Колёса Распределение давлений

Шпоночное соединение трудоемко в изготовлении. При передаче вращающего момента оно характеризуется значительными местными деформациями вала и ступицы, что приводит к неравномерному распределению давления но поверхности контакта посадочных поверхностей вала и ступицы, а также на рабочих гранях шпонки и шпоночных пазов, что, в свою очередь, снижает усталостную прочность вала. Поэтому применение шпоночных соединений должно быть ограничено. Его следует применять лишь в том случае, когда для заданного момента не удается подобрать посадку с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса. [c.56]

Задача 96 (рие. 85). Разветвленный механизм распределения давлений устроен так, что ЛВ ВС = 2 1, DE. EF = 3 А-, iK -KN = = 3 2. Груз Р весом 21 кн помещен посредине платформы ML. Определить давление колес на грунт. [c.45]

Из-за неравенства площадей проекций дисков рабочих колес на плоскость, перпендикулярную к оси вращения, неравномерности распределения давлений по меридиональному сечению и неравенства динамических сил от натекания жидкости на диски ра- [c.229]

Рассмотрим распределение давления 1) вдоль линии тока 2) поперек потока в промежутках между лопастными системами 3) между дисками рабочих колес. [c.32]

Распределение давлений в зазоре между дисками колес зависит от состояния уплотнений. Теоретическое решение этого вопроса возможно только для двух случаев — при хороших уплотнениях, когда можно пренебречь протечками через них, и при разрушенных, когда протечки через них велики и можно воспользоваться уравнением Бернулли. Эти вопросы подробно описаны проф. А. А. Ломакиным [41]. [c.38]

Осевые силы, действующие на отдельные колеса гидродинамической передачи, определяются поверхностными силами, возникающими от воздействия рабочей жидкости на поверхность колеса (рис. 12). Спроектированные на ось гг эти силы можно разделить на две составляющие — от распределения давлений по наружной (штрих-пунктирная линия) и по внутренней (штриховая линия) поверхностям колеса. Составляющая осевой силы в первом случае может быть определена непосредственным интегрированием по отдельным участкам. [c.42]

Составляющая осевой силы от давлений, действующих на внутреннюю поверхность колеса, не может быть получена непосредственным интегрированием, так как неизвестен закон распределения давлений. Используя закон количества движения, величину ее можно определить по формуле [c.43]

Данная формула может применяться для участков с любым распределением давлений, так как эпюру давлений можно разбить на участки сколь угодно малой величины и криволинейные участки эпюры принять за прямолинейные. Суммирование осевых сил на принятом участке даст общую осевую силу, действующую на данный участок. Общая осевая сила, действующая на рабочее колесо, будет равна сумме всех составляющих осевых сил, действующих по участкам. Система гидродинамической передачи является замкнутой, поэтому сумма осевых сил, действующих на все элементы, равна нулю [c.46]

Распределение давлений в зазоре между колесами определяется соотношением скоростей. На малых скольжениях меридиональные составляющие незначительны и доминирующими являются окружные составляющие, поэтому эпюра распределения полного и статических напоров определяется окружной составляющей скорости и растет от внутреннего диаметра к активному Оа (рис. 147). С увеличением скольжения увеличивается влияние меридиональной составляющей и эпюра напоров перестраивается. Наибольшие напоры и давления имеют место у внутреннего и активного диаметров, а наименьшие — у мгновенного центра вращения. Такое распределение согласуется с теоретическими данными ( 10). [c.254]

В проточной части между колесами суммарное давление с увеличением скольжения уменьшается (даже становится отрицательным, рис. 147), а в зазоре между кожухом и колесом — увеличивается, так как уменьшаются центробежные силы в указанном зазоре. Такое распределение давлений определяет изменение осевых сил в гидромуфте от скольжения (рис. 149). [c.254]

С учетом рассмотренного осевая сила на колесе от распределения давлений будет равна для насоса [c.313]

Вследствие неравномерности распределения давлений по меридиональному сечению рабочей полости в гидродинамических передачах во время работы возникают осевые усилия, направление и величина которых зависят также от давления подводимой жидкости, конструкции колес и расхода в рабочей полости. Последнее обстоятельство обусловливает конструкцию опор (подшипников), которые должны выбираться с учетом разгрузки валов от этих усилий. [c.236]

Компоненты силы давления в зацеплении косозубых цилиндрических колес. Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару с линейным или точечным контактом. Чтобы оценить работоспособность такой пары, нужно знать контактное напряжение Оя, а для этого необходимо уметь находить интенсивность давления, нормального к боковой поверхности зуба, приходящегося на единицу длины линии контакта. Это распределенное давление изображает действие на рассматриваемое колесо другого колеса передачи. Нужно также найти и равнодействующую этого распределенного давления, чтобы в дальнейшем определить нагрузку на валы и опоры. [c.252]

Характер изменения интенсивности давления <7 по длине контактной линии зависит от многих факторов, и расчет его требует большой затраты труда. Поэтому при определении силы взаимодействия зацепляющихся колес в первом приближении допускают, что независимо от закона изменения интенсивности распределения давления его равнодействующая всегда проходит через полюс зацепления в среднем по ширине колеса сечении. [c.252]

На рис. 9.19 представлено поле зацепления цилиндрического косозубого колеса (обозначения геометрических величин введены ранее). Элементарные силы давления первого колеса (радиус Га ) на второе (радиус Га< , распределенные по длине контактных линий, направлены по общей нормали соприкасающихся поверхностей и потому лежат в плоскости поля зацепления и нормальны к линиям контакта. Действие этого распределенного давления статически эквивалентно действию сосредоточенной в точке О силы (рис. 9.19, вид Б). Для последующего расчета валов и опор удобно разложить (рис. 9.20) на трн ортогональных компонента Р — окружную силу, лежащую в плоскости вращения и направленную по касательной к делительной окружности Р— радиальную, илн распорную, силу, лежащую в той же плоскости и направленную по линии центров Р — осевую силу, направленную вдоль образующей делительного цилиндра. [c.252]

Чтобы определить величину поверхностного напряжения, рассмотрим зацепление пары прямых зубьев цилиндрических колес в положении, когда проекция линии их контакта на торцовую плоскость совмещается с полюсом зацепления (рис. 9.27). Заменяя приближенно эвольвентные зубья круговыми цилиндрами той же кривизны и предполагая распределение давления по ширине колеса равномерным (т. е. считая напряженное состояние плоским), можем записать [см. (6.44)] [c.260]

Расчет на жесткость. Размеры вала во многих случаях определяются не прочностью, а жесткостью (валы коробок передач, редукторов и др.). При недостаточной жесткости вала действующие на него силы могут вызвать недопустимо большой прогиб. Величина этого прогиба при пульсирующей нагрузке не остается постоянной. Неизбежно появляются вибрации вала, ухудшающие условия передачи в зубчатых колесах возникает дополнительное скольжение зубьев, появляется неравномерность распределения давлений по длине зубьев. Кроме того, возникают значительные динамические нагрузки на зубья, которые ухудшают условия работы подшипников. В таких случаях производят поверочный расчет на изгибную и крутильную жесткость валов. [c.390]

Если известны параметры потока в сечениях перед рабочим колесом и за ним (по поверхностям Tj и аа), а также распределение давлений по поверхности втулки, можно вычислить интегралы, входящие в выражение (8) для осевой силы, приложенной к рабочему колесу. Переходя к промежуточным пределам интегрирования, получим [c.277]

В ГЦН с направляющим аппаратом указанная выше неравномерность имеет место вдоль каждой лопатки, а полная осевая симметрия потока за колесом также отсутствует. Следствием нарушений круговой симметрии в распределении давлений и скоростей за колесом и является появление неуравновешенной поперечной силы, действующей на ротор насоса. Чем больше неравномерность, а она возрастает с удалением от расчетной подачи, тем больше и радиальная сила. [c.197]

Получив для испытываемого ГСП данные по распределению давления в рабочих камерах в зависимости от действующей нагрузки, можно впоследствии (при испытаниях насоса) путем измерения давлений в камерах ГСП экспериментально определить фактические усилия на опорах. Это позволит выявить возможное несоответствие фактических и расчетных усилий и, при необходимости, внести изменения в конструкцию ГЦН. Особенно важно проверить работоспособность ГСП в режимах пуска и на выбеге (при остановке ГЦН). Как правило, необходимый для работы ГСП перепад давления создается основным рабочим колесом ГЦН. Поэтому в период пуска и остановки насоса ГСП имеет переменную грузоподъемность (от нуля при стоящем ГЦН до максимума при достижении номинальной частоты вращения). В то же] время величина реакций на опорах определяется как силами, не зависящими от частоты вращения ГЦН (например, составляющие массы ротора), так и силами, зависящими от нее (например, гидродинамические силы, силы от дисбаланса ротора и др.). Вследствие этого в период пуска или остановки имеют место моменты, когда ГСП работают не во взвещенном состоянии, а как обычные подшипники скольжения. На продолжительность этих периодов влияют характеристики разгона и выбега (зависимость частоты вращения ротора от времени), с одной стороны, и характер изменения реакций на опорах в период разгона и выбега, с другой. Эти обстоятельства приводят к необходимости проверки работоспособности ГСП в режимах пуска и остановки только в составе натурного образца ГЦН путем проведения определенного числа пусков и остановок с последующей разборкой ГЦН и проверкой износа ГСП. [c.233]

Фиг. 67. Схема распределения давления на рабочее колесо турбины Френсиса.

По графику распределения давления по внешним контурам рабочего колеса подсчитывают (аналитически или графически) осевое усилие, действующее на колесо. Затем из вего при работе турбины с полной мощностью вычитают передаваемую на колесо реакцию, возникающую вследствие изменения в рабочем колесе направления потока из радиального в осевое [c.299]

Задачей подводящих каналов является обеспечение начального состояния потока при входе в лопастное колесо 1) осесимметричного с возможно более равномерным распределением скоростей по всему сечению потока, необходимого для создания установившегося относительного движения жидкости в области лопастного колеса 2) нулевого значения начального момента скорости, которое служит основой расчёта напора лопастного колеса, и 3) изменения величины скорости от значений во всасывающем трубопроводе до величины при входе в колесо. Кроме того, при исполнении подводящих каналов следует учитывать условия работы, возникающие при режимах, отличных от нормального, во время которых возможно возникновение противотоков и образование осевого вихря, вредно отражающегося на распределении давления в подводящем канале. [c.357]

Камерные тормоза [5, 9, 16, 51 ] называют по виду нажимного устройства — пневматической или гидравлической камеры (рис. 2.8). Они имеют следующие преимущества, проявляющиеся при использовании, например, на автомобилях большой грузоподъемности компактность равномерное распределение давления по всей поверхности трения и максимальное использование рабочей поверхности барабана равномерный износ пары трения обеспечение больших тормозных моментов отсутствие дополнительных нагрузок на подшипники колеса при торможении одинаковую эффективность торможения автомобиля при движении вперед и назад высокую стабильность в работе вследствие отсутствия само-усиления меньшую массу тормоза (замена барабанных тормозов автомобиля камерными уменьшает его массу на 5—7 %). [c.198]

Неточности взаимного расположения сопрягаемых поверхностей в деталях механизма (отклонения от соосности и параллельности осей цилиндрических поверхностей и т. п.) могут привести к неправильному распределению давления на поверхностях трения, к заеданию и т. д. Все эти явления ведут к увеличению потерь в механизме. Экспериментальное исследование влияния отклонений подшипников от правильного положения для вала, приводимого во вращение через муфту и передающего движение через пару зубчатых колес, показало следующее а) непараллельность валов в плоскости их расположения мало влияет на потери в зубчатой передаче, непараллельность в перпендикулярной плоскости дает заметное увеличение потерь б) даже весьма малая несоосность подшипников скольжения приводит к значительному увеличению потерь на трение в) шарикоподшипники допускают большие отклонения, чем конические роликоподшипники. [c.451]

Величину площадки контакта и закон распределения давлений можно определить, если известна геометрия сопряженных поверхностей, но решение будет громоздким и весьма приближенным. Представляется возможным получить аналитические зависимости, включающие геометрические параметры профилей зубьев, с целью создания передачи с максимальным по величине пятном контакта при наиболее равномерном распределении удельных давлений по площадке контакта. Рассмотрим предпосылки, определяющие метод решения этой задачи. Если рассматривать торцовое сечение (т. -е. сечение плоскостью, перпендикулярной осям вращения колес) абсолютно жестких поверхностей сопряженных зубьев передачи Новикова с параллельными осями вращения колес, то, очевидно, контакт этих поверхностей происходит в точке М, лежащей на линии зацепления. В любой другой момент времени профили зубьев рассматриваемого торцового сечения не будут касаться друг друга. [c.58]

Очевидно, что благодаря указанному неравномерному распределению давления амплитуда напора на выходе колеса РЦН Нт также будет периодической функцией Нт (1ъ) длины спирального отвода 4 = h, а, следовательно, и угла в с периодом Т = 2% /Kjj. [c.74]

Основным недостатком зубчатых гидростатических машин является неравномерное нагружение опор зубчатых колес, что приводит к быстрому их износу. На рис. 11.33 показана эпюра распределения давления рабочей жидкости по окружности зубчатого колеса. Опоры колес получают одностороннюю нагрузку. В результате для обеспечения достаточной долговечности зубчатых насосов ограничивают максимальное давление рабочей жидкости. [c.129]

Отдельные составляющие к. п. д. не остаются постоянными, а изменяются с режимом работы машины. При нагрузках, не соответствующих режиму оптимального к. п, д., возрастает относительное значение независящих от трения потерь. Прежде всего увеличиваются вихревые потери вследствие отклонения режима потока от условий безударного входа и нормального выхода воды из рабочего колеса. Меняются и объемные потери U зависимости от положения регулирующих органов машины и распределения давления в элементах проточной части. Механические потери остаются практически постоянными по абсолютной величине, но возрастает их относительная величина при малых нагрузках. [c.11]

На основании вышеизложенного определяют напоры, соответствующие давлениям по средней линии тока в меридиональном сечении проточной части гидропередачи. Известным и исходным при этом является давление питания на входе в насосное колесо по средней струйке. Определение напоров, соответствующих давлению поперек потока в точках пересечения кромок рабочих колес с линией тока тора и линией тока чаши, можно вести согласно теоретическим исследованиям А. А. Дородницына. При выводе закона распределения давлений поперек потока не ставится никаких ограничений, за исключением того, что движение считается установившимся. Воспользуемся уравнением движения жидкости в форме уравнения Лагранжа в криволинейных координатах, пренебрегая массовыми силами [c.33]

На рис. 25, а представлены графики распределения абсолютных скоростей в меридиональном сечении проточной части муфты. Для полной характеристики потока в муфте с тором и радиальными лопатками на рис. 25, б и 26 приведены экспериментальные данные о распределении полных напоров и статических напоров, соответствующих давлениям в меридиональном сечении проточной части. Поле статических давлений значительно меняется в зависимости от режима работы. При малых скольжениях (3—5%) статические давления равномерно возрастают с увеличением радиусов. При увеличении скольжения такое распределение давления в потоке постепенно меняется. На выходе из насосного колеса сохраняется направление положительного градиента статических давлений (за положительное принимаем направление градиента от оси -муфты к периферии). При увеличении скольжения увеличивается лишь неравномерность распределения давлений. [c.56]

Осевые силы гидродинамических передач транспортного типа обычно воспринимаются шариковыми подшипниками. Для передач с большой частотой вращения вала и большой мощности иногда трудно подобрать из нормального ряда соответствующий подшипник. В таких случаях применяют различные гидравлические способы уравновешивания и уменьшения осевых сил. Эти способы, направленные на уменьшение осевых сил, основываются на принципе симметрии распределения давлений по поверхности рабочих колес и в проточной части, а также на создании определенных форм потока в областях между рабочими колесами и корпусом передачи, обеспечивающих различное распределение давлений в данной области. [c.79]

На основе принципа симметрии распределения давлений по поверхности рабочих колес или же симметрии давления в проточной части нельзя обеспечить полное уравновешивание осевых сил вследствие невозможности осуществления полной симметрии. Необходимо установить упорный подшипник, который воспринимает неуравновешенную часть осевой силы. В процессе эксплуатации уплотнения изнашиваются и в связи с этим нарушается симметрия поля давлений, поэтому подшипники применяются двустороннего действия. В качестве примера на рис. 38 показана гидромуфта мощностью 4000 кВт при Пн = = 3000 об/мин. Муфта предназначена для привода центробежного насоса турбинного агрегата и регулирования частоты вращения его вала. Как видно из рис. 38, это сдвоенная гидромуфта, имеющая две параллельные проточные части, образованные двойным ротором турбинного колеса и двумя насосными колесами. Такая сдвоенная конструкция позволяет уравновесить [c.79]

Величина меридиональной скорости Ст зависит от разности напоров, создаваемых колесами гидромуфты в межколесном (осевом) зазоре 8. При малых скольжениях поле давлений во вращающейся полости гидромуфты весьма близко к распределению давления при относительном равновесии жидкости во вращающихся сосудах (см. 12). Поэтому перепад давления в межколесном зазоре и соответствующий ему напор можно определить по уравнению для относительного равновесия жидкости. Экспериментальные исследования, и расчеты показывают, что угловая скорость вращения жидкости сож между вращающимся колесом и параллельной ему неподвижной стенкой может быть принята равной половине угловой срюрости колеса со [c.298]

Из вышесказанного можно заключить, что величина осевой силы, действующей на колеса гидропередачи, зависит от давления питания, неуравновешенной площади , распределения давлений в пQлo ти гидропередачи, площадей, на которые действуют эти давления, расхода в проточной части и объемного веса жидкости. Распределение давлений и расход в проточной части, в свою очередь, зависят от режима работы гидропередачи. [c.44]

При комбинированном варианте с оребрением и отверстиями доминирующее влияние оказывает оребрение. Это обусловлено тем, что за счет оребрения давление перед отверстиями уменьшается по сравнению с неоребренным диском и перетечки жидкости уменьшаются. Наклон ребер также оказывает некоторое влияние на распределение давлений и осевой силы. Как отверстия в ступице колеса, так и оребрение накладывают влияние на экономические и энергетические характеристики гидротрансформатора. [c.185]

С увеличением скольжения равновесие в распределении эпюр давлений нарушается и возникают неуравновешенные осевые силы. Характер изменения их зависит от лопастной системы (при полном заполнении, кривые /, 2, 3, 4). Для гидромуфт с тором с радиальными и наклоненными вперед лопастями при увеллчении скольжения растут сжимающие осевые силы. Это обусловлено тем, что давление в зазоре между кожухом и колесом больше давления [c.254]

Радиальная сила на рабочем колесе — основной компонент результирующей радиальной силы в насосе. На рис. 6.7 показана типичная зависимость радиальной силы по величине и направлению от подачи для ГЦН со спиральным отводом. Минимальное значение радиальной силы соответствует подаче, близкой к номинальной. Вблизи этого же значения подачи изменяется угол направления действия силы при QQhom больших сечений спирального отвода согласно изменению характера распределения давления по окружности колеса. [c.197]

В тех случаях, когда ож = onst, распределение давлений может быть получено аналитически из решения дифференциального уравнения равновесия элементарного слоя жидкости без учета сил трения по поверхности колеса и корпуса [c.207]

Pi зависит от давления при выходе из колеса и закона распределения давлений в области между стенкой корпуса и наружной стенкой обода колеса. При незначительности величины утечек Q , поток в области между корпусом и колесом находится в состоянии подвимшого равновесия под влиянием тормозящей силы трения о неподвижную стенку корпуса и ведущей силы трения о вращающуюся стенку колеса. Из уравнения динамического равновесия следует, что установизшееся движение наступает при равенстве моментов трения о подвижную и неподвижную стенки, что имеет место при равенстве относительной скорости потока к подвижной и неподвижной [c.358]

На фиг. 53 представлен вертикальный насос крупного размера для водопровода. Для уравновешивания осевого давления и части веса ротора насос снабжён камерJЙ, расположенной за колесом и соединённой со всасыванием двумя трубами. Во избежание прогиба вала при частичных нагрузках в связи с неравномерностью распределения давления в спиральной камере по окружности колеса вал насоса выполнен весьма солидным. [c.368]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...