Расчет, клапанного привода

РАСЧЕТ КЛАПАННОГО ПРИВОДА Силы в клапанном приводе [c.309]

Для расчета клапанов приводятся различные методы и приемы, базирующиеся на опытных данных. [c.78]

Экспериментальная проверка полученных расчетом результатов может быть проведена на неработающем двигателе, на специальной установке и, что считалось до последнего времени наиболее трудным, на работающем двигателе. Во всех случаях снимают кривые действительного движения клапана (пути, скорости и ускорения), а также кривые напряжений в отдельных деталях клапанного привода. [c.307]

При испытаниях механизма клапанного привода на специальных установках действительные условия работы механизма не могут быть созданы. Универсальность испытательного стенда вызывает большое отличие экспериментальных условий от действительных изменяется являющаяся важным параметром расчета жесткость механизма газораспределения, не учитываются нагрузки от газовых сил, не изменяется тепловой зазор. Особенно трудно применять специальные установки при доводке опытных двигателей. Поэтому, несмотря на то, что усилия от газовых нагрузок с достаточной точностью могут быть учтены, а величина теплового зазора при помощи несложных приспособлений может регулироваться, все же специальные установки для испытания клапанных приводов распространения не получили. [c.307]

Аналитический метод расчета кинематики клапанного привода с рычажными толкателями подробно изложен в [1]. В связи с известной громоздкостью этого метода здесь может быть использован графоаналитический метод расчета, основанный на замене кулачного механизма эквивалентным четырехзвенником (раздельно для каждого участка профиля) с последующим построением планов скоростей и ускорений для ряда значений р. [c.307]

Расчет ведется на изгиб и кручение силами, действующими со стороны клапанного привода. Если от кулачкового вала приводятся в действие другие агрегаты, их влияние должно быть учтено. Часто от кулачкового вала приводятся топливные насосы — в этом случае основная нагрузка определяется обычно последними. [c.310]

РАСЧЕТ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА С ПРИВОДОМ ПРИ ПОМОЩИ КОРОМЫСЛА С РОЛИКОМ [c.476]

Расчет клапанного механизма с приводом [c.479]

При расчете нового распределения величиной к можно задаваться, учитывая, что, чем меньше величина , тем больше т. е. тем больше нагрузка от сил инерции на детали клапанного привода в первый период работы клапана, но зато тем меньше уз и, следовательно, необходимое усилие пружины. [c.381]

РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДОВ К КЛАПАНАМ [c.399]

Предыдущее уравнение составлено без учета сжимаемости газа в процессе всасывания и нагнетания. Это допущение оправдано на участке посадки на седло, но приводит к большим ошибкам при расчете открытия клапана. Поэтому при расчете полной диаграммы движения сжимаемость газа учитывается и производится решение системы из двух уравнений, описывающих движение пластины и потери давления в клапане. [c.319]

Расчет ударного пневматического поршневого привода других типов, как правило, оказывается более простым и может быть произведен на основе результатов, полученных для УПЦ. В качестве примера приводим результаты исследования динамики стреляющего пневматического цилиндра (см. рис. 1, б). При расчете допустим, что с начала хода перепускной клапан, соединяющий штоковую и бесштоковую полости, открыт, и давления в этих полостях во время хода равны. Поступление воздуха из магистрали на коротком начальном участке хода не учитывалось. При таких допущениях движение подвижных частей происходит за счет давления на площадь поперечного сечения штока адиабатически расширяющегося сжатого воздуха, который до начала хода заполняет штоковую полость. [c.210]

При приближенном рассмотрении процессов предполагается, что существенные изменения давления обусловлены трением в трубопроводах, дросселированием в регулирующих клапанах, а также сжатием или расширением в машинах, работающих на принципе истечения помимо этого учитывается, что изменение давления связано с заметным изменением плотности, что приводит к изменению объема всей среды или доли ее. Расчеты показывают, что эффект аккумуляции следует учитывать не только в больших резервуарах, но что нельзя также пренебрегать содержанием вещества и в трубопроводах. Зависимость между упомянутыми изменениями давления и плотности описывается уравнениями термодинамического состояния среды. И эту зависимость следует учитывать цри расчетах. Приведенный ниже вывод приближенных выражений передаточных функций основан на б а-лансе масс и давлений и на уравнениях термодинамического состояния. [c.42]

Из осциллограмм видно, что клапан регулятора приходит в движение (начало изменения величины р ) с некоторым запаздыванием но времени но сравнению с моментом срабатывания распределителя (начало изменения величины pi). Запаздывание объясняется тем, что в трубопроводе при срабатывании распределителя вблизи него возникает возмущение и колебание слоев воздуха, в результате чего волна давления распространяется по трубопроводу с замедлением. Время передачи сигнала учитывается при расчете. Давление Pi изменяется в большей мере в начальный период времени. Расчетная зависимость давления па выходе регулятора от времени Pi / (i) в данном случае только качественно отражает действительный процесс. Причиной этого могут служить, например, волновые колебания столба воздуха, заключенного между поршнем привода и клапаном регулятора, что не учитывалось при исследовании. Та же причина вызывает колебания давления р в рабочей полости. [c.38]

Как показали эксперименты и анализ вариантов значений параметров привода на АВМ, для расчетов, связанных только с общей оценкой энергобаланса привода, периодами 1, 2, 4 можно пренебречь. Считаем, что разгон происходит в условиях третьего периода. В этом случае подача насоса расходуется на разгон ударной массы, перетекание жидкости через клапан и упругую деформацию системы. В дифференциальной форме затраты энергии на разгон ударной массы и перетекание жидкости [c.17]

Упрощенные зависимости не совсем пригодны для расчета времени открытия клапана-пульсатора, так как по ним нельзя выяснить степень влияния на расчетные параметры привода значений Р д, отличающихся от вышеприведенных крайних значений, тем более что редко встречающиеся крайние режимы работы дают завышенные размеры клапанов-пульсаторов, которые трудно осуществить. Поэтому для правильной оценки расчетных параметров при различных kp нужен точный расчет для промежуточных значений Рд. [c.145]

Дополнительные трудности при наличии клапана-пульсатора появляются и из-за вспомогательного клапана, сбрасывающего жидкость из кольцевой надклапанной полости, количество которой для кольцевых клапанов хотя и меньше, чем для одиночного клапана, но приводит к необходимости выбирать наилучшую форму клапана. При меньших размерах пресса, чем размеры пресса ГИП-400, применение множественных клапанов может привести к необходимому решению. Расчет параметров пресса ГИП-300 показал возможность удовлетворительного решения при семи клапанах и двухступенчатом сбросе жидкости из надклапанной полости (см. рис. 81). [c.157]

Методика приближенного расчета предохранительных клапанов на заданный режим срабатывания с учетом упругости системы приводится ниже. [c.71]

Приводы клапанов арматуры трубопроводов 748 Примеры расчета деталей машин — см. [c.841]

При больших нагрузках открывается клапан 15 экономайзера с механическим приводом. Когда дроссельные заслонки почти полностью открываются, рычаг привода через поводок и тягу опускает планку, которая нажимает на толкатель 11. Толкатель 11 надавливает на шарик клапана 15 экономайзера, заставляя его отойти от седла клапана. Бензин из поплавковой камеры через отверстие в клапане начинает поступать в топливный канал. Смесь дозируется жиклером 7 полной мощности, размер которого выбран из расчета приготовления обогащенной смеси. [c.199]

Камни переводные 321 Канавки под стопорные шайбы 203 Кинематический расчет привода 4—12 Клапан обратный 333 [c.601]

Как и при решении предыдущей задачи, в начале расчета перед конструктором возникает проблема выбора значения параметра О, который характеризует соотношение между 1 и до момента срабатывания тормозного золотника. Графики, представленные на рис. 9.10, а—в, получены при Й = 1 2 и 3. Анализ показывает, что с увеличением Й можно обеспечить заданное быстродействие при меньших размерах цилиндра и при меньших проходных сечениях каналов на входе. Однако реализовать большие значения трудно, так как в выхлопную линию входит и канал тормозного золотника (с обратным клапаном), размеры которого обычно ограничены. С этой точки зрения задача сводится к выбору параметров привода из условия Й методика ее решения аналогична рассмотренной [c.248]

При всех условиях перевода турбины на повышенное давление должны быть произведены проверочные расчеты на прочность паропровода, паровых коробок, стопорных и регулирующих клапанов, а также корпуса турбины. Необходимо учитывать, что если турбина не имеет промежуточного перегрева пара, повышение начального давления при постоянной начальной температуре приводит к увеличению влажности в последних ступенях и соответствующему увеличению эрозийного износа рабочих лопаток. При понижении начального давления турбина не может быть нагружена до номинальной мощности. Уменьшение мощности при полностью открытых клапанах можно подсчитать по формулам (3-3) и (3-4). [c.70]

Для заполнения насоса водой в корпусе имеется приспособление, позволяющее сообщать полости, разделяемые клапаном. Внезапные и быстрые посадки тарелок обычных обратных клапанов, являющиеся следствием внезапных выключений тока и остановок насоса, вызывают гидравлические удары. Здесь почти одновременно имеет место прекращение работы насоса, вызывающее гидравлический удар и аналогичное явление вследствие быстрой посадки обратного клапана. Кривые изменения давлений в сумме дают общую кривую, характеризующую повышение давления. В ряде случаев давления у насоса достигали примерно 34 ат вместо 22 при нормальной его работе и в конце водовода около 12 ат, где это давление обычно близко к 1 ат. Частые выключения тока и частые гидравлические удары приводят к постепенному нарушению нормальной работы труб и стыков и далее к авариям. Для предотвращения таких аварий рекомендуется установка у начала напорного водовода предохранительного клапана, отрегулированного с таким расчетом, чтобы в момент [c.130]

Расчет клапанной пружины карбюраторного двигателя. Из расчета газораспределения (см. 65) имеем частоту Пр = 0,5 n/v = 2800 об/мин и угловую скорость вращения ю = 293 рад/с распределительного вала максимальную высоту подъема впускного клапана Лкл шах = = 8,92 мм диаметр горловины впускного клапана d p = S2,5 мм размеры кулачка с выпуклым профилем = 15 мм, г, = 57,2 мм. Гг = 8,5 мм Лт тах= 5,68 мм, а = Гд + max— = 12,18 мм размеры коромысла /кл- = 52,6 мм, = 33,5 мм диаграммы подъема, скорости и ускорения толкателя (см. рис. ИЗ и табл. 65). Расположение клапанов верхнее с приводом от распределительного вала, размещенного в головке блока. Усилие от кулачка передается непосредственно на коромысло, имеющее плоскую поверхность соприкоснове- [c.309]

Выбор внутреннего диаметра трубопроводов гидравлических систем производится с таким расчетом, чтобы скорость жидкости в трубопроводах составляла 2ч-5 м1сек. Большие скорости приводят к излишним потерям напора, поэтому соответственно требуется увеличение мощности насоса. Кроме того, увеличение скорости жидкости, особенно в длинных трубопроводах, значительно повышает давление при гидравлических ударах, возникающих при быстром закрытии запорных клапанов управления. Чрезмерно малые скорости приводят к завышению диаметров и веса трубопроводов и соответственно удорожанию их стоимости. Соотношения между скоростью воды и внутренним диаметром трубопровода, расходом и потерей напора на преодоление сопротивления 100 м трубопровода приведены в табл. 35. Пользуясь таблицей, можгю проверить правильность расчета трубопроводов. При этом в расчетную длину трубопровода следует включить дополнительные длины, эквивалентные местным сопротивлениям — тройникам, угольникам, клапанам, задвижкам и т. п. [c.77]

Обычно в принятых расчетных методиках корпусные детали турбин рассматриваются как составные осесимметричные оболочки переменной толщины, находящиеся в температурном поле, меняющемся вдоль оси и по радиусу оболочки. С применением таких расчетных методов был проведен анализ температурных напряжений в корпусах стопорных и регулирующих клапанов, а также ЦВД и ЦСД турбин типа К-200-130 [2]. Напряжения определялись по температурным полям, полученным термометриро-ванием корпусов при эксплуатации турбины. Полученные результаты дали общую картину термонапряженного состояния этих корпусов. Они показали, что максимальные напряжения в корпусе стопорного клапана имеют место в подфланцевой зоне, а в корпусах регулирующих клапанов — в месте их приварки к цилиндру и что наиболее термонапряженной зоной корпуса ЦВД является внутренняя поверхность стенки в зоне регулирующей ступени. Однако отсутствие учета влияния фланцев и других особенностей конструкции в этих расчетах приводит к тому, что полученные результаты не всегда, даже качественно, могут характеризовать термонапряженное состояние корпусов. В связи с этим предлагаются упрощенные методики учета влияния фланцев, в частности основанные на уравнениях для напряженного состояния при плоской деформации влияние фланца горизонтального разъема ЦВД часто оценивают по теории стержней. Для оценки кольцевых напряжений решается плоская задача при форме контура, соответствующей форме поперечного сечения. Йри этом рассматри- [c.55]

Диаметры трубопроводов в авиационных приводах выбираются из расчета обеспечения при максимальной производительности скорости течения жидкости 3—6 м1сек. Здесь большая скорость относится к трубопроводу высокого давления и меньшая — к трубопроводу низкого давления главных магистралей (в дополнительных магистралях, например в магистрали, где установлен предохранительный клапан, скорость может составлять 15 и даже 30 м1сек). [c.189]

Следящий привод с сервонасосом и следящим клапаном (следящим золотником) (числовой пример расчета). Примем следующие технические условия для проектирования привода позиционной следящей системы антенны [ПО] [c.460]

Расчеты статики и динамики гидросистем, которые приводятся с последующих главах, выполнены с учетом реальной статической характеристики насосной станции. Таким образом, учитывается реальное соотношение рел<имов ПД и ПР, а также утечки в насосе и закрытом клапане и статизм клапана. [c.18]

Образцы гидропередач, экспонированные в 1961 г. на Международной ярмарке в Ганновере (ФРГ), свидетельствуют о том, что дальнейшее повышение давления в гидропередачах приводит к созданию новых конструктивных форм основных элементов гидропередач — насосов и гидродвигателей, созданию новых методов расчета, к возникновению иных взглядов на их рабочий процесс [66]. Так, фирмы Бош и Урах (ФРГ) и Тоулер (Англия) предпочли отказаться от принудительного распределения, свойственного роторным гидромашинам и перешли на клапанное распределение быстроходных гидромашин, предназначенных для работы на высоких давлениях. Аналогичные взгляды имеются и в ГДР [125]. [c.319]

Однако снижение кпд турбины в целом по сравнению с равновесным расчетом определяется не только величиной этих потерь, но в большей Aiepe отрицательным эффектодг рассогласования условий последовательно работающих ступеней. В рассматриваемом случае завышенная по сравнению с расчетной пропускная способность первых ступеней приводит к снижению давления перед турбиной, т. е. к дополнительному дросселированию пара в регулирующих клапанах, что также было зафиксировано в опытах. Кпд турбины по этой причине уменьшается на 0.6%. [c.115]

Постановкой демпфирующих элементов — дросселей, подпорных клапанов — можно добиться скользящего режима движения исполнительного механизма. В этом случае привод, по существу, приближается к обычному (непрерывного действия) с отличиями лишь конструктивного характера (описание и расчет характеристик подобного привода, сконструированного В. А. Со-сонкиным, рассмотрены в его статье, Станки и инструменты , № 5, 1964). [c.242]

Обычно в принятых расчетных методиках корпусные детали турбин рассматриваются как составные осесийметричные оболочки переменной толщины, находящиеся в температурном поле, меняющемся вдоль оси и по радиусу оболочки. С применением таких расчетных методов был проведен анализ температурных напряжений в корпусах стопорных и регулирующих клапанов [1, 2], а также ЦВД и ЦСД турбин типа К-200-130 13, 4]. Напряжения, рассчитывались по температурным полям, полученным термометрированием корпусов при эксплуатации турбин. Полученные результаты дали общую картину термонапряженного состояния этих корпусов. Они показали, что максимальные напряжения в корпусе стопорного клапана имеют место в под-фланцевой зоне, а в корпусах регулирующих клапанов — в месте их приварки к цилиндру, и что наиболее термонапряженной зоной корпуса ЦВД является внутренняя поверхность стенки в зоне регулирующей ступени. Однако отсутствие учета влияния фланцев горизонтального разъема в этих расчетах приводит к тому, что полученные результаты не всегда, даже качественно, могут характеризовать термонапряженное состояние корпусов. [c.114]

При расчетах вновь гфоектируемых двигателей массы т л, пр, /Пт. / шт и гпк принимаются по конструктивным размерам и статистическим данным аналогичных клапанных механизмов. Конструктивные массы уИкл == Мкл/Ргор Д- впускных клапанов при различном их расположении и приводе имеют следующие значения (кг/м ) [c.306]

Действительные индикаторные диаграммы отличаются от теоретических тем, что процесс сгорания отклоняется от линий V = idem и р = idem, начинается с некоторым опережением и протекает во времени выпускной клапан (в четырехтактных двигателях и двухтактных с прямоточной продувкой) или окна (в двухтактных двигателях) открываются с опережением, вследствие чего начальный процесс выпуска не соответствует линии V = = idem процессы сжатия и расщирения отклоняются от политроп со средними показателями п и пг. Перечисленные отклонения действительных диаграмм от теоретических приводят к тому, что площадь действительной диаграммы получается меньще и соответственно несколько меньше будет среднее индикаторное давление Pi. В термодинамическом расчете рабочего процесса указанные отклонения не могут быть определены, поэтому они учитываются на основе опытных данных путем введения коэффициента полноты индикаторной диаграммы ср [c.256]

Отличие компрессора от поршневых двигателей заключается главным образом в применении самодействующих клапанов для доступа газа во внутреннюю полость компрессора при наполнении и для выпуска сжатого газа из внутренней полости в нагнетательный трубопровод, в то время как в двигателях внутреннего сгорания и поршневых двигателях газораспределительные органы связаны кинематически с вращением вала мри-вошипного механизма. Это накладывает свой отпечаток на характер протекания процессов наполнения и выпуска в компрессорах и приводит к ряду дополнительных трудностей при расчете этих процессов. П01ЭТ0му способам преодоления этих трудностей, и посвящено главным образом дальнейшее изложение настоящей работы. [c.16]

При проектном расчете тормозного крана выбирается его расчетная схема (рис.3.42) и рассчитываются конструктивные параметры, обуславливающие статические характеристики диаметр следящего поршня или диаметр ), жесткость с и предварительный иатяг F3Q следящей пружины 3, передаточное отношение педального привода и, максимальное укорочение следящей пружины 3. При этом должно быть задано максимальное перемещение педали максимальное усилие , прилагаемое к педали зазр между клапаном 1 и штоком перемещение h клапана максимальное давление воздуха в ресивере Ррес и максимальное давление воздуха на выходе тормозного крана (обычно р рес - ) [c.318]

Торможение. При разрядке тормозной магистрали темпом служебного торможения сжатый воздух из камеры РК объемом 4 л не успевает выходить в тормозную магистраль, что вызывает отклонение диафрагмы МД со штоком 3 вверх. При этом шток 3 отводит сэдло от гнезда клапана ДР, сообщая камеру МК с камерой КДР и пространством под поршнем 5. Происходит служебная дополнительная разря ка магистрали на 0,04 МПа в расчете на один вагон. Дроссельное отверстие диаметром 3 мм перед камерой МК создает дополнительное сопротивление проходу воздуха в камеру МК, углубляя тем самым ее разрядку, что приводит к более четкому переключению воздухораспределителя на режим торможения. Воздух из камеры МК выходит в атмосферу так клапан ДР, каяад ЛГДР,клапан ДРь камера КДР, атмос рное отверстие в камере КДР диаметром 1,4 мм. Кроме того, по каналу КДР1 сжатый воздух из камеры МК подходит к поршню 5 и давит на иего, в результате чего хвостовик поршня уменьшает сечение отверстия дна- [c.62]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...