра при их относительно небольшой высоте могут быть образованы пластической деформацией стенки трубы или приварены к ней в виде отдельных дисков. При значительной высоте ребра необходимая плотность соединения его с трубой достигается раздачей трубы гидравлическим давлением. [c.95]

Определение напряжений и деформаций от центробежных сил — главный этап расчета дисков на прочность. Равномерно нагретые по толщине, симметричные относительно плоской срединной поверхности, диски достаточно рассчитать только на растяжение. Для дисков сложной формы с изогнутой срединной поверхностью при неравномерном нагреве по толщине или осевых нагрузках и моментах во время расчета следует учитывать изгиб [32]. Систематический анализ и методы расчета дисков приведены в работах [85, 108]. [c.102]

Диск без центрального отверстия (рис. 143, ж) соединяется с фланцами вала при помощи шпилек выступающие части фланцев центрируют диск относительно вала. Более целесообразна конструкция креплений дисков, допускающая независимые температурные деформации (см. рис. 137 и 140). [c.177]

В развитие формул 39 определим относительные деформации гг и вг неравномерно нагретого вращающегося диска. [c.217]

Для этого к деформациям, возникающим под действием напряжений От и щ, которые определяются формулами (205), необходимо добавить относительную температурную деформацию, вызванную нагревом диска в данной точке на t градусов (начальную температуру диска можно принять равной нулю, так как при равномерном нагреве диска напряжений в нем не возникает об этом сказано ниже). Эта деформация, одинаковая во всех направлениях, равна а/, где а — коэффициент линейного расширения металла. [c.217]

Выше мы ознакомились с формами колебаний дисков, колеблющихся с различным числом узловых диаметров в статических условиях. При отсутствии враш е-ния узловые диаметры неподвижны относительно диска. Деформацию изгиба диска можно представить в сле-дуюш ем виде [39] [c.64]

В отличие от рассмотренного варианта композитного диска с аустенит-ным ободом и перлитной центральной частью, условия работы аустенитного диска с приварными перлитными полувалами облегчены. Температура сварного соединения в данном случае относительно невелика и возможность возникновения дополнительных знакопеременных напряжений и пластических деформаций при циклических изменениях температуры практически исключены. Расчет сварного соединения производится обычными методами в соответствии с расчетами валов на передачу крутяш,его момента. Термические напряжения, вызванные разностью коэффициентов линейного расширения свариваемых материалов, при этом расчете обычно не учитываются. [c.131]

На холостом ходу с охлаждением проточной части относительное удлинение получается отрицательным. Оно значительно больше, чем на номинальном режиме, так как одинаковый знак имеют относительные удлинения роторов в ЦНД и в ЦСД, а также упругие деформации в роторах без насадных дисков. При работе на холостом ходу без охлаждения сильно разогревается и удлиняется корпус ЦНД (в несколько раз больше, чем на номинальном режиме). [c.49]

Записывая условия совместности деформаций диска и хвостовика, получим два дополнительных уравнения относительно моментов и сил, 240 [c.240]

Рассмотрим движение невесомого вала с одним диском, расположенным в середине вала, так как оно содержит элементы, характерные для движения более сложных колебательных систем. При деформации изгиба упругая линия такого вала симметрична относительно середины, а диск при этом совершает плоскопараллельные перемещения. [c.274]

Наибольшее усилие трения Р/шах при ро = О, которое должна преодолевать нажимная пружина, бывает при монтаже уплотнения в агрегат. Это усилие рассчитывается по методам 41 для начала движения эластичного уплотнения. В процессе обкатки торцового уплотнения в агрегате плавающий и опорный диски устанавливаются в определенное положение, относительно которого происходят лишь колебания с угловой амплитудой у. При этом трение эластичного уплотнения по плавающему диску часто не возникает, но появляется реакция упругой микродеформации вспомогательного уплотнения в осевом направлении. Ее можно считать деформацией сдвига кольца, сопровождающейся воздействием силы Р/, пропорциональной произведению у на модуль G. Важно, что усилие пружины и создаваемое ею минимальное контактное давление рпт а являются стабильными величинами, не зависящими от случайных причин, в отличие, например, от величины гидродинамического давления. Главными членами уравнения равновесия являются [c.164]

Ротор с диском, имеющим неодинаковые экваториальные моменты инерции. Идеально уравновешенный диск может совершать только угловые перемещения вследствие деформации изотропной упругой мембраны с коэффициентом жесткости 5 (см. рис. 5). Моменты инерции диска относительно осей (ось — ось вращения) соответственно равны U — /q, 1ц = 1 , = 1 , причем для рассматриваемой задачи важно, что Ф /j. [c.153]

Основными нагрузками, действующими на диски, являются центробежные силы, возникающие при вращении. Определение напряжений и деформаций от центробежных сил — главный этап расчета дисков на прочность. Неравномерный нагрев приводит к возникновению температурных напряжений, которые могут оказаться существенными, особенно при нестационарных режимах работы машин. Равномерно нагретые по толщине, симметричные относительно плоской срединной поверхности диски достаточно рассчитывать только на растяжение. Для дисков сложной формы с изогнутой срединной поверхностью при неравномерном нагреве по толщине или осевых нагрузках и моментах во время расчета следует учитывать изгиб. [c.5]

В общем случае (1.11) — линейное дифференциальное уравнение второго порядка с переменными коэффициентами. С учетом граничных условий для функции и (г) на контурах г = Ь и г а оно легко может быть решено численным методом при использовании ЭВМ. Для диска постоянной толщины при постоянных параметрах упругости и в некоторых других случаях это уравнение имеет замкнутое решение. Дифференциальные уравнения растяжения диска в напряжениях представляют собой систему двух уравнений относительно и — уравнения совместности деформаций (1.10) и уравнения равновесия (1.3). [c.10]

Взаимное влияние изгибающих и растягивающих сил, а также необходимость учета этого влияния в различных случаях будут рассмотрены в последующих параграфах. Данный параграф посвящен расчету жестких дисков с профилем, симметричным относительно срединной плоской поверхности расчет осуществляют независимо от расчета на растяжение. Соответствующие напряжения и деформации затем суммируют. Для раздельного рассмотрения необходимо также соблюдение условия постоянства коэффициента Пуассона ц по толщине, однако в большинстве практических задач этим можно пренебречь. [c.31]

Пути деформирования (для точки 3 г — 10 см), построенные в координатах (6 -, ее), показаны на рис. 3.24 постоянное накопление остаточных деформаций Б точке вызвано ползучестью. На рис. 3.25 показано изменение напряжений а , T0. Участок /—II соответствует изменению напряжений в результате ползучести на стационарном этапе работы диска. Таким образом, ползучесть может существенно изменить путь нагружения. Петли на диаграмме Ог, (Те), начиная с шестого цикла, совпадают петли (е -, eg), показанные на рис. 3.24 для пятого и девятого циклов, также одинаковы и сдвинуты относительно друг друга на величину накопленной за цикл деформации ползучести. Таким образом, наступает установившееся состояние. [c.113]

Разрушающую частоту вращения при расчете диска по теории пластического течения определяют сравнением расчетной интенсивности максимальной полной деформации с относительным удлинением материала при разрыве (см. гл. 3 8). Это особенно существенно для оценки нижней границы разрушающей частоты, соответствующей представлению о возможной раскрутке после исчерпания значительной доли ресурса работы. [c.131]

За исходный параметр геометрического расчета передач в 1ут-рсннего и внешнего деформирования принимается величина максимальной относительной деформации гибкого колеса Wfjr,. Уравнение д 1я определения расчетного числа зубьев условпоТо колеса в1> водится на основе уравнения срединной линии деформированного гибкого колеса (см. Шувалов С. А., Волков А. Д. Деформация гибкого зубчатого колеса волновой передачи двумя дисками, Известия вузов. № 10, 1974) [c.431]

Для получения интерференционной картины в плоскости 1 исследуемая поверхность диска полируется до зеркального блеска. При отсутствии нагрева поверхность диска недеформирована и в плоскости фотопластины наблюдаются концентрически расположенные интерференционные кольца. Радиационный поток, создаваемый при помощи излучателя 20, воздействуя на диск 19, деформирует его. При этом на фотопластинке интерференционные кольца смещаются, изменяют свою форму и частоту. Пример интерферограммы термодеформированного диска приведен на рис. 11.10. Расщифровка интерферограммы ведется по смещению интерференционных полос относительно полученных с помощью недеформированного диска и позволяет измерить деформации в десятые доли микрона. [c.227]

Рис. 3.207. Волновая передача, имеющая мопщость 500 л. с., и = 50 и и , = 53 ООО об/мин. Гибкое звепо 3 представляет собой колоколообразную оболочку. Эллиптический генератор 4 представляет одно целое с ведущим валом. Жесткое колесо 2 выполнено в виде 14 дисков, фиксированных консольными выступами на ведомом звене I. Сечение выступов изменяется так, что относительное смещение дисков по окружности в результате деформации выступов соответствует закручиванию гибкого вала.

При перемещении кинематической системы в предельной стадии ее размеры в направлении, в котором панель имеет кривизну, меняются за счет пластических деформаций бетона у трещин в зонах пластических шарниров. Изменение длины диска сопровождается его поворотом относительно криволинейного шарннра. Поворот и укорочение дисков осуществляется в сложной системе пластических зон и трещин, которая возникает в процессе разрушения панели. В расчете условно принято, что все деформации, обеспечивающие работу кинематического механизма, сосредоточены по линиям излома панели, образующим конверт. Поворот элементов цилиндрической панели около криволинейного ребра сопровождается их кручением, которым в расчете пренебрегаем. Условно принято, что деформации текучести арматуры в полке при повороте дисков сконцентрированы в трех сечениях у ребер и в середине пролета плиты панели. В этом случае в расчете можно принять, что прогиб по поперечному сечению панели в предельной стадии линейно увеличивается от ребер к центру. Линейные перемещения дисков в криволинейном направлении зависят от прогиба панели. Принято, что по поперечному сечению панели перемещения дисков, как и прогибы, распределяются по треугольной эпюре. При этом максимальное перемещение A/ a,t определяется в центре панели в соответствии с рис. 3.27 [c.232]

Так как тензодатчики показывают относительную деформацию ротора, то представляет интерес составить уравнение движения ротора в относительных деформациях е. Для двухопорного ротора с диском посередине прогиб w и относительная деформация е в месте посадки диска будут иметь вид w = РРЦ8 EI ш — = г/р = MrlEI, где Р — действующая сила I — расстояние между опорами EI — изгибная жесткость г — расстояние от нейтральной оси до рассматриваемой точки М = = РИА — изгибающий момент р — радиус изгиба нейтральной оси ротора. Тогда w/e = Р1Ц8 EI)l Mr/EI) = Z /12 и w = = е P/12. Обозначив P/12 = с и подставив и = ес в уравнение [c.58]

При проектировании композитных дисков и роторов необходимо стремиться к симметрии сварного соединения и отсутствию эксцентрично расположенных швов. Это требование, суш,ественное для конструкции высокой точности, обусловлено возможностью появления дополнительных деформаций при механической обработке сваренного изделия за счет эффекта перераспределения остаточных напряжений. Применительно к варианту диска с приварными валами это требование сводится к обеспечению соосности деталей при сварке и отсутствию дополнительных угловых деформаций диска относительно валов, могущих при последуюш,ей механической обра-9 13 [c.131]

Пусть геометрическая форма лопаток н их установка на диске таковы, что система имеет прямую поворотную симметрию, обладая одновременно плоскостью зеркальной симметрии, нормальной к оси системы. Тогда взаимодействие между изгибными колебаниями лопаток в окружном направлении и колебаниями жестко закрепленного диска, недеформируемого в своей срединной плоскости, отсутствует. В этих условиях параметр связи равен нулю, взаимная интерференция частотных функций отсутствует, пересечения их сохранятся, и эта часть спектря основной системы качественно совпадет с соответствующей частью объединенного спектра парциальных систем. В то же время, связанность семейств изгибных колебаний лопаток в направлении оси системы с изгибными колебаниями диска сохранится, четко проявится взаимная интерференция соответствующих парциальных частотных функций. Сохранится она и для семейства крутильных колебаний лопаток. На рис. 6.13 приведен спектр собственных частот упругого диска, несущего радиально расположенные консольные стержни постоянного (прямоугольного) сечения. Здесь хорошо видна деформация спектра при изменении ориентации главных осей сечения стержней относительно оси системы. При (3=0 и 90" система приобретает прямую поворотную симметрию. При Р = 0° изгибная податливость жестко закрепленного в центре и недеформируемого в своей плоскости диска не сказывается на частотах изгибных колебаний стержней в направлении их минимальной жесткости, и частотные функции имеют точки взаимного пересечения (точки А и В, рис. 6.13). Здес -, взаимодействие колебаний стержней и диска отсутствует (х = 0), однако наблюдается сильная связанность колебаний диска и стержней в направлении максимальной жесткости последних. При р = 90 наблюдаются сильная связан- [c.97]

Степень лопаточиоети или дисковосги тех или иных форм колебаний системы оценивают относительными величинами потенциальной энергии деформации лопаток или диска [c.100]

При работе идеального винта в равномерном поле скоростей равнодействующая упора направлена вдоль оси винта и постоянна по величине. В этом случае валопровод воспринимал бы лишь продольные усилия, не вызывающие изгибных деформаций. Однако условия работы реального винта и система усилий, им воспринимаемых, могут существенно отличаться от такой идеальной схемы. Это различие обусловлено как некоторой разношаговостью отдельных лопастей, так и неравномерностью поля скоростей воды в диске винта вблизи кормовых обводов корпуса судна. Указанные факторы приводят к изменению величины равнодействующей упора и смещению линии действия ее относительно оси винта. Суммарный эффект изменения системы гидродинамических усилий на гребном винте может быть описан введением дополнительных изгибающего [c.225]

Смятие представляет собой местную деформацию. Поэтому напряжения смятия на контактных поверхностях хвоста и головки обода диска могут быть допущены относительно большими. Коэффиценты запаса прочности можно принять в этом случае /Ст=1,25 /Сд=1,25 /Сп=0,9. [c.117]

Значительный интерес представ-ияет задача о напряжениях и деформациях в быстро вращающихся валах и дисках. Высокие скорости вращения валов паровых турбин обусловливают появление в валах и дисках значительных центробежных усилий. Вызванные ими напряжения распределяются симметрично относительно оси вращения диска. [c.495]

Частоты колебаний. На рис. 11 в двойных логарифмических координатах даны зависимости меиеду относительной частотой колебания р и числом узловых диаметров диска т при лопатках различной жесткости [83]. Для длинных гибких лопаток (кривая J) деформация диска влияет на частоты совместных колебаний только при малом числе узловых диаметров т. При m > 6 эти частоты практически совпадают с парциальной частотой изолированной лопатки. Для коротких жестких лопаток (кривая 2] частоты совместных колебаний при малом т близки к частотам колебании диска (кривая 4). Промежуточное положение занимают лопатки, соответствующие [c.280]

Диск авиационного двигателя из сплава Z в течение двухчасового типичного полета подвергается воздействию напряжении и температур в соответствии с данными, приведенными в таблице (см. стр. 470). Предельно допустимая деформация ползучести равна 0,1. Используя кривые ползучести для этого материала, приведенные на рис. Q13.12, вычислите полную деформацию ползучести после двухчасового полета с помощью (а) правила временного упрочнения, (Ь) правила де( юрмационного упрочнения и (с) правила относительной продолжительности. [c.471]

В интервале 650...700°С превращение дисков У 5 требует сотен и даже тысяч часов, но резко убыстряется выше 700 °С. Поэтому сплавы с у -фазой рассчитаны для работы при температурах до 650 °С и благодаря своей относительной дешевизне остаются перспективными для работы при этих температурах, тем более что в последние годы разработан процесс передела сплавов с У- и У -фазами, обеспечивающий уровень их прочности, сравнимый с прочностью никелевых сплавов. Это процесс dire t—age pro essing ( ковка—закалка—старение ), при котором горячая деформация идет при температуре сольвуса (или ниже) г - или 5-фаз и заканчивается закалкой под ковочной нагрузкой с немедленным старением (без гомогенизирующего отжига), что сохраняет ковочную деформацию. [c.307]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...