Расчет центробежных толкателей

РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ТОЛКАТЕЛЕЙ [c.514]

Фиг. 314. К расчету центробежного толкателя 3-го типа

Фиг. 316. К расчету центробежного толкателя 5-го типа начальное положение /, промежуточное положение II.

РАСЧЕТ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ ТОЛКАТЕЛЕЙ СО СВОБОДНЫМИ ГРУЗАМИ [c.160]

Центробежный толкатель имеет вращающиеся грузы, масса которых сосредоточена в шарнире рычажной системы. Величина груза значительно превышает вес соединительных рычагов, что позволяет пренебречь при расчете влиянием их веса. Расчетная схема для этого случая представлена на фиг. 312. [c.514]

Расчетная схема центробежного толкателя ЦПТ-2 приведена на фиг. 315. Размеры рычажной системы и вес центробежного груза у толкателя, разработанного Грузинским политехническим институтом, подобраны с расчетом обеспечения хода толкателя, равного 425 мм, и рабочего усилия Р, достаточного для подъема груза Q = 700 кГ. [c.519]

Ввиду того, что в центробежных толкателях обычно применяют скоростные двигатели (с = 3000 об/мин), при больших размерах толкателей и большой поверхности сопротивления вращающихся масс момент от сил сопротивления воздуха может иметь существенное значение. Однако теоретическое определение его затруднено ввиду сложной формы вращающихся тел и переменной скорости движения. Поэтому для практических расчетов, до получения необходимых экспериментальных данных, значение коэффициента к можно принимать в пределах 1,25—1,5 в зависимости от скорости и размеров вращающихся масс и обеспечиваемой точности установки подшипников. [c.123]

Рабочее усилие Р толкателя, приложенное в шарнире С, создается за счет действия центробежной силы от грузов G и центробежной силы от масс шарниров А. Влияние моментов от собственного веса элементов рычажной системы и грузов оказывается малым по сравнению с влиянием центробежных сил в приведенном ниже расчете эти моменты не учитываются. По принципу независимости действия сил определяется та часть общего рабочего усилия толкателя, которая создается действием центробежных сил от грузов G. [c.520]

На рис. 86 даны некоторые конструкции и характеристики центробежных грузов размеры расчетного цилиндра диаметром 2Ху и длиной /, вес грузов и значения коэффициента Эти значения могут закладываться в расчет для определения размеров толкателя. [c.163]

Необходимо отметить, что деление роторов толкателей с низшими кинематическими парами на роторы с тремя различными схемами по распределению масс несколько условно, так как всегда рычаг 4 имеет некоторую массу. Рассчитывая модель толкателя с сосредоточенными массами, обычно пренебрегают массой рычага 4. Этим существенно упрощают все расчеты, но одновременно в них вносится некоторая погрешность. Исследования показывают, что эта погрешность тем меньше, чем больше размеры толкателя. Так, в сравнительно крупных толкателях для регулировки шахтных подъемных машин рычаги выполняют из тонкостенных труб и их масса становится пренебрежимо мала по сравнению с массой центробежных грузов. Теоретические и экспериментальные исследования показывают, что такие толкатели можно рассчитывать как роторы с сосредоточенными массами. Толкатели относительно небольших размеров для управления, например, крановыми тормозами следует рассчитывать как комбинированные или как с распределенными массами. [c.9]

При расчете толкателей большое значение имеет так называемый коэффициент /. заполнения формы, под которым понимают отношение массы центробежного груза толкателя к массе т цилиндра, имеющего габаритные размеры центробежного груза [c.74]

Коэффициент компактности может быть использован и для расчета толкателей с плоским ротором, если в формуле х — т]Гш под Гщ понимать радиус центробежного груза. Поскольку у толкателей с плоским ротором (например, рис. 24) радиус всегда равен Хху то всегда г — 1. Поэтому у толкателей с плоским ротором конструкция получается более компактной, чем у толкателей с дисковым ротором, где получить г = 1 очень сложно. [c.78]

Необходимость введения коэффициента / вызвана следующим. Внутри центробежного груза часто расположены подшипники, уменьшающие потери на трение (например, см. рис. 29, в). Очертания груза обычно отклоняются от шаровой формы, так как при конструировании приходится снабжать грузы различными проточками, выступами и т. д. Поэтому фактическая масса центробежного груза отличается от массы, вычисленной по формуле для определения массы сплошного шара (например, на рис. 29, в / < 1, у остальных толкателей на рис. 29 / = 1). Рекомендации по выбору / даны выше. В начале расчета обычно неизвестны форма, число и конструкция подшипников грузов, неизвестна и точная конфигурация центробежного груза. Поэтому сначала, на основании выполненных ранее аналогичных конструкций и опыта проектирования, приходится задаваться коэффициентом / заполнения формы, а затем, после первого уточнения конструкции толкателя, повторно рассчитать его, если коэффициент существенно отличался от фактического значения. [c.90]

Выше отмечалась определенная близость теории и методики расчета толкателей и центробежных регуляторов. Это позволило находить уравнения центрового профиля вилок, дисков и определять усилия при неподвижном штоке. Однако существенны и различия между этими механизмами в части методики исследований. Эти различия сводятся в основном к следующему. [c.96]

Профиль вилки толкателя ЭМТ-1 выполнен так, что (если пренебречь трением) при постоянной нагрузке на шток и определенной постоянной угловой скорости системы шток будет находиться в безразличном равновесии. Теоретические расчеты полностью подтверждаются экспериментом на рис. 57, а и в (участок 2) при постоянной нагрузке угловая скорость в процессе утапливания штока остается почти неизменной. Это условие, естественно, соблюдается и во время выталкивания штока, если установленная мощность двигателя невелика, что хорошо иллюстрируется рис. 57, е (участок /). Если мощность соответствует номинальной расчетной, процесс разгона протекает быстрее и менее ярко выражен (рис. 57, а, участок /). При нагрузке, близкой к номинальной расчетной, и особенно при нагрузке более номинальной, в конце утапливания штока несколько повышается угловая скорость ротора (рис. 57, б, участок 1). Это объясняется тем, что при большой нагрузке шток начинает перемещаться с повышенной скоростью и быстро достигает крайнего нижнего положения. Так как за это короткое время перемещения кинетическая энергия системы не успевает полностью поглотиться сопротивлениями вращению, а момент инерции системы уменьшается (центробежные грузы приближаются к оси вращения), угловая скорость увеличивается. Естественно, что при относительно малых нагрузках на шток (рис. 57, а и в), а также при пружинном нагружении такие явления не наблюдаются. [c.193]

Специфической особенностью расчета толкателей является необходимость учета центробежных сил. Если не считать громоздкости расчетов, учет этих сил обычно трудностей не представляет. В качестве примера ниже приведена методика расчета на прочность наиболее сложной детали — вилки длинноходового толкателя группы III. Рассчитывали графоаналитическим методом как наиболее простым и наглядным. [c.198]

Потери в центробежном толкателе, вызывающие нагрев механической части толкателя, создаются трением в подшипниках вилок, трением вращающихся элементов о воздух и трением в уплотнениях подшипниковых узлов. Все эти потери увеличиваются с повышением скорости и имеют максимальное значение при работе толкателя с установившейся скоростью. В то же время двигатель толкателя в период установившегося движения работает с меньшей мощностью, чем в период разгона и поэтому двигатель нагревается сильнее при частых пусках. В связи с указанным, тепловой расчет механической части и двигателя должен производиться раздельно для разных условий работы. Температура ко])-пуса толкателя определяется с учетом имеющихся потерь на трение по известным метоликам теплового расчета редукторов. Для предупреждения вытекания смазки из подшипников толкателя максимальная температура нагрева механической части толкателя не должна превышать 90° С. Обычно у толкателей ЭМТ-2 наиболее нагретым (а следовательно, и определяющим режим работы) является подшипник чашки у двигателя. [c.122]

При расчетах следует иметь в виду, что эти формулы полностью применимы для короткоходовых толкателей с плоским ротором, радиус R ротора определяется размерами центробежного груза согласно рис. 38, б. У длинноходовых конструкций R зависит не от размера груза, а от размера вилки 4 (см. рис. 17, а). Для этих толкателей основные формулы дают завышенные значения т, в связи с чем, исходя из условий прочности, приходится принимать большие сёчения вилки 4, что влечет за собой увеличение R и момента инерции ротора. Поэтому для таких толкателей основные формулы дают только контрольные значения R, в которые, как правило, удается уложиться, суш,ественно уменьшая m против расчетного. [c.95]

Ведомая группа может иметь массу, распределенную по звеньям (модели 5—8 и 17—20). Кроме того, на последнем звене этой группы может быть укреплен сосредоточенный груз Г (см. рис. 47), что является признаком комбинированного ротора (модели 9—12 и 21—24). Как уже указывалось ранее, центробежные грузы при расчетах принимают за точечные массы, поэтому длиной последнего звена у толкателей с центробежными грузами (модели 1 4, 9 1б, и 21—24) следует считать расстояние l k от последнего шарнира до центра масс центробежного груза, хотя ось звена может не проходить через центр, как это изображено на рисунке. [c.160]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...