Расчет посадки диска на вал

Расчет посадки дисков на валы [c.247]

РАСЧЕТ ПОСАДКИ ДИСКА НА ВАЛ [c.218]

При расчете посадки диска на вал обычно решают прямую или обратную задачу по заданному освобождающему числу оборотов определяют необходимый натяг по заданному натягу определяют минимальное освобождающее число оборотов. [c.208]

РАСЧЕТ ПОСАДКИ ДИСКА НА ВАЛ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСВОБОЖДАЮЩЕГО [c.172]

Расчет посадки диска на вал [c.173]

Фиг. 93. К расчету посадки диска на вал.

Отметим, что часто при расчете посадки диска на вал последний считается как бы состоящим из ряда дисков, деформирующихся независимо друг от друга [22]. Это предположение имеет смысл использовать тогда, когда на вал насажено с натягом несколько дисков на небольшом расстоянии друг от друга. [c.174]

Уравнение (153) является основным для расчета посадки диска на вал. [c.175]

Рассмотрим теперь пример расчета посадки диска на вал и определим освобождающее число оборотов. [c.178]

В случае ненагретого диска и вала в полученных формулах слагаемые, содержащие 6 , 6, Г и Л (зависящие только от 0 и Г), полагаются равными нулю. Рассмотрим пример расчета посадки диска на вал и определения освобождающего числа оборотов способом одного расчета. [c.184]

Для конструкций, изображенных на рис. 143, а — в, чаще всего применяется непосредственная посадка диска на вал с натягом, обеспечивающим плотность посадки в рабочих условиях под действием центробежных сил диска и вследствие разности температур между втулкой диска и валом посадка диска на вал в рабочих условиях ослабевает и может даже появиться зазор, обусловливающий вибрацию ротора и возможность аварии турбины. Необходимая величина натяга для посадки диска определяется расчетом (см. 54). Ориентировочная величина натяга составляет 0,001 диаметра вала. Разность между максимальным и минимальным натягами обычно равна 0,05—0,08 мм. [c.177]

Зная величины напряжений на границах участков, легко определить (если это необходимо) напряжения на любом промежуточном радиусе. В виде примера это сделано для радиусов Хщ = 250 мм и Х2т = 450 мм. В табл. 10 вычислены (в двух последних строках) коэффициенты аир для этих радиусов, в табл. 11 — напряжения. Последние определяют при помощи формул (243) и (244) по истинным напряжениям на внешнем радиусе данного участка. Кривые напряжений по радиусу диска построены на рис. 175, уточненный расчет диска (с учетом необходимого натяга при посадке диска на вал) дан в 55. [c.213]

Расчет сводится к определению 1) величины натяга при посадке диска на вал 2) напряжений в диске при этом натяге и при рабочем числе оборотов 3) напряжений в диске при освобождающем числе оборотов 4) напряжений в неподвижном диске, вызванных натягом при посадке на вал. [c.236]

При определении напряженного состояния диска расчет можно закончить, когда напряжения двух последующих приближений будут практически одинаковыми. Для этого обычно бывает достаточно двух-трех приближений. Для правильного подсчета радиального зазора между рабочими лопатками и корпусом и определения посадки диска на вал в рабочем состоянии или для сравнения возникающих пластических деформаций с допустимыми для данного материала нужно будет найти деформированное состояние диска. В этом случае расчет следует закончить, когда, кроме напряжений, будут практически одинаковыми величины Е двух последующих приближений в каждой точке диска. [c.246]

Размеры вала имеют небольщие допуски как по диаметру, так и по длине. Величину натяга при посадке дисков на вал выбирают расчетом (см. 54). Обычно это требует обработки вала с точностью до 0,05 мм, что хотя и затруднительно, но вполне выполнимо. [c.296]

При конструировании диска необходимо прежде всего выбрать способ соединения диска с валом турбины. Наиболее распространенными являются соединения с помощью шпонок или пальцевых втулок. При этом необходимо предусмотреть надежную связь диска с валом, т. е. обеспечить, чтобы за все время работы диск был надежно центрирован и не изменял своего положения относительно вала. Наиболее просто это достигается горячей посадкой диска на вал. Для этого диск изготовляют с внутренней расточкой несколько меньшего диаметра, чем наружный диаметр посадочной части вала. После горячей посадки диска на вал на контактной поверхности возникают радиальные напряжения натяга. Если эти напряжения отличны от нуля во все время работы (что достигается расчетом натяга), то диск надежно фиксирован относительно вала. Крутящий момент передается на вал силой трения, возникающей в результате предварительного натяга, а также шпонками, которые заводят в пазы диска и вала (рис. 95). [c.205]

Расчеты показали, что учет посадки дисков на вал дает повышение до 10% значений критических угловых скоростей вала для роторов турбин среднего давления, где ступицы дисков относительно неширокие, а в роторах турбин низкого давления с широкими ступицами дисков последних ступеней — до 25%. [c.287]

Все рассуждения велись до сих пор в предположении, что края диска свободны от действия внешних усилий. Эго предположение обычно не соответствует действительности. Посадка диска на вал выполняется в горячем состоянии или с помощью гидравлического пресса с таким натягом, чтобы деформация отверстия диска, вызванная центробежными усилиями, всегда была меньше, чем обратная ей по знаку, деформация при посадке диска, т. е. чтобы в рабочем состоянии диск плотно сидел на вале. Наружный край диска обычно снабжается ободом для закрепления в нем лопаток турбины, при вращении которого возникают дополнительные центробежные усилия, передающиеся на диск. Таким образом, по наружному и внутреннему краю диска обычно действуют некоторые равномерно распределенные растягивающие или сжимающие усилия. Вызванные этими усилиями напряжения в диске могут быть вычислены по формулам, выведенным для расчета толстостенных цилиндров (формулы (25.9) 144). Складывая напряжения по формулам (25.9), а также (29.9) и (29.10), получаем возможность построить полную картину распределения напряжений во вращающемся диске. [c.498]

Например, если при плотной посадке диска на вал требуется сохранить в рабочих условиях давление р на контактной поверхности, то при расчете диска принимают (с) = —р. Требуемый натяг находят из последующего расчета. Условия (1.15) содержат условия (1.13) как частный случай. [c.11]

Определение ра еров элементов зубчатых колес. Приведенные в табл. 9 формулы для определения размеров элементов колес учитывают необходимую прочность и долговечность зубчатых колес в эксплуатации. Расчетная толщина обода между дисками зависит от межосевого расстояния, суммарного числа зубьев, числа зубьев колеса и коэффициента ширины зубчатого колеса. Толщина диска определяется условиями прочности и жесткости зубчатого, ко леса и величиной допускаемых напряжений в зоне сварного шва. Соотношения размеров ступицы такие же, как и у литых зубчатых колес. Проточки в шевронных зубчатых колесах выполняют так же, как и у литых (см. лист. 3, рис. 4). При длине ступицы зубчатого колеса /> 400 мм отверстие для посадки колеса на вал выполняют двухступенчатым. Предварительный расчет диаметра отверстия в ступице зубчатого колеса можно сделать по формуле [c.21]

Чтобы обеспечить максимальную угловую скорость, необходимо внешнее кольцо выбрать оптимального относительного размера (см. табл. 6.2) из условия одновременного разрушения от радиальных и окружных напряжений, а для обеспечения минимального числа слоев последующие слои выбирать из условия разрушения по радиальным напряжениям. Результаты расчета последовательности толщин колец из современных композитов, образующих многослойные диски с /я =0,1, показали, что минимальное число композитных слоев, необходимое для заполнения всего конструкционного объема, невелико. Расчет показал, что уровень допустимых радиальных напряжений в последнем кольце допускает осуществление жесткой посадки его на вал. Эффективное использование всего конструкционного объема диска-маховика приводит к значительному увеличению удельной объемной энергоемкости. [c.433]

ОДНОГО значения времени (ху на рис. 190). Дальнейший расчет при т > Ту заключается лишь в определении деформаций в интересующих точках диска, например на периферии его или в месте соединения диска с валом (см. рис. 139). Это необходимо в первом случае для подсчета радиального зазора между рабочими лопатками и корпусом турбины, во втором — для определения посадки в соединении. [c.257]

Фиг. 23. К расчету на прочность диска постоянной толщины при его посадке с натягом на вал.

Рассмотрим определение контактного давления, возникающего после посадки на вал при неподвижном роторе. В этом случае напряжения в диске пропорциональны контактному давлению. Поэтому для решения задачи можно ограничиться одним вторым расчетом. Поскольку диск нагрет равномерно, второй расчет выполняется при постоянных по радиусу величинах модуля упругости и коэффициента поперечной деформации. [c.176]

К расчету посадки на вал диска паровой турбины [c.186]

К расчету посадки на вал диска паровой турбины (величины 6 , 7 . 17, 17 , Г, Г , . а( и о,) [c.187]

При расчете посадки диска на вал обычно приходится решать одну из звух задач 1) по заданной освобождающей частоте вращения определить необходимый натяг 2) по заданному натягу определить минимальную освобождающую частоту вращения. [c.218]

В действительности контактное давление распределено только по части поверхности вала, соприкасающейся с диском, причем это распределение не является равномерным. Следовательно, и радиальные перемещения различных точек наружной поверхности вала не равны между собой. Задача расчета посадки диска на вал исследована в главе V, том II. Среднее радиальное иеремеш,ение точек контактной поверхности меньше величины (144) и может быть подсчитано по формуле, аналогичной формуле (144), нос поправочным коэффициентомх<1 [c.173]

В предыдущих расчетах принималось От1 заданным в пределах 5—15 Мн1м и выше, однако в действительности он определяется величиной натяга и раз.мерами вала. Поэтому, уточняя разобранные выше методы расчета диска, надо определить необходимую величину натяга, гарантирующую плотную посадку диска на любых режимах работы турбины, по этой величине найти напряжения на внутренней поверхности втулки и, базируясь на них, рассчитать диск. [c.232]

К вышеуказанным задачам можно отнести расчет следующих соединений напрессовка венцов зубчатых колес, насадка дисков паровых турбин, посадка колец подшипников качения, посадка бондажных лент водяных турбин, посадка различного рода дисков на валы и втулок в корпуса машин, соединения деталей сборных коленчатых валов, посадка кулачков крупных двигателей на распределительные валы и др. [c.411]

В главе VI рассмотрены примеры расчета машиностроительных конструкций с учетом контактных взаимодействий. Приведены результаты гсследов ний напряженно-деформированного состояния деталей технологической оснастки для холодной листовой штамповки, контактирующих фланцевых и замковых соеди-нений различных типов. Рассмотрена ползучесть составного ротора с учетом изменения зоны контакта во времени, посадка турбинного диска на некруговон вал, контактные задачи для иллюминаторов глубоководных аппаратов. [c.5]

Примеры расчета. На рис. 2.6 показан диск газовой турбины. Днск имеет центральное отверстие. Посадка на вал — свободная. Профиль диска несимметричный относительно плоскости, нормальной к осн вращения. Действие лопаток, расположенных иа наружном контуре диска, заменяется усилием н моментом на радиусе г—Ь, равномерно распределенными по окружности. Материал диска — сплав ЭИ415. Удельный вес материала у = 7,8 г/см . [c.365]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...