Запас дисков

Это позволяет найти запас диска по разрушающей частоте вращения как отношение разрушающей частоты к максимальной рабочей, возможной в условиях работы диска, [c.128]

На рис. 15.12 показана двухдисковая фрикционная муфта, соединенная со звездочкой для четырехрядной цепи привода буровой установки. Определить необходимое давление воздуха для включения этой муфты и проверить удельное давление на поверхности дисков, если номинальный передаваемый момент = = 2000 н-м коэффициент запаса сцепления Р = 1,4. Основные размеры муфты наружный диаметр асбестовой обкладки = = 430 мм внутренний диаметр = 270 лш кольцевой поршень [c.253]

На рис. 15.13 показана электромагнитная фрикционная муфта с двумя дисками, имеющими асбестовые обкладки. Определить наружный и внутренний диаметры дисков трения и силу электромагнита, необходимую для включения муфты, при следующих данных номинальная передаваемая мощность N = 0 квт п = = 370 об/мин коэффициент запаса сцепления Р = 1,3 [р] = = 0,2 Мн/м [c.255]

Пример 4. Определить число ведущих и ведомых дисков, усилие включения многодисковой фрикционной муфты, если передаваемая номинальная мощность jV=I2 кВт, частота вращения и = 960 об/мин, коэффициент запаса сцепления (5=1,3, диски из закаленной стали, имеющие наружный диаметр D=160 мм и внутренний D=100 мм, работают при наличии смазки. [c.407]

В многодисковой фрикционной муфте, соединенной со звездочкой приводной цепи, нужно определить число ведущих и ведомых дисков и необходимую силу их сжатия, если муфта может передать номинальную мощность N=20 кВт, частота вращения п = 520 об/мин. Коэффициент запаса сцепления принять Р=1,3. Диски имеют обкладки. Наружный диаметр Z)i=210 мм, внутренний >2= 160 мм. [c.410]

Пример 111.4. Определить запас прочности узла (рис. 111.26, о), считая диск Л абсолютно твердым, а материалы бруса и трубки одинаковыми. Предел текучести материала при сдвиге —т . [c.110]

Прочность дисков оценивают запасом по местной прочности [c.288]

До испытания маятник поднимают на исходную высоту и удерживают во взведенном положении при помощи специальной защелки 11. Копры с переменным запасом энергии снабжаются зубчатым диском 3, насаженным на ось 4 и соединенным жестко со стержнем подвеса маятника. В этом случае зацеплением защелки за соответствующие зубцы диска можно поднимать маятник на различную исходную высоту. Затем на опорах 7 свободно размещают надрезанный образец, не закрепляя его. Надрез располагают в сторону по направлению удара и строго по центру опор с тем, чтобы удар ножа маятника пришелся по грани образца, противоположной надрезу. Для быстрого и точного размещения образца на опорах следует пользоваться специальными шаблонами. [c.252]

При требуемых величинах ресурса в десятки тысяч полетов условия работы дисков ГТД отвечают области малоциклового нагружения и характеризуются, в основном, регулярно повторяющимся от полета к полету воздействием на диски нагрузок в виде полетного цикла нагружения (ПЦН). Каждый ПЦН представляет собой сложный блок сочетающихся, накладывающихся друг на друга и изменяющихся во время полета силовых, температурных и вибрационных нагрузок. Диски современных ГТД проектируются с запасами прочности, при которых в процессе эксплуатации в их наиболее напряженных местах может происходить повторное упругопластическое деформирование их материала, а в зонах максимальных напряжений материал дисков может работать за пределами упругости. В этих местах с ростом наработки идет накопление повреждений материала, отвечающих области малоцикловой усталости (МЦУ). [c.38]

Для определения того, насколько в материале запасена энергия, позволяющая ему сопротивляться росту трещин, в процессе производства дисков компрессоров из Ti-сплавов производится оценка работы разрушения. [c.381]

Следует подчеркнуть, что сделанное заключение относится к известной величине напряжения 500 МПа (или 50 кг/мм ), которая является расчетной характеристикой для работающих в эксплуатации дисков. Большему уровню напряжения, действующему в зоне старта усталостных трещин, будет соответствовать меньший период роста трещины. Определить этот период роста трещины можно по приведенной выше методике (см. соотношения (10.7)-(10.12), в которой изменится только величина напряжения, а следовательно, изменится предельная длина трещины и средняя величина скорости роста трещины или шага усталостных бороздок. При возрастании напряжения максимальная длина трещины до достижения предельного состояния уменьшится, средняя величина скорости возрастет, а поэтому период роста трещины уменьшится. Выполненные оценки периода роста трещины для уровня напряжения вплоть до 700 МПа (или 70 кг/мм ) в зоне старта трещины по соотношениям (10.8)-(10.13) показали, что с меньшим запасом на длительность роста трещины в межремонтный период предельное состояние также не будет достигнуто по критерию допущения развития трещин в дисках в эксплуатации. [c.564]

Величина М-р не должна быть меньше величины к рМ р, где к р — запас торможения, принимаемый равным 1,2 (см. табл. 31). Увеличение запаса торможения сверх этого значения вызывает толчкообразное замыкание и размыкание тормоза, приводящее к появлению значительных динамических нагрузок элементов механизма подъема. Наиболее плавная работа тормоза имеет место при запасе торможения, близком к единице. Если диски ] и 3 неодинаковы, то в формулу (56) надо подставить произведение р/ для той пары трущихся поверхностей, для которой это произведение меньше и сила Q потребуется соответственно большая. [c.274]

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]

В тормозах, замыкаемых весом груза, тормозной момент пропорционален весу этого груза, поэтому эти тормоза производят остановку грузов различной величины практически с одинаковыми величинами замедлений. Этим они выгодно отличаются от стопорных тормозов, для которых тормозной момент назначается по величине номинального груза, вследствие чего остановка грузов, по весу меньших номинального, происходит чрезвычайно резко. Однако установка в механизме подъема одного тормоза, замыкаемого весом груза, нецелесообразна, так как в этом случае при опускании малых грузов возрастает влияние маховой массы ротора двигателя и остановка происходит с затратой большего времени и на большем пути торможения (маховые массы ротора и элементов привода от ротора до вала тормоза, замыкаемого весом груза, ослабляют силу нажатия тормозных дисков, уменьшая тормозной момент). В автоматических спускных тормозах запас торможения определяет собой лишь степень надежности удерживания груза на весу, но не определяет ни создаваемого замедления, ни пути торможения. [c.359]

Маховик / под действием гири 2 поворачивается против часовой стрелки. При этом собачка 3 поворачивает вокруг неподвижной оси А храповое колесо жестко насаженное на вал Ь, и закручивает пружину 5, один конец которой закреплен на валу Ь. Другим своим концом пружина 5 прикреплена к приемному валу прибора. Эта пружина аккумулирует в себе незначительный запас энергии и играет роль буфера, обеспечивая более плавное вращение приемного вала прибора. При соприкосновении контактного штифта 6 маховика 1 с контактным рычагом 7 цепь электромагнита 10 замыкается, и якорь 8 поворачивается против часовой стрелки. При этом рычаг 7 сообщает импульс маховику 1 через контактный штифт 6, и маховик вместе с диском 9 поворачивается по часовой стрелке, поднимая гирю 2. Во время этого движения храповое колесо 4 и вал Ь остаются неподвижными. Таким образом, пружина 5 периодически получает подзавод. [c.159]

В связи с ограниченным ресурсом пластичности реальных металлов, наряду с расчетом по предельному равновесию, существующие нормы предусматривают также определение максимальных суммарных (от центробежных сил и температурного поля) напряжений. Таким образом, нормами прочности в настоящее время регламентируются значения двух запасов прочности для дисков запас по несущей способности (или связанный с ним запас по разрушающим оборотам) и запас местной прочности. Температурные напряжения учитываются только последним. [c.137]

Расчеты, выполненные для ряда турбинных дисков реально работающих конструкций, показывают, что во многих случаях действительной предельной скорости враш,ения соответствуют условия частичного разрушения. Этому способствует, в частности, снижение предела текучести к периферии диска в связи с повышением температуры. При чрезмерном сужении диска у обода фактический запас прочности может оказаться существенно ниже того значения, которое определяется по методике, не учитывающей возможности частичного разрушения. [c.142]

Запас длительной прочности диска по предельному состоянию, определяемый в усилиях, равен [c.143]

Прочность диска принято оценивать запасом по разрушающим оборотам ( запас по скорости [29]) [c.143]

По формулам (5.4), (5.6), (5.9) были определены запасы по разрушающим оборотам для турбинных дисков ряда серийных транспортных двигателей с учетом возможности частичного разрушения (табл. 1). Полученные результаты сопоставляются [c.143]

Запасы по разрушающим оборотам турбинных дисков, определенные с учетом kat) и без учета (k f) возможности частичности разрушения [c.143]

Как видно из таблицы, в ряде случаев ошибка, связанная с неверным предположением относительно действительного механизма разрушения, оказалась существенной. Например, для дисков № 4 и 7 она составила 17%—по разрушающим оборотам (ошибка в величине запаса прочности при этом приближается к 40%)- Это больше, чем обычно наблюдаемое расхождение между расчетными и экспериментальными данными. [c.143]

Для дисков № 4, 7, 9 действительный запас оказался даже ниже регламентируемого нормами прочности [6, 63] значения (1,4—1,5). Так как данные диски в эксплуатации не разрушались, следует сделать вывод о том, что при учете возможности частичного разрушения значения запасов прочности, рекомендуемые нормами прочности, могут быть несколько снижены. Однако для установления новых рекомендаций необходимо подвергнуть анализу большее число конструкций. [c.143]

При определении запасов прочности возникает вопрос об отыскании предельного цикла, соответствующего рассматриваемому рабочему циклу. Пусть, например, при нарушении нормальных условий работы турбины вследствие выхода из строя системы автоматического регулирования или по другой причине максимальные скорости вращения и температурные перепады в диске изменяются таким образом, что Р. Т. перемещается в направлении ае в2 (рис. 71). Тогда для расчетного режима запасы прочности могут быть определены как отношения соответствующих координат предельных точек е , в2 и рабочей точки. [c.157]

В соответствии с характеристиками турбины диск может иметь несколько переходных режимов, отличающихся между собой максимальными значениями параметров р, q, а также температурами to, определяющими его общий нагрев. Поэтому для расчета запасов прочности целесообразно строить серию диаграмм приспособляемости, отвечающих изменяющейся с некоторым интервалом температуре to. [c.158]

Инженера-расчетчика, несомненно, заинтересует вопрос, в каком соответствии находятся коэффициенты запасов прочности турбинного диска, определяемые по существующей методике [6, 63], с теми значениями запасов, которые могут быть найдены по формулам (5.53), (5.54), исходя из диаграммы приспособляемости. Примем для сопоставления, что при построении диаграммы приспособляемости в качестве механической характеристики использовался не предел текучести, а предел длительной прочности, т. е. та характеристика, которая является основной в существующей методике оценки прочности диска. Для соответствующего перестроения диаграммы приспособляемости достаточно произвести необходимую замену в выражениях (5.38), (5.45), (5.50) и вытекающих из них формулах. С учетом вводимых запасов прочности такую замену можно считать в какой-то степени соответствующей расчету на приспособляемость по условному пределу ползучести. [c.158]

Тогда вычисляемый по принятой методике запас длительной прочности диска по предельному равновесию (5.10) (или свя- [c.158]

Понятие разрушающая частота вращения связано с определением несущей способности диска и является важной характеристикой, позволяющей определить, в частности, возможность превьш1ения рабочей частоты вращения. Простейшие формулы расчета запаса диска по разрушающей частоте вращения получаются при использовании теории предельного равновесия, в соответствии с которой разрушающей частотой вращения Иразр принято считать такое значение частоты вращения, при котором во всех точках диаметрального сечения диска окружные напряжения равны пределу прочности материала ). [c.299]

Пример 3. Определить номинальный момент, передаваемый фрикционной сцепной муфтой с одним ведущим диском, имеющим фрикционные обкладки из асбестопой ленты, если диаметр наружного диска D = 220 мм, диаметр внутреннего диска Di = 140 мм, частота вращения гг = 750 об/мин, коэффициент запаса сцепления р=1,5, число включений в час т = 120. Определить также усилие, необходимое для нажатия на диски муфты. Муфта работает со смазкой. [c.406]

При аналитическом построении циклических диаграмм допускается пренебрегать изменением модуля упругости и нелинейностью модулей нагрузки и разгрузки [45]. При аппроксимации циклической диаграммы, как и в случае большинства других предложений по аналитическому построению циклических диаграмм, исходят из предположения о подобии исходной и циклической диаграмм при различных температурах. Это позволяет свести задачу к изотермической и деформации в циклах неизотермического нагружения определять по диаграммам, полученным для изотермических условий. Здесь используется, как и в условии (1.5), представление о независимости поведения материала от способа подвода энергии в процессе упругого и пластического деформирования. Принимаемые при расчетах упрощающие гипотезы дают модель циклически стабильного материала, что считается оправданным, поскольку на практике изготовление дисков из циклически разуп-рочняющихся материалов не допускается, а по отношению к упрочняющимся материалам эти упрощения должны идти в запас прочности. [c.40]

Выявленные расхождения в долговечности эксплуатационных дисков и дисков на стенде, испытанных в составе двигателя, явились результатом того, что долговечность дисков нри формировании программ испытания определялась по циклу "О-тах-0 нри оборотах взлетного режима (10910 об/мин) без учета повреждения диска при работе двигателя на других режимах, используемых в полете. Из расчетов следовало, что зона зарождения усталостных трещин в эксплуатации является наиболее напряженной и при требуемом нормами прочности пятикратном запасе составляет для дисков с неудаленными и удаленными передними шлицами 2860 и 8043 цикла соответственно. [c.518]

Сопоставление реализуемой и расчетной (с пятикратным запасом) долговечности показало, что в эксплуатации долговечность ниже расчетной в пределах 1,1-1,4 раза. Однако на самом деле это расхождение было еще выше, поскольку проектирование дисков осуществлено по принцину безопасного ресурса, когда трещины в диске вообще не допустимы. Если учесть период роста трещины в области малоцикловой усталости дисков и вычесть его из общей наработки дисков, то оказывается, что до появлепия трещины диски наработали в 2-3 раза меньше, чем по расчетной долговечности с пятикратным запасом. [c.518]

В настоящее время ресурс роторов оценивается 100—270 тыс. ч [33]. Вместе с тем имеются случаи повреждения дисков высокотемпературных ступеней после значительн9 более ранних сроков эксплуатации. Так, на турбине К-500-240 произощло повреждение диска первой ступени РСД. Повреждение произощло после 83 тыс. ч работы при расчетной температуре пара перед ступенью 510 °С, числе пусков турбины к моменту повреждения 252 и расчетном напряжении от центробежных сил 146 МПа. Расчетный запас прочности диска по характеристикам длительной прочности стали составил и=1,6. Диск изготовлен из стали 20ХЗМВФ (ЭИ-415). [c.45]

Если механизм подъема оборудован нормально замкнутым тормозом с приводом от электромагнита, толкателя и т. п. и момент от веса груза М р, приведенный к тормозному валу, превысит момент, развиваемый тормозом М ., тогда начинается опускание груза под действием разности моментов М — М р — М .. Так как эта разность не может быть большой по величине, то опускание груза происходит весьма медленно и крановщик всегда может принять соответствующие меры к предотвращению аварии. В механизме подъема, оборудованном автоматическим тормозом механического действия (системы В. И. Панюхина), превышение грузового момента над тормозным приводит к отходу тормозного диска от поверхности трения и к свободному падению груза. Это обстоятельство заставляет более внимательно определять величины транспортируемых грузов для механизмов подъема с этими тормозами или же заставляет повысить запасы торможения, чтобы обеспечить постоянное превышение тормозного момента над моментом от груза даже при случайном увеличении нагрузки. [c.295]

Путем сопоставления рабочего цикла, определяемого координатами рабочей точки (Р. Т), с некоторым предельным циклом могут быть определены запасы прочности турбинного диска по отношению к двум опасным состояниям (знакопеременное течение, приводящее к термоусталости, и прогрессирующее нарастание деформации, результатом которого может быть нарушение работоспособности конструкции или разрушение статического типа). Аналогия между диаграммой приспособляемости (рис. 71) и известной диаграммой предельных амплитуд напряжений (эта аналогия будет наиболее полной, если линию, определяющую условия знакопеременного течения, построить для температурных циклов при со = onst) позволяет использовать некоторые соображения и методы, принятые в расчетах на выносливость [120, 151, 158]. [c.157]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...