Динамический момент диска

Общие сведения. Эти муфты предназначены для соединения и разъединения валов или других вращающихся деталей (на ходу или во время остановки). Применяются в приводах, требующих изменения частоты вращения, реверсирования, частых пусков и остановок. Сцепные муфты не могут компенсировать несоосность соедИ няемых валов и поэтому монтаж их затрудняется. Различают кулачковые, зубчатые и шпоночные сцепные муфты, конструкция их основана на принципе зацепления, а также дисковые, конусные и цилиндрические сцепные муфты (принцип использования сил трения (фрикционные муфты). Изменением силы прижатия дисков, конусов или колодок регулируется сила трения. Этим достигается плавный пуск машины, а плавность включения уменьшает динамические моменты, возникающие в период разгона (продолжительность- пуска увеличивается, но зато резко уменьшается величина ускорений). [c.386]

Уравновешивание осуществлялось установкой на дисках грузов, динамические моменты которых пропорциональны ординатам упругой линии вала при колебаниях по соответствующей форме. [c.249]

Исследование поведения ротора на переходных режимах связано с решением дифференциальных уравнений нестационарных колебаний. В качестве динамической системы рассмотрим вал (рис. 1), лежащий на двух опорах, с диском, расположенным посередине. При составлении уравнения движения массу вала и гироскопический момент диска исключаем из рассмотрения. Опоры ротора считаем абсолютно жесткими. Подставляя выражение для кинетической и потенциальной энергии и диссипативной функции в уравнение Лагранжа, получим уравнение движения такой одномассовой системы в виде [c.120]

Необходимо отметить, что полученный экспериментальный материал оставляет без объяснений отсутствие пробуксовки элементов сцепления после второго цикла нагружения 0,22—0,24 сек, когда динамический момент в трансмиссии превосходит величину осевого усилия нажимного диска. [c.258]

Для уменьшения динамического момента при повороте делительного диска 29 механизм смены позиций выполнен с замедляющей передачей (звездочки 54 и 23. зубчатые колеса 26, 27 и 28). Звездочка 23 передает вращение валу 25 через коническую фрикционную муфту 24. При каждом включении механизма смены позиций делительный диск 29, являющийся планшайбой установки сборочных головок 33, вместе с установленными на нем сборочными головками повертывается на угол г )=120°. Точность поворота обеспечивается фиксатором 34, управляемым электромагнитом 32 через рычажную систему 30. [c.152]

Если на фундамент действует вращательный удар или динамический момент (ударный или периодический с амплитудой В момент в плоскости диска), он заменяется парой импульсов [c.71]

Кроме того, рассмотрено также действие динамической вертикальной силы /Со, действующей по оси 2 (по вертикали, проходящей через центр тяжести и лежащей в плоскостях обоих дисков хг и г/г). Для того чтобы рассчитать фундамент на любое динамическое воздействие, недостает еще методики расчета на динамический момент, вращающий вокруг вертикальной оси г, проходящей через центр тяжести. [c.72]

Время включения и характер нарастания момента трения между поверхностями трения дисков зависят от быстроты отпускания педали сцепления. Однако предельно возможный темп включения сцепления (когда водитель мгновенно убирает ногу с педали) определяется особенностями конструкции механизма управления сцеплением и параметрами самого сцепления (массой и податливостью ведомых и нажимных дисков, а также усилием нажимных пружин). Следует иметь в виду, что чем резче включается сцепление, тем больше значения динамических моментов, нагружающих трансмиссию, и ниже долговечность деталей трансмиссии. [c.249]

Ко второй группе относятся кососимметричные формы колебания, для которых характерным является наличие только одного узлового диаметра и нескольких узловых окружностей. Для низшей формы колебаний s = 0. Особенностью кососимметричных форм колебаний является неуравновешенность динамического момента, возникаюш,его относительно узлового диаметра. Вследствие этого при колебаниях происходит взаимодействие диска с валом в виде изгибающего момента. Кососимметричные колебания дисков рассматриваются при совместных изгибных колебаниях дисков и валов. [c.323]

Задаваемыми силами являются сила тяжести диска Р и пара сил с вращающим моментом т. Составляющие динамических сил опорных реакций обозначены RAy, Raz, Rbx, Ray Решаем задачу методом кинетостатики. [c.356]

Следовательно, вспомогательный момент сил инерции /ио не равен нулю и возникают дополнительные динамические боковые давления на опоры А и Д, которые даже при малых величинах угла а, но большой угловой скорости 0) достигают больших значений. Такая неуравновешенность называется динамической, так как она обнаруживается только при вращении диска. [c.377]

Практически невозможно насадить диск на ось вращения так, чтобы она совместилась с его осью симметрии, т. е. чтобы р , и а не равнялись нулю (см. рис. г). Следовательно, главный вектор и вспомогательный момент сил инерции не равны нулю и возникают дополнительные динамические боковые давления на опоры А и Д которые значительно больше соответствующих статических давлений. [c.377]

Задача 1326 (рис. 722). Диск радиусом R укреплен на конце упругого горизонтального вала, заделанного на другом конце, и совершает вынужденные крутильные колебания под действием возмущающего момента M = Hs npt. К диску в его верхней точке шарнирно прикреплен астатический маятник с точечной массой т и длиной /, удерживаемый спиральной пружиной, не показанной на рисунке. Считая, что при вертикальном положении маятника пружина не напряжена, и пренебрегая трением, определить жесткость пружины, необходимую для того, чтобы маятник служил динамическим гасителем (т. е. чтобы амплитуда вынужденных колебаний диска была равна нулю). Найти также наибольший угол отклонения маятника относительно диска. [c.474]

Ось симметрии однородного диска расположена в плоскости Oxz и образует угол а с осью вращения, так что центробежный момент инерции диска = 4 10 кг м . Определить модуль динамической реакции подшипника О, если диск вращается с угловой скоростью 0J = 90 рад/с, / = 0,15 м. (21,6) [c.299]

Балансировка роторов. Диски турбомашин подвергают статической балансировке, чтобы центр их тяжести находился на оси враш,ения. При сборке турбомашин роторы подвергают динамической балансировке для устранения момента, возникшего под действием неуравновешенной массы, путем установки уравновешивающих грузов в разных сечениях по длине ротора. [c.31]

Для того чтобы пойти далее, необходимо принять во внимание то обстоятельство, что реакция R является как раз одной из тех сил, на поведение которых влияет состояние движения, так что на JB, в условиях движения, нельзя распространять правила, полученные из опытов над статическим трением (гл. IX). Опираясь на экспериментальный результат, который лучше и более строго будет объяснен в динамике, мы ограничимся здесь утверждением, что во время движения реакция в каждый момент действует по образующей внешней полости конуса трения (динамического) с вершиной в точке опоры, имеющего осью нормаль, а именно но той образующей, проекция которой на касательную к траектории направлена в сторону, противоположную стороне движения точки диска, совпадающей в рассматриваемый момент с точкой опоры. [c.294]

Увеличение запаса торможения для тормозов, замыкаемых весом груза, не влияет на величину пути торможения, а определяет только степень надежности удержания подвешенного груза. Уменьшение пути торможения может быть достигнуто путем уменьшения маховых масс частей механизма от ротора двигателя до тормозного вала, а также установкой дополнительного стопорного тормоза, который осуществляет поглощение кинетической энергии вращающегося ротора и части механизма от ротора до тормозного вала (рекомендуемые значения запаса торможения стопорного тормоза при его установке совместно с тормозом, замыкаемым весом груза, приведены в табл. 3i). Обследование работы электроталей в условиях эксплуатации показало, что одновременное применение стопорного тормоза и тормоза, замыкаемого весом груза, способствует увеличению плавности торможения и уменьшению динамических нагрузок на элементы механизма. Поэтому электротали, как правило, снабжаются двумя тормозами, и только при грузоподъемности, не превышающей 0,5 т, устанавливается один стопорный тормоз. Уменьшение тормозного пути установкой тормоза, замыкаемого весом груза, ближе к двигателю (при этом уменьшаются маховые массы от ротора до тормоза и уменьшается их влияние на процесс торможения) или увеличением момента между дисками / и У является нерациональным, так как в первом случае появляются большие скорости в элементах тормоза, а во втором случае увеличивается расход энергии при спуске груза. Именно поэтому конструкция тормозов с одинаковыми дисками / и 5, при которой моменты Vi М2 равны, является неэкономичной. Момент трения, необходимый для удержания и остановки груза, в основном должен получаться за счет момента [обычно = (1,5-н6) Mil. [c.276]

Важнейшими динамическими характеристиками машинного агрегата являются а) равномерность вращения диска 2 (имитирующего выходное звено) б) момент сил упругости вала, соединяющего диски 1 и 2 в) вращающий момент двигателя. [c.71]

Теперь обратимся к другому примеру, когда условия баланса кинетической энергии реализуются лишь приближенно. Рассмотрим крутильные колебания вала с заделкой на одном конце и диском J2 — на втором (рис. 9, а). Приведем распределенный по длине вала момент инерции Ji к сечению диска таким образом осуществляется переход к упрощенной динамической модели, в которой диск с приведенным моментом инерции / связан с заделкой безынерционным упругим элементом. Выделим элемен- [c.29]

В случае, когда ротор осесимметричен, возмущающими силами, происхождение которых связано с конструкцией и вращением самого ротора, могут быть только неуравновешенные силы инерции. При наличии на диске одного неуравновешенного грузика, создающего статический и динамический небалансы (см. гл. III), на этот диск будут действовать сила и момент, проекции которых на неподвижные оси т] таковы (рис. П.21) [c.102]

Здесь Аф = А — 0 — фиктивные массовые моменты инерции тех дисков, для которых представляется необходимым учет гироскопического эффекта (А — экваториальный, а 0 — осевой моменты инерции) — углы поворотов в плоскости колебаний для соот-ветствуюш,их дисков — прогиб в точке k от единичного момента, приложенного в точке у Mfy — динамический небаланс [c.129]

В рассматриваемой системе потенциальная энергия изгибных деформаций валов определяется прогибом и углом поворота конечного сечения. При этом следует учитывать, что деформации вала вызываются при динамических процессах не только усилиями в зацеплении, но и моментами сил инерции, возникающими при повороте дисков колес. Если вал получил в плоскости Z — У прогиб г/1 и угол поворота то можно записать [c.242]

Динамическая неуравновешенность в чистом виде наблюдается, например, у тонких дисков, которые, хотя и укреплены на оси по центру, но имеют некоторый наклон к оси вращения (фиг. 4). Возникающий в результате неуравновешенности момент можно вычислить при помощи формулы, выведенной из уравнения Лагранжа второго рода [c.12]

Прилагают динамические грузы инерционные моменты, возникающие вследствие гироскопического действия дисков, равные [c.412]

Представленные на рассматриваемом графике кривые позволяют также судить о процессе нарастания динамических нагрузок в трансмиссии и о связи этого процесса с процессом замыкания нажимных и ведомых дисков муфты сцепления. Обращает на себя внимание тот факт, что в зависимости от включенной передачи в коробке передач, т. е. в зависимости от приведенной податливости трансмиссии, процесс нарастания упругих сил в трансмиссии происходит по-разному. При включенной первой передаче, т. е. при относительно большой податливости трансмиссии, достижение максимума момента упругих сил в трансмиссии происходит в течение достаточно длительного периода времени — за 0,170 сек при 1200 об мин коленчатого вала двигателя и за 0,195 сек при 2000 об мин. [c.258]

Устранение неуравновешенных моментов при определенных условиях составляет значительную трудность. Например, весьма трудно устранить динамическую составляющую неуравновешенности у однодисковых роторов, так как при введении коррекции в пределах диска h очень мало. Очевидно, способы борьбы с этой неуравновешенностью особенно необходимы для однодисковых роторов. [c.312]

Балансируемый двигатель 8 без клапанной головки устанавливается на подвижную плиту. Привод осуществляется от асинхронного электродвигателя через приводную муфту и диск сцепления двигателя. Рабочее число оборотов балансировки взято равным 900 об мин. На опытном стенде в условиях лаборатории практически был решен вопрос о возможности динамической балансировки двигателя в сборе в двух плоскостях исправления. Уравновешивание производилось путем высверливания металла в плоскости маховика и наваркой пластин в плоскости клинового шкива. Величина остаточного дисбаланса составляла 15 г-см при наибольшем начальном дисбалансе в 125 г-см в каждой плоскости исправления. Отсчет угловой координаты дисбалансов производился с точностью 5. Проведено исследование влияния опрокидывающего момента на определение величин d и d , это влияние 416 [c.416]

Точку пересечения этой плоскости с осью 2] обозначим О. Сечение насадка указанной плоскостью будет представлять собой эллипс, мало отличающийся от окружности. Примем эту окружность за тот условный диск с весом и моментами инерции, соответствующими насадку, колебания которого мы будем изучать. Будем считать, что ниже и выше этого диска имеются жесткие участки шпинделя. Такая система полностью динамически эквивалентна нашему насадку. Проведем через точку С ось 2 параллельно оси 2 . Угол между осями г и 2 будет б. Проведем через ось 2 (точку С) плоскость, параллельную оси 2 (плоскость гСг содержащую угол б), и обозначим диаметр, по которому она пересекает диск, через у, а ось, перпендикулярную ей,— через х угол между осью х и направлением ОС обозначим через 8. Положение диска насадка может быть полностью определено шестью координатами двумя способами. Во-первых, координатами центра тяжести с и углами Резаля двумя [c.369]

Динамические нагрузки в звеньях гидродинамической передачи. При анализе динамических нагрузок выходного звена гидродинамической передачи можно не учитывать неравномерность работы дизеля, что обусловливается фильтрующими свойствами передачи и влияние амплитудно-частотной характеристики упругих звеньев, расположенных после ведомых дисков фрикционов, на изменение моментов iMф в процессе разгона и реверсирования. [c.105]

При полной замене лопаток они устанавливаются в диск таким образом, чтобы ротор турбины имел перед динамической балансировкой возможно меньшую неуравновешенность. Для этой цели производят подбор лопаток либо по весу или по моменту. [c.278]

Конструктивные особенности компрессора были показаны на рис. 2.2. Каждая его ступень обычно представляет собой отдельный диск ротора с лопатками и с вмонтированными в корпус направляющими лопатками. Такая конструкция позволяет облегчить пуск компрессора. Диски собирают с помощью параллельных оси компрессора стяжных болтов. Диаметр окружности отверстий для стяжных болтов выбирают таким образом, чтобы обеспечить динамическую жесткость ротора и хорощую передачу момента вращения. В радиальном направлении положение дисков фиксируется по пазу около посадочного отверстия. Между кромками дисков предусмотрен осевой зазор для компенсации теплового расщирения при пуске. [c.47]

Энергия диска вызывает динамический крутящий момент. Кинетическая энергия диска [c.344]

Диаграмма собственных частот ротора 348 — — многодискового ротора 350 Диаметр втулки относительный 62 Динамический момент диска 346 Диски газовых турбин 186 Думисная полость 42 [c.557]

Принцип работы исследуемого ускориметра (рис. 40) основан на измерении угловых перемещений упруго закрепленного инерционного диска, которые возникают под действием динамических моментов при изменении угловой скорости вала двигателя. Для измерения перемещений служит равноплечная небалансная мостовая схема включения угольных датчиков с выходом на осциллограф [247]. Приборы малогабаритны (диаметры от 100 до 250 мм) и не требуют промежуточных усилителей при выходе на магнитоэлектрический осциллограф. Поведение упругой системы такого прибора описывается обыкновенным нелинейным дифференциальным уравнением второго порядка, не имеющим точного общего решения [c.102]

Задача УИ1—19. Определить момент дискового трения при частоте вращения п = 400 об/мии, если зазор между диском и корпусом (Ь =- 0,5 мм) заполиеи маслом, динамическая вязкость которого и 0,7 П. [c.215]

Динамической расчетной моделью механизма, машины или прибора называют условное изображение их жестких звеньев, упрзтих и диссипативных связей, для которых соответственно указывают приведенные массы и моменты инерции, параметры упругости (или жесткости) и параметры диссипации (рассеяния) энергии, а также скорости движения или передаточные функции. В качестве примера на рис. 1.3 приведена простейшая расчетная динамическая модель машины, звенья которой и соединены упругодиссипативной связью, определяемой параметром упругости связи с при относительном кручении дисков и /3 и параметром / диссипации энергии в этой связи. Обозначения 1 и 2 одновременно отображают моменты инерции звеньев. Для выполнения расчетов по этой схеме путем составления дифференциальных уравнений вращательного движения должны быть указаны числовые значения названных параметров, а также даны моменты Мдв и движущих сил и сил сопротивления, приложенных соответственно к входному и выходному звеньям с угловыми перемещениями ф, и ф2. При этом моменты Л/да и могут быть заданы как функции обобщенных координат ф,, обобщенных скоростей ф и обобщенных ускорений ф i = 1,2). Пусть, например, = = Мд (ф,) и Ме = М,,(ф2). При этом математическая модель для приведенной динамической модели отобразится системой [c.14]

Критическая частота врап снпя вала с дисками. Будем пренебрегать массой вала по сравнепию с массами дисков. 11а рис. 12.21 даны конструктивная и расчетная схемы (динамическая модель) ротора газовой турбины. Рассмотрим движение ротора при наличии прогиба вала. При вращении вала в изогнутом состоянии диск действует на вал с усилием и моментом соответственно [c.418]

Динамические картины полос и распространяющаяся трещина были засняты многократной искровой фотокамерой Кранца — Шардина, работающей со скоростью 200 ООО кадров в секунду. Осциллограф и камера срабатывали при замыкании цепи в момент контакта падающего груза с неподвижным диском. Для считывания изображений при каждой из 16 вспышек камеры по отдельности использовалось фотоумножительное устройство. Осциллограмма, показывающая точное время и [c.541]

Динамическая модель вала постоянного сечения с переменной интенсивностью распределения момента инерции (- = onst, р Ф ф onst). Для определенности примем, что на левом конце вала (рис. 97, а) имеется диск, момент инерции которого Уо > У в расчетной схеме J q отвечает приводной части системы. Очевидно, что в этом случае граничные условия левого конца вала при исследовании колебаний эквивалентны условиям при заделке. При этом граничные условия имеют вид [c.321]

Силоизмерение и программирование режима испытаний осуществляются с помощью проволочных датчиков, наклеиваемых на шейку вала 9. Для динамического расчета такой наладки используются формулы (V. 8), (V. 10) — (V. 12). Цель расчета состоит в таком выборе моментов инерции масс траверс й и I2, при котором необходимый уровень динамических напряжений в полуоси достигается при минимальных перемещениях и усилиях, развиваемых возбудитедем. Для варьирования моментов инерции i] и 12 служат съемные диски 1 и 10 [1]. Асимметрия цикла нагружения данной наладкой не обеспечивается. [c.121]

Роторы с одной или двумя сосредоточенными массами. Гибкий ротор с одним или двумя дисками может быть уравновешен на динамической балансировочной машине так, что его уравновешенность не нарушится при изменении скорости вращения. Действительно, зная опорные реакции RiH неуравновешенного однодискового ротора (фиг. 6. 33), рассчитанные по измерениям вибраций подшипников на балансировочной машине, можно однозначно j определить величину неуравновешенного момента GiGj диска пО формулам [c.242]

Они служат для установки градуируемых приборов. Общ ими требованиями к ним являются стабильность геометрической формы под действием весовых и инерционных нагрузок, статическая и динамическая уравновешенность, хорошие аэродинамические свойства, демпфирующая способность к вибрации, удобство установки и съема градуируемых приборов. Конструкции роторов центрифуг чрезвычайно разнообразны. Радиусы установки градуируемых приборов измёняются от десятых долей метра до нескольких метров. Однако для градуировки измерительных линейных акселерометров радиус их установки может выбираться в пределах 0,3— 0,5 м. В этом случае технологичными в изготовлении и отвечающими перечисленным выше требованиям являются роторы, выполненные в виде плоских или конических дисков. Вспомогательные платформы, столы и контейнеры, служащие для установки линейных и угловых акселерометров, обычно ил1еют небольшие габариты (0120—300 мм) и малый момент инерции относительно оси вращения. [c.151]

Балансировка кругов. Правила безопасной работы абразивным инструментом (ГОСТ 12.3.028-82 (в ред. 1992 г.)) обязывают потребителя перед установкой шлифовальных кругов диаметром 250 мм и более или диамеггром 125 мм и более, предназначенных для работы со скоростью, большей 50 м/с, обязательно выверять и балансировать их вместе с крепежными фланцами (планшайбой). Балансируют круги на специальных стендах (статическая балансировка). Круг, смонтированный на оправке, устанавливают на опоры - цилиндрические валики или диски. Более точную балансировку проводят на аэростатических опорах. В этом случае оправка с кругом легко проворачивается под воздействием крутящего момента 1 10 Н м, что в 7 и 40 раз меньше момента, выводящего из состояния покоя круг с оправкой соответственно на цилиндрических валиках и дисках. Перемещая компенсирующие грузы в кольцевых пазах планшайбы, добиваются, чтобы круг в любом положении на опорах оставался неподвижным. Рекомендуется выполнять централизованную балансировку кругов на станках мод. ДБ-3, ДБ-4 и ДБ-5 или на станках для автоматической балансировки мод. ЭЗ-27 и ЭЗ-28. В современных шлифовальных станках применяют устройства для уравновешивания круга непосредственно на станке (динамическая балансировка) ручным управлением - по показаниям виброметра типа ИЭ-1, измеряющего размах колебаний шлифовальной бабки в диапазоне частот вращения шпинделя круга 600...4000 об/мин (на станках ХСЗ) в автоматическом цикле - при включе- [c.662]

ФРИКЦИОННАЯ МУФТА [от лат. fri tio (fri tionis) — трение] —м, для соединения двух валов, передающий вращающий момент благодаря силам трения ме.жду пластинами или дисками, связанными с этими валами, Ф. позволяет осуществлять плавное сцепление вращающихся валов, уменьшает динамические нагрузки при пуске, предохраняет привод от перегрузок. [c.390]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...