Расчет упорного диска

РАСЧЕТ УПОРНОГО ДИСКА [c.480]

Рис. 332. Коэффициенты для расчета упорного диска.

В — коэффициент, который находят по кривой фиг. 30, в зависимости от отношения давлений р4, pi и числа зубьев. При расчете упорного давления на диск следует учитывать отдельно давление на полотно диска [c.246]

Силы инерции плунжеров в переносном движении воспринимаются упорным диском и должны быть учтены при расчете момента на регулирующем органе. Силы инерции в секторах плоскости XOY [c.92]

Недостатком данной конструкции является то, что при разомкнутом тормозе осевое усилие пружины 8 через полумуфту 6, шайбы 7 и шарики 10 передается на подшипники вала двигателя. Когда электродвигатель выключен, а тормоз замкнут, то осевое усилие пружины не передается на подшипники вала двигателя, так как при этом подвижная тормозная полумуфта 6 прижимается к неподвижному диску на корпусе 4 тормозного устройства. На подшипники вала редуктора осевое усилие передается во все периоды работы механизма, что и должно быть учтено при расчете подшипников редуктора. В конструкции по фиг. 189, а этот недостаток устранен. Осевое усилие при разомкнутом тормозе здесь не передается ни на подшипники вала двигателя, ни на подшипники вала редуктора, а замыкается на валу 7 редуктора. В этой конструкции окружное усилие от ведущей полумуфты /, имеющей три наружных выступа 12, передается на пальцы 14 ведомого диска 2 через промежуточную чашку 3, имеющую внутренние выступы 11 и резиновые вкладыши 10. Полумуфта 1 может поворачиваться вместе с чашкой 3 на угол фд в обе стороны относительно ведомого диска 2. При размыкании тормоза осевое усилие сжатой пружины 6 воспринимается с одной стороны заплечиком на валу 7 редуктора, а с другой стороны передается через чашку 3 на шток 8 и затем через гайки 9 и упорный подшипник 13 на тот же вал 7 редуктора. [c.286]

Расчет на прочность роторов производится обычно тогда, когда основные размеры ротора уже выбраны из условий прочности рабочих лопаток, хвостовых соединений, диафрагм, удовлетворительной жесткости вала с точки зрения критической частоты вращения, а также из соображений уравновешивания упорного давления. Таким образом, этот расчет является проверочным. Проверка максимальных тангенциальных напряжений на расточке ротора и радиальных в месте сопряжения диска с валом заставляет зачастую выбирать новые конструктив- [c.232]

На диске 6 на определенном расстоянии от оси расположены два ролика, по которым с помощью блока концевых мер точно устанавливают угол поворота шпинделя. В диске 4 имеется упорная втулка 5, ограничивающая поворот шпинделя при профилировании круга. Втулка 5 может перемещаться по кольцевому пазу в диске. Для расчета высоты блока концевых мер, необходимых для установки алмаза и ограничения угла поворота шпинделя, на корпусе приспособления указаны размеры Л1 и Я. Алмаз устанавливают по блоку концевых мер, высота которого для выпуклого профиля [c.55]

Для обеспечения надежности работы механизма следует при расчете условий торможения дисков принимать уменьшенное значение коэффициента трения im, а при расчете условий движения упорной втулки 4 (когда фрикционные диски не заторможены) — принимать увеличенные значения коэффициентов трения. [c.65]

Очень большое распространение, кроме гидромашин больших мощностей, получили аксиально-поршневые гидромашины плунжерного типа, в которых упорный диск выполняет обязанности пространственного кулачка. Схема наиболее старого образца с точечным касанием головок плунжеров показана на рис. 1.14. Такие гидромашины в варианте исполнения, показанном на рис. 1.15, могут обладать свойством самовсасыванкя. Примененная гидростатическая разгрузка, принципы расчета которой приведены в гл. 6, получила в последние годы большое распространение. Эти гидромашины выполняются также и со сферическим распределителем (рис. 1.16) и с размещением плунжеров по конической поверхности (рис. 1.17), позволяющим использовать действие центробежных сил в процессе всасывания и обеспечивающим более благоприятное действие нагружающего изгибающего момента [14]. [c.15]

Увеличение реактивности в ступенях, повышающих к. п. д. проточной части ступени, связано с большими утечками пара через корневое уплотнение лопаток, с повышением давления р4 перед диском ступени. Применяя проточную часть ступени, подчиняющуюся уравнению гса = onst, и имея высокую среднюю реактивность ступени, в корневом ее сечении можем получить желательную реактивность порядка 2—4%. Поэтому в турбинах больших мощностей соответственно с большими расходами пара, в которых в первых после регулирующей ступенях высоты лопаток более 50 мм при сравнительно небольшом d p, желательно применять проточную часть, выполненную по уравнению гСа = onst. Понижение реакции в корневых сечениях лопаток можно получить также, применяя закон закрутки только для направляющих лопаток. Сравнительные данные получены из приведенных примерных расчетов для второй ступени в двух вариантах в первом варианте (незакрученная проточная часть) реактивность, равная 24,7%, постоянна по высоте, во втором варианте проточная часть выполнена по уравнению гси = onst. Реактивность в среднем сечении 24,7%. Из этих примеров следует, что упорное давление на полотно диска значительно упало, особенно при переменном режиме с расходом пара, превышающим расчетный на 15%. В этом случае упорное давление имеет отрицательное значение, направленное против потока пара. В конденсационных турбинах, где средний диаметр проточной части составляет 900 мм, составляющая упорного давления на диски имеет значительную величину и применение закрутки приводит к сильному понижению упорного давления. [c.296]

В связи с отсутствием достаточно надежных методов расчета бронзовых иружпн их характеристика должна проверяться при сборке узла, а нажим регулироваться так, чтобы удельное давление на уплотняемых поверхностях превышало на 30—50% давление масла. Для проверки силовой характеристики пружин применялось приспособление (рис. 26). На неподвижном основании / укладывались чисто проточенные диски 2 w 3, между которыми находились опытные пружины с наружным диаметром 770 мм, толщиной бронзы 0,5 мм, количеством прорезов 64, высотой профиля 5 мм. Деформация пружин производилась с помощью нагрузочного устройства, которое состояло из стержня с резьбой, гайки 4 и динамометра 6. Для устранения влияния перекосов применялся шарикоподшипник упорный со сферическим кольцом 5. [c.45]

Обрабатываемая деталь для сравнительных расчетов отдельных конструктивных вариантов берется жесткой. При обработке в центрах она рассматривается как жесткое тело на упругих опорах. На основании анализа форм колебаний, полученных при обработке в центрах, можно пренебречь смещениями детали, упорных центров и бабок по оси х. Из перемещений задней бабки можно выбрать три вида наиболее значительных перемещений смещение по оси у и поворот около осей х и г. Формы колебаний шпинделей с значительными сосредоточенными массами качественно близки к статическим формам изгиба под действием сил резания. Колебания передней (шпиндельной) бабки довольно сложны, но наибольший интерес представляют ее поворотные колебания около оси 2, хотя они по амплитуде значительно меньше амплитуды заготовки, особенно при обработке в центрах. Существуют условия, особенно при нежестких шпинделях или шпиндельных бабках, когда на устойчивость и колебания при резании влияет крутильная система главного привода. Она рассматривается как ряд последовательно расположенных дисков на вало-проводе. [c.178]

В практике эксплоатации турбин, снабженных упорным подшипником, описанной конструкции имел место ряд случаев поломки вала под диском 3 из-за неравномерного распределения осевого давления меж1цу рабочими колодками 1. Это происходило при заклинивании шайбы 2. В результате косого распределения осевого усилия возникала пара сил, непредусмотренная расчетом, приводящая к авариям. [c.203]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...