Выбор конструкции ротора

Сварные роторы легче, чем цельнокованые тех же размеров, и это может в некоторых случаях сыграть роль при выборе конструкции ротора, когда вес и критическое число оборотов должны удовлетворять определенным требованиям, — легкий ротор имеет более высокое критическое число оборотов . [c.117]

Опыты, проводившиеся на моделях сварных роторов дисковой конструкции (фиг. 66, а я в), показали, что их фактическая жесткость, характеризуемая критическим числом оборотов, на 13—17% ниже, чем расчетная величина, определяемая принятыми в турбостроении методами. Это должно быть учтено при выборе конструкции ротора (расстояния между опорами, диаметры отдельных участков ротора). [c.122]

ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ РОТОРА [c.204]

Значительно сложнее обстоит дело с определением безразмерного коэффициента р,, поскольку для его нахождения необходимо знать характер распределения по длине ротора исходной его неуравновешенности, что, строго говоря, конструктору никогда не бывает известно, так как в процессе балансировки всегда находятся только главный вектор и главный момент сил исходного небаланса. Однако реальная конструкция ротора и технология его изготовления всегда могут подсказать наиболее вероятные источники появления на роторе неуравновешенных масс, чем и можно воспользоваться как для оценки величины коэффициента ц, так и для оптимального выбора плоскостей исправления (т. е. такого их выбора, при котором р. достигает минимума). [c.113]

Выбор конструкции ДРОС — важная и принципиальная проблема, сочетающая комплекс задач оформления элементов проточной части, корпуса и ротора с учетом экономических, прочностных технологических и других соображений. [c.53]

При выборе типа ротора и профиля диска приходится считаться с типом облопачивания, размерами ротора и условиями его работы (окружная скорость, температура). Барабанная конструкция ротора применяется лишь для лопаток, работающих с небольшими окружными скоростями, а также для осевых компрессоров. [c.175]

Изготовление доброкачественных сварных роторов требует в равной мере как правильного выбора материалов, конструкции ротора и сварного шва, так и соответствующей конструкции приспособлений для сборки частей ротора перед сваркой, выбора электродов, технологии самой сварки, определения режима термической обработки ротора и выбора методов контроля сварного шва. [c.120]

Первая из этих задач возникает при уравновешивании роторов на любой балансировочной машине, а вторая имеет значение главным образом для балансировочных машин класса П-А [2]. В первом случае положение плоскостей противовесов предопределяется единственным образом конструкцией ротора и статора машины и, следовательно, исключается возможность выбора этих плоскостей. Такая задача решается, например, для якорей тяговых двигателей электровозов и моторных вагонов. В частности, для ротора тягового двигателя ДПЭ-400 выбираются для прикрепления противовесов плоскости I и II (фиг. 29), так как никаких других плоскостей, практически удобных для размещения противовесов, на этом роторе не имеется. [c.251]

Для ряда конструкций роторов полезен подбор лопаток в диски по их статическому моменту и предварительная балансировка ротора по элементам с учетом положения центров тяжести по оси ротора. Для снижения реакций опор используется система шайб-противовесов. Выбор положения кулачка шайбы осуществляется на рабочих режимах машины. Приведенные примеры не исчерпывают многообразия технологических способов, позволяющих повысить качество балансировки. Их выбор особенно важен в машинах с широким диапазоном рабочих режимов. [c.130]

Исследование температурного поля полуограниченного тела, проведенное различными методами (параграф 3 гл. VII и настоящий параграф) подтвердили необходимость учета зависимости коэффициента теплопроводности от температуры, поскольку погрешность при решении линейной задачи достигала 30%. Вместе с тем при правильном выборе коэффициента теплопроводности существует возможность решения задачи в линейной постановке. Так, если коэффициент теплопроводности взять при температуре, близкой к температуре греющей среды, то погрешность определения температурного поля не превышает 3—8 %. Этот вывод носит частный характер и не распространяется на другие задачи, где при линеаризации предпочтительнее может оказаться другая, например средняя температура тела (см., например, [118]) (так в большинстве случаев и бывает). Тем не менее, учитывая специфику конструкции ротора и корпуса СКР-100, а также условия нагрева и охлаждения этих элементов, было решено дальнейшие исследования их теплового состояния проводить в линейной постановке с учетом указанного выше вывода из решения нелинейной задачи, что значительно упростило проведение эксперимента. [c.120]

Выбор места отбора проб для изготовления образцов в цельнокованых роторах должен быть тщательно продуман для каждой новой конструкции ротора с целью возможно более полного выявления механических свойств металла всех зон поковки. Для обнаружения фло-кенов, трещин и других пороков травлению подвергают торцы бочки, торцы шеек, а также промежутки между дисками (рис. 196). [c.430]

Пассивное управление радиальным зазором осуществляется за счет конструктивных мероприятий, включающих выбор соответствующей жесткости статора и распределения масс опор с целью уменьшения деформации корпуса при эволюциях самолета в полете, изоляцию или экранирование от рециркуляции воздуха в полостях, выбор материалов сопрягаемых деталей радиального зазора, обеспечивающих термическое расширение уплотнений и корпуса, близкое к величине термического расширения конструкции ротора. Пассивное управление радиальным зазором может дать снижение расхода топлива до 0,5 %. [c.65]

В целях оптимизации задачи проводится сравнительный анализ компоновок двигателя с вариантами конструктивных схем основных узлов. В выборе числа роторов для проектируемого двигателя, имеющего заданные параметры, при которых конструкции с различными числами роторов могут оказаться равнозначными по основным данным включая величину массы двигателя, немалую роль играет имеющийся положительный опыт их создания у разработчика и изготовителя. [c.24]

За последние пять лет накоплен большой опыт проектирования, строительства и эксплуатации ветряных энергоблоков. При этом показана важность выбора оптимальных лопастей аэродинамического профиля и конструкции ротора воздушной турбины, в зависимости от характеристики ветра и других факторов. [c.119]

Для снижения методической погрешности при использовании моделей средних значений важно осуществить рациональное условное деление конструкции ЭМУ на отдельные элементы, либо увеличить число таких разбиений. Но в последнем случае метод приближается к методу сеток и становится громоздким, в то время как практически важно получение высокой точности расчетов при ограниченной дискретизации. При умелом применении схем замещения методическая ошибка в сравнении с методом сеток составляет обычно не более 5 % даже при ограниченной степени дискретизации. По крайней мере, это заметно меньше, чем погрешности от неточности задания входной информации. При выборе числа разбиений важен и характер решаемой задачи. При грубой оценке показателей поля возможна упрощенная схема замещения с пятью-шестью укрупненными телами (ротора в целом, объединенных обмотки и пакета статора и т.д.). Если необходим анализ изменения осевой нагрузки на подшипники, то особо подробно должны быть представлены тела, входящие в замкнутую размерную цепь их установки, а остальные элементы могут рассматриваться укрупненно. При анализе относительных температурных деформаций требуется наиболее детальная дискретизация ЭМУ, особенно для элементов, имеющих различные коэффициенты линейного расширения. Здесь ТС, например, должна содержать не менее 15—20 тел. [c.127]

Изложение методов определения критических чисел оборотов с учетом тех или иных факторов, позволяющих более или менее точно исследовать происходящие физические явления, связанные с вращением ротора вала. Исследования этого направления в лучшем случае дают возможность с помощью соответствующего выбора параметров системы избежать критических режимов работы. Однако этот метод обладает ограниченными возможностями особенно в том случае, когда конструкция машины уже осуществлена и критический режим оказался в диапазоне рабочих чисел оборотов. [c.53]

Главным условием выбора типа муфты и ее конструкции является передача без искажения скорости вращения двигателя ротору стенда и высокая ее надежность. Чаще всего в градуировочных стендах используют глухую муфту. Применение таких муфт требует доводки стыкующихся элементов, выставление строгой соосности валов и исключения их углового перекоса. Другие подвижные муфты не требуют доводочных работ и обеспечивают передачу вращения между несоосными валами с малыми дополнительными нагрузками на опоры, но передаточное число таких муфт непостоянно. Для ряда конструкций оно может быть представлено зависимостью [c.150]

Они работают в цени обратной связи системы регулирования скорости ротора. В P чаще всего используются импульсные индукционные преобразователи [31 угла поворота ротора с числом импульсов (зубцов) на оборот от 180 до 800. Такие датчики имеют высокую надежность, компактную конструкцию, сравнительно просты в изготовлении. Благодаря интегральному съему ЭДС. наведенной в сигнальной обмотке датчика одновременно от всех зубьев, их шаговая ошибка усредняется, что обеспечивает высокие точностные показатели датчика. В особо точных центрифугах число импульсов на оборот составляет 2000—4000 и более. В них используют фотооптические датчики и датчики на основе магнитной записи меток. Однако вопрос о выборе оптимального числа меток в зависимости от параметров P , системы управления и точностных требований к ним окончательно не решен. Важное значение имеет место установки датчика. В идеале его следует уста- [c.150]

При разработке технологии сварки жаропрочных материалов особую трудность представляет, как правило, выбор сварочных материалов (электродов и сварочных проволок), обеспечивающих необходимые свойства металла шва. Для работы при высоких температурах металл шва, кроме необходимого уровня механических свойств и технологической прочности, должен обеспечивать также достаточную стабильность структуры и свойств при заданных температурах, обладать необходимым сопротивлением ползучести и жаростойкостью, а также рядом других свойств в соответствии с условиями работы данного узла. При этом критерии оценки пригодности того или иного типа сварочных материалов будут существенно зависеть от назначения данного узла конструкции. Так, например, для сварных конструкций камер сгорания газовых турбин пригодность тех или иных электродов будет определяться прежде всего жаростойкостью металла шва. Ряд сварных узлов турбин (рабочие лопатки, роторы и другие) могут работать под воздействием динамических знакопеременных напряжений. Поэтому для данных сварных соединений должна быть проверена их усталостная прочность. [c.21]

Задачи сложного взаимодействия деталей высокоскоростных роторов, оценки точности результатов и выбор оптимальных форм конструкций позволяет решить сочетание методов фотоупругости, тензометрирования и численного расчета с применением ЭВМ [б, 7]. Вместе с этим получение экспериментальных данных о сопротивлении циклическому деформированию и разрушению роторных материалов позволяет выполнить уточненную оценку долговечности деталей роторов по стадии образования макротрещин. [c.123]

В практике эксплуатации гидроагрегатов отмечались случаи неустойчивого движения роторов, приводившие к повышенным вибрациям вала и опор [1]. Причины таких явлений различны и были связаны обычно с неудачным выбором отдельных механических или гидравлических параметров конструкции. Повышенные вибрации могут также возникать в случае появления переменной силы в проточной части гидротурбины. [c.64]

Выбор типа и конструкции опор машины. Наиболее перспективной для уравновешивания гибких роторов считают балансировочную машину с изотропными опорами [1]—[3], амплитуды перемещений которых служат мерой неуравновешенности. При этом предполагается, что упругие силы на опорах пренебрежимо малы по сравнению с инерционными силами, а массы опор составляют очень малую часть от массы ротора. [c.512]

Упругие свойства совмещенных опор, их влияние на критические скорости ротора и выбор метода его балансировки еще изучены недостаточно, что сдерживает создание более совершенных конструкций. В предлагаемой работе рассматриваются вопросы определения упругих характеристик совмещенных опор и показывается их влияние на критические скорости ротора и выбор метода его балансировки. [c.239]

В монографии излагаются особенности конструкции турбогенераторов со сверхпроводящей обмоткой возбуждения. Подробно освещаются применяемые конструкционные и активные материалы. Даются особенности выбора сверхпроводящей обмотки возбуждения, расчета узла токоввода, тепловых мостов, экрана, механики ротора, обмотки статора и других специфических элементов. Особо рассматриваются вопросы работы турбогенераторов со сверхпроводящей обмоткой возбуждения в энергосистеме. Книга рассчитана на инженеров и научных работников. [c.143]

В качестве источника пара, подаваемого в систему обогрева, при двухкорпусной конструкции ЦВД и ЦСД используют пар из межцилиндрового пространства, а при однокорпусной конструкции — из камеры регулирующей ступени для ЦВД и пар горячего промперегрева, отбираемый после защитных клапанов, — для ЦСД. Очевидно, что такие источники пара не могут служить средством, позволяющим изменять относительные удлинения роторов в столь же широких пределах, как внешний источник пара, применяемый в ряде типовых схем. Выбор источника пара при создании эффективных систем обогрева является одним из наиболее важных вопросов. Использование любого внешнего источника пара приводит к рассогласованию прогрева ротора и корпуса, а также стенки и фланца корпуса и к необходимости регулирования расхода пара не только во времени, но и по длине корпуса цилиндра. [c.168]

Динамической балансировке подвергаются детали и узлы длиной больше диаметра (коленчатые валы, шпиндели, роторы лопаточных машин и т. п.). Динамическая неуравновешенность, возникающая при вращении детали вследствие образования пары центробежных сил Р (фиг. 155,0), может быть устранена приложением корректирующего момента от сил Р]. Выбор плоскостей коррекции определяется конструкцией детали и [c.865]

Ясно, что выбор п грузов из уравнений (И 1.77) устраняет, вообще говоря, только вибрацию в выбранных точках замера и только на скоростях Однако, как легко доказать (см. [170 ), если исходный ротор является всего п-массовым, то вибрация исчезнет и во всех точках машины во всем диапазоне рабочих скоростей. Известно, что в некотором диапазоне скоростей О <3 <3 (О < сощах динамические свойства ротора могут быть с достаточной точностью описаны моделью с п степенями свободы при этом выбор числа п зависит как от конструкции ротора, так и от того, сколько критических скоростей попадает в диапазон его рабочих оборотов. Практически можно считать достаточным брать п равным S + 2, максимум s + 3, где s — число критических скоростей, лежащих внутри диапазона рабочих оборотов. На основании этого, выбрав соответствующее число л = (s + 2)- - -(s + 3) балансировочных грузов и определив их экспериментально с помощью описанного выше процесса из уравнений вида (III.77), можно быть уверенным в достаточно хорошей уравновешенности ротора любой конструкции во всем диапазоне его рабочих скоростей вращения. [c.137]

Пусть к конструкции блока предъявляются повышенные весовые и особенно габаритные требования, что имеет место, например, в авиации. В соответствии с этим в результате довольно интенсивного развития газотурбинных двигателей перешли от четырехопорных схем роторов к трехопорным, как наиболее рациональным, улучшившим габаритные и весовые характеристики силовых установок. Первоначальные конструкции были по существу механическим соединением двух самостоятельных агрегатов компрессора того или другого типа и газовой турбины лишь позже появились конструкции, в которых органически слиты между собой оба агрегата. Представляется, что и агрегаты типа турбогенераторов, если к ним предъявляются повышенные требования с точки зрения габаритов и веса, что определяется их назначением, должны также пройти аналогичный путь своего конструктивного совершенствования. Однако выбор типа ротора для двухмашинного агрегата важен также и с точки зрения получения у него хорйших вибро-акустичсских характеристик. В этой связи мы и отметим положительные и отрицательные свойства агрегатов с трехроторным и четырехроторным ротором. [c.454]

При выборе конструкции ДРОС наиболее сущ,ественным является вопрос обеспечения прочности ее элементов. Высокая экономичность радиально-осевой ступени обеспечивается при малых значениях коэффициента радиальности ц. При работе РОС в составе многоступенчатой турбины выходной диаметр РК в общем случае определяется диаметром ротора и размерами проточной части последующих осевых ступеней, т. е. является заданной величиной. Поэтому приемлемых значений можно достигнуть соответствующим выбором только периферийного диаметра РК- Как правило, это приводит к увеличению диаметра РК, следствием чего является высокая периферийная окружная скорость, составляющая для разных типов турбин 400—550 м/с. Ниже рассматриваются представляющие наибольший интерес вопросы оценки прочности РК. Основным элементом конструкции РК является диск, оребрепный или несущий наборные лопатки. Задача расчета напряжений в оребренном диске представляется наиболее сложной. [c.102]

Абсолютные тепловые расширения роторов и корпусов современных мощных паровых турбин достигают весьма больших значений (до 30-50 мм) и существенно определяют не только выбор осевых зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД, но и ряд конструктивных решений по турбине и турбогенератору (выбор конструкции концевых, диафрагменных и надбандажных уплотнений, схем фиксации и опирания ротора и корпуса на фундамент, системы связей смежных цилиндров межлу собой и с подшипниками и др.). Оптимизация этих решений на основе комплексного анализа абсолютных и относительных перемещений роторов и корпусов с учетом упругих деформаций при всех основных эксплуатационных режимах позволяет достигнуть оптимального сочетания показателей тепловой экономичности, надежности и маневренности. Поэтому точность указанных расчетов на стадии проектирования, апробация их путем сопоставления с опытными данными, полученными после пуска турбин, имеет большое значение. Кроме того, как отмечалось выше, такое сопоставление дает и интегральную оценку точности определения температурного состояния роторов и корпусов. [c.142]

Непосредственно с величиной вакуума связан вопрос о выборе конструкции турбины числа цилиндров низкого давления (число потоков), длины последней лопатки (или применение ступени Баумана), частоты вращения ротора турбины и ее предельной мощности. Взаимосвязь между перечисленными параметрами для турбин с / о = 65 Kz i M - и To=Ts при потерях с выходной скоростью с /2 - 41 900 дж1кг (100 ккал/кг) представлена на рис. 9-24. Как видно из графиков, при принятых сравнительно больших потерях с выходной скоростью, числе выхлопов, равном восьми (четыре ЦНД), окружной скорости периферийных сечений лопаток и = 600 mi сек и частоте вращения ротора п = = 3 ООО об]мин мощность в 1 ООО Мет может быть достигнута при давлении в конденсаторе рк==0,05 /сгс/сж . Аналогичная мощность при и=- = 450 м сек, />,( = 0,05 кга слА и п= 500 об мин может быть достигнута при четырех потоках пара [c.224]

Большинство конструкций роторов ТНА вполне достаточно схематизировать в виде системы с шестью степенями свободы. Во многих случаях удается упростить схему, уменьшив число степеней свободы до четырехпяти и даже до трех, без заметного влияния на точность расчета. Многообразие расчетных схем требует выбора в каждом конкретном случае наиболее эффективного метода расчета, учитывающего как степень сложности схемы по числу степеней свободы, так и применяемый метод вычислений (с применением или без применения ЭВМ), В настоящее время основными методами расчета критических скоростей роторов ТНА являются методы частотного определителя, динамических жесткостей и начальных параметров. [c.312]

Вал гидроагрегата передает вращающий момент от рабочего колеса турбины ротору генератора и осевую силу на пяту агрегата. Основные размерные характеристики вала диамегр вала диаметр фланцев диаметр отверстия вала 4 , длина вала / — определяют условия и возможность его производства. Выбор способа изго овления заготовок (формообразования) вала имеет большое экономическое значание, так как стоимость вала существенно влияет на стоимость агрегата. Конструкция вала зависит от системы турбины, ее установки, конструкции рабочего колеса и подшипника. [c.193]

Данная конструкция толкателя имеет ряд ЦреимущестЁ перед описанными ранее рычажными схемами центробежных толкателей. При правильно выбранной форме направляющей рабочее усилие толкателя на всей длине хода штока остается практически постоянным, в то время как в других конструкциях рабочее усилие значительно изменяется. При необходимости иметь рабочее усилие, изменяющееся по определенному закону, соответственно изменяют профиль направляющей поверхности. При выборе профиля направляющей поверхности исходят из наличия прямой пропорциональности между ординатой центра тяжести центробежного груза и угловой скоростью (при неизменном рабочем усилии толкателя), и учитывают, что движение штока практически начинается одновременно с началом вращения ротора, т. е. время т от момента включения тока до начала движения штока весьма близко к нулю. Теоретически движение штока начинается, когда угловая скорость ротора достигнет величины [c.509]

Все неуравновешенные силы, создаваемые вращающимися частями ротора, действуют в плоскостях, перпендикулярных к продольной оси машины. И для того, чтобы двухкомпонентный амортизатор-антнвибратор гасил вертикальные и горизонтальные колебания одновременно, необходимо его крепить так, чтобы его ось, проходящая через упругие элементы антивибраторов, была параллельна продольной оси машины. Выбор же схемы и типа конструкции двухкомпонентного амортизатора-антивибра-тора зависит от способа крепления виброизолируемого объекта к фундаменту. [c.384]

Компоновка автоматических линий на базе роторных и конвейерных линий охватывает выбор типа технологического ротора, входящего в автоматическую линию определение типа, конструкции и места установки тран-спортно-питающих и передающих механизмов в автоматической линии выбор типа привода технологических и тран" спортных движений, рассинхронизацию начал выполнения технологических операций в целях равномерности энергетических нагрузок на двигатели выбор типа и конструкции станин и т. д. [c.326]

Шпиндели служат для передачи вращения ротору или платформе и их ориентации в пространстве. Основные требования к шпинделям кинематическая точность, плавность вращения, бесшумность, отсутствие вибраций, малый нагрев при длительной работе па любом режиме. Наиболее распространены в стендах опоры качения. Шпиндельные узлы первых прецизионных центрифуг (ПЦ1—ПЦ6) разрабатывались индивидуально и были подобны шпинделям координатно-расточных станков ЛР-87 или 2В-460 Ленинградского станкостроительного объединения им. Я. М. Свердлова. Однако в последующпх моделях центрифуг использовались уже полностью заимствованные шпиндельные узлы Московского завода шлифовальных станков (в ПЦ7) и шпиндели от внутришлифовальной головки ГШ Воронежского станкостроительного завода (в ПЦ8 и ПЦ9). Опыт показал, что выбор в качестве главного шпиндельного узла хорошо отработанных точных станочных конструкций вполне оправдан по соображениям точности, надежности, стоимости и сокращению сроков изготовления. К сожалению, таким путем редко удается воспользоваться при выборе подвижных шпиндельных узлов, установленных на поворотных платформах стендов, по компоновочным п силовым соображениям. В этих случаях часто прибегают к разработке компактных жестких шпинделей, встраиваемых во внутреннюю полость специальных электродвигателей с полым якорем. В точных P радиальный бой шпинделя не должен превышать 0,002— 0,01 мм. В особо точных отечественных и зарубежных центрифугах используются шпиндели на газовой смазке, а также гидростатические опоры. Однако применение таких опор в центрифугах для градуировки измерительных акселерометров не дает существенных преимуществ и осложнено отсутствием налаженного серийного производства этих шпиндельных систем. [c.148]

Создание новых средств балансировки — это в первую очередь создание виброизмерительных балансировочных стендов (ВИБС) (рис. 3), позволяющих не только выполнять уравновешивание, но и проводить исследования, предшествующие выбору метода балансировки. Необходимость в этом вызвана тем, что если в прошлом роторы турбомашин имели сравнительно жесткие опоры, а турбомашины — массивные фундаменты, то сейчас положение резко изменилось. Снижение веса и повышение скорости вращения приводит к созданию упруго-деформируемых роторов на упругих опорах и возникновению резонансных состояний в зоне рабочих оборотов, где высокая вибрация машины в меньшей степени зависит от неуравновешенности ротора. Нередки случаи повышенчой вибрации от несоосности роторов, перекосов подшипников, деформации собранной конструкции, неустойчивости движения цапфы на масляной пленке и других факторов. [c.57]

В работах [2, 3, 5] рассмотрены основные варианты выбора балансировочных скоростей. С точки зрения использования самоуравновешен-ных блоков грузов и облегчения прохождения критических режимов уравновешивание роторов стабильной конструкции целесообразно производить на низких оборотах и вблизи критических скоростей, лежащих в рабочем диапазоне [3]. Для уменьшения разбалансировки составных роторов в рабочих условиях в статье [3] предложено после разгона дополнительное чистовое уравновешивание на низких и максимальных рабочих оборотах (при теоретически необходимых трех или четырех балансировочных плоскостях). [c.83]

Для предварительных расчетов, связанных с конструктивной компоновкой и выбором наблюдаемых точек колеблющейся системы при режимах со,/со < 0,25 и мере демпфирования б = 0,2 (добротность Q = 5), допустимо применение приближенных зависимостей перемещений по координатам от неуравновешенности при условии отсутствия упругих и вязких связей. При этом отклонения от результатов, вычисленных по точным зависимостям, получаются по амплитудам порядка 5—6%, а по угловым координатам 2—3°. Принимая в качестве критерия точности балансировки для данной технологической операции оправданное производственной практикой снижение величины неуравновешенности ротора за один пуск в 10 или 15 раз, видно, что полученный порядок отклонений при применении приближенных зависимостей допустим. Однако это не исключает после конструктивной компоновки колеблющейся системы уточнения ее геометрическо-массовых параметров и режима колебаний контрольного расчета по точным формулам с целью уточнения ожидаемых ошибок. В большинстве случаев такой расчет не требуется, тем более, что в резерве обычно имеются некоторые возможности снижения ошибки за счет изменения параметров и режимов при отладке опытного образца балансировочного устройства, не прибегая к каким-либо существенным изменениям конструкции. [c.34]

Имеются следующие технические средства для снижения относительных удлинений выбор оптимальных схем проточной части в каждом цилиндре и взаимного расположения цилиндров применение двухкорпусных цилиндров устройство в цилиндрах камер отбора так, чтобы улучшить процесс прогрева и сблизить тепловое состояние корпуса и ротора подвод пара оптимальной температуры в различные отсеки уплотнений оптимизация соотношения масс корпуса и ротора целесообразное расположение неподвижных точек корпусов и упорных подшипников уменьшение оттока теплоты от корпусов наружу в зоне их опор увеличение жесткости ЦНД и многие другие. Некоторые из указанных средств связаны с глубоко принципиальными вопросами выбора кинематических схем турбинных ступеней, другие — с принципами конструирования деталей турбин, которые были рассмотрены в п. П1.4—III.7. При этом ряд конструктивных решений, как, например, двухкорпусные цилиндры, экраны, опоры цилиндров, конструкции лабиринтовых уплотнений и думмисов и др. должны разрабатываться с учетом особенностей быстрого пуска [c.52]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Нарушения центровок деталей роторов, обусловленные их деформациями от центробежных нагрузок и температурньа расширений. Для борьбы с такими нарушениями используют конструкции, обеспечивающие правильный выбор жесткостей сопрягаемых элементов, посадок по центрирующим поверхностям, конструкций фиксирующих элементов затяжки болтовых соединений. [c.288]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...