Компоновка Опоры вала

Первые два неравенства определяют возможность размещения упоров шатунов на наклонном диске (силовом диске) третье неравенство — возможность размеш,ения на силовом диске шаровой головки центрирующей оси наклонного блока цилиндров. Кроме того, третьим неравенством определяется возможность компоновки блока цилиндров с учетом того, чтобы, во-первых, можно было внутри блока цилиндров в машинах с наклонным диском поместить опоры вала (в машинах с наклонным блоком цилиндров — центрирующую ось) и, во-вторых, чтобы стенки цилиндров были достаточно прочными. [c.115]

Эскизная компоновка редуктора, определение расстояния между опорами валов для последующего более точного расчета валов и выбор подшипников. [c.284]

Компоновку проводим в два этапа. На первом этапе выявляем расстояние между зубчатыми колесами, опорами валов и положение зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников. На втором этапе конструктивно оформляем зубчатые колеса, валы, корпус, С звездочку, подшипники для последующей проверки прочности валов, шпонок и других деталей. Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. [c.512]

О Опоры валов — Компоновка подшипниковых узлов 316 — 323 — Порядок проектирования 309 [c.550]

Компоновка опор ведущего и ведомого валов [c.109]

Компоновка опор, показанная на фиг. 46, в, позволяет достигнуть жесткой фиксации валов в осевом направлении. Это обеспечивается [c.109]

Компоновка ведущего вала в роликовом и двухрядном роликовом самоустанавливающемся подшипниках (фиг. 46, д) допускает небольшую несоосность расточек корпуса под подшипники. Шестерня свободно сидит на валу (и шпонке), но фиксируется в осевом направлении проставочными кольцами и прессовой посадкой внутренних колец подшипников. Осевое смещение вала предупреждается роликовым самоустанавливающимся подшипником. Такое сочетание опор вала применяется в насосах среднего давления. Ведомая шестерня вращается на консольной оси на роликовом двухрядном самоустанавливающемся подшипнике. Консольная ось применяется в насосах сравнительно редко, потому что при больших нагрузках во избежание перекосов приходится увеличивать диаметр вала и, следовательно, габариты подшипников и шестерни. Вместе с тем консольный монтаж ведомой шестерни позволяет несколько упростить конструкцию насоса. [c.112]

Для восприятия больших радиальных нагрузок от привода в насосах высокого давления (без прогибов ведущего вала) используется компоновка опор (фиг. 46, з) с применением двухрядных самоустанавливающихся шарикоподшипников. Крутящий момент на ротор здесь передается муфтой с крестообразным вырезом. Это допускает небольшой перекос и несоосность валов. Осевые перемещения валов ограничены шестернями, зафиксированными пружинными кольцами. [c.113]

Компоновка опор роторов с валами, изготовленными заодно с шестернями при применении подшипников скольжения, изображена на фиг. 46, и. Здесь перемещение валов ограничено пределами торцовых зазоров между шестернями и уплотняющими деталями. Точность изготовления таких опор находится в пределах 1-го класса. [c.113]

Первый вариант компоновки редуктора и все го привода составляется на основании данных расчета зубчатых и червячных передач. Затем по мере расчета деталей и выбора их конструктив ных ( рм первоначальная компоновка уточняется, что в свою очередь является основанием для уточнения расчетных схем деталей, например расположения опор валов, уточнения нагрузок и внесения поправок в ранее выполненные расчеты. [c.134]

На эскизной компоновке замеряют расстояние между точками приложения реакций опор валов и сил, действующих в зацеплении червячной пары, а также реакций опор и консольных сил. Составляют силовые схемы валов. Точку приложения консольной силы определяют, исходя из конкретной ситуации. Например, в случае соединения валов двигателя и редуктора упругой муфтой, консольная нагрузка от муфты [c.113]

На этой стадии проектирования производят кинематический расчет привода, расчет передач (редуктора и открытых) с эскизной компоновкой их деталей, отражающей принципиальные конструктивные решения и дающие общее представление об устройстве и принципе работы проектируемого изделия. Из изложенного следует, что расчеты необходимо выполнять с одновременным вычерчиванием конструкции изделия, так как многие размеры, необходимые для расчета (расстояния между опорами вала, места приложения нагрузок и т.п.), можно получить только из чертежа. В то же время поэтапное вычерчивание конструкции в процессе расчета является проверкой этого расчета. Неправильный результат расчета проявляется в нарушении пропорциональности конструкции детали при выполнении эскизной компоновки изделия. [c.85]

Достоинства. 1. Малые габариты и масса (передача вписывается в размеры корончатого колеса). Это объясняется тем, что мощность передается по нескольким потокам, численно равным числу сателлитов, поэтому нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз. 2. Удобны при компоновке машин благодаря соосности ведущих и ведомых валов. 3. Работают с меньшим шумом, чем в обычных зубчатых передачах, что связано с меньшими размерами колес и замыканием сил в механизме. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются. 4. Малые нагрузки на опоры, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в них. 5. Планетарный принцип передачи движения позволяет получить большие передаточные числа при небольшом числе зубчатых колес и малых габаритах. [c.181]

В некоторых конструкциях газотурбинных двигателей по компоновочным соображениям получаются достаточно длинные роторы или валы. У этих роторов в диапазоне рабочих оборотов будут критические числа оборотов более того, если их очень сильно облегчить, они могут быть и статически непрочными при перегрузках. Будем рассматривать такой случай, когда у длинного ротора имеется возможность (в смысле веса и компоновки) установить дополнительную промежуточную опору. [c.169]

Необходимо особо остановиться на проблеме крепления насосов к фундаменту. Дело в том, что стабильность работы и механическая устойчивость насоса являются необходимым условием работоспособности подшипниковых опор и уплотнения вала [2]. Но в реальных условиях в зависимости от компоновки ЯЭУ на ГЦН воздействуют (или могут воздействовать) [c.144]

Размеры и ек коленчатого вала зависят от диаметров шатунных и коренных шеек. Толщину щеки предварительно определяют при компоновке продольного разреза агрегата по конструктивным соображениям и проверяют на прочность после установления расстояния между опорами. Для обеспечения прочности щеки, увеличивают ее ширину, не изменяя толщины, применяя вместо прямоугольной формы эллиптическую, круглую, треугольную или фигурную. Круглые щеки уравновешенных коленчатых [c.158]

Этап компоновки данного редуктора, на котором выявлены все конструктивные элементы шестерни, зубчатого колеса, подшипников и валов в пределах их длины между опорами, а также определено взаимное расположение указанных деталей, показан на рис. 133, а. [c.174]

Рассмотрим эту взаимосвязь на примере. Проектируют фланец, который служит по наружному диаметру опорой сопрягаемой детали, а по отверстию — для установки сальника вала, выходящего из механизма. Исходя из наружного диаметра фланца, который принимают с учетом требований компоновки, обеспечивая требуемую толщину стенки фланца с учетом установки сальника, диаметр отверстия для вала может быть, к примеру, 50 мм. [c.128]

При выборе величины зазора с (рис. 57, а) между трущимися поверхностями необходимо учитывать возможные изменения в высотном расположении вала по отношению к крышке при холостом ходе турбины и при полной нагрузке. Кроме того, следует учитывать, что эти смещения зависят также и от конструктивных особенностей компоновки агрегатов, т. е. осуществляется ли опора подпятника на крышку турбины или непосредственно на фундамент гидростанции. Все это не дает возможности установить зазор [c.78]

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы , 1 и а при монтаже обеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, значительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.13, в). В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что, по опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки механизмов иногда необходимо располагать валы под углом. [c.157]

Осевые размеры валов и осей выявляют в процессе эскизной компоновки передачи в соответствии с рекомендациями к определению положения подшипников (гл. 15) и. ширины зубчатых венцов. Например, расстояние между опорами червячного колеса составляет L=(0,50н-+ 0,75) 2 (червячного колеса), а для консольной шестерни L 2(/ с — внутренний диаметр подшипников качения). Длина консольного участка вала должна быть согласована с длиной ступицы полумуфты, шкива или звездочки. [c.166]

При известной длине L рассчитывают реакции в опорах и подбирают подшипники червяка в соответствии с указаниями гл. 10. С целью унификации и упрощения технологии изготовления корпуса редуктора подшипники червяка выбирают одного типоразмера при схеме компоновки по рис. 14.11, а или с одним диаметральным габаритным размером при компоновке по схеме рис. 14.11,6. В зависимости от выбранного типа подшипника назначаются размеры d , исходя из значений которых производят дальнейшее конструирование вала червяка (рис. 14.11). При этом d2=d + 2h, где h - высота заплечиков, определяемая выбранными подшипниками d рассчитывают по формуле (9.1), а диаметр di увязывают с существующими уплотнительными устройствами (допускается принимать di = 4 или rfi = d ). [c.249]

Мотор-редуктор по схеме замкнутой передачи ( 4 )(мй2)а2(см. табл. 6.2), показан на рис. 20.11. Колеса с наружными зубьями цементованы, колеса с внутренними зубьями термически улучшены. В каждой ступени оба центральных колеса плавающие, что позволяет сократить число опор промежуточных валов. Тихоходная ступень расположена между двигателем и быстроходной ступенью. Такая компоновка упрощает конструк- [c.368]

Намечают эскизную компоновку узла на основании расчетной схемы ориентировочно определяют расстояние между опорами с учетом закрепленных на валу деталей. [c.101]

В разъемном картере 9 насоса отлиты опоры 8 коренного вала. В верхней части картера установлены сблокированные направляющие 10 ползунов. Шатуны двутаврового сечения. Ползуны сравнительно больших размеров в поперечном сечении и невелики по длине. Картер имеет каркасную конструкцию с боковыми съемными крышками. Компоновка картера удобна для обслуживания, что особенно важно для больших насосов. Сверху на картер укладывается гидроблок, к которому с обеих сторон крепятся всасывающая 4 и нагнетательная 5 клапанные коробки, одновременно образующие коллекторы. В некоторых случаях для химических производств плунжеры изготовляют из керамики. Плунжеры 1 соединяются с ползунами через обводные штанги 2 и траверсы 3. Такая конструкция позволяет разместить сальники сверху снаружи, что создает хороший доступ к ним для обслуживания. Клапаны применяются кольцевые. [c.165]

Далее, в мощном двухрядном двигателе обращает на себя внимание конструкция коленчатого вала и его опор. Коренными шейками являются щеки коленчатого вала и, тем самым, значительно уменьшается длина двигателя. Коленчатый вал составной конструкции. Отдельные его элементы соединяются в щеках. Общая компоновка двигателя У-образного типа. В развале рядов помещается топливный насос. [c.218]

В показанной на рис. 1 компоновке минимальные длины карданных валов 4 ограничивают минимальные продольные расстояния между агрегатами и узлами трансмиссии при несоосном расположении соединяемых валов ограничение прб-дольных расстояний определяется из предельно допустимых углов карданных шарниров, обусловленных их конструкцией. Увеличение продольных расстояний между соединяемыми агрегатами и узлами ограничивается максимальной допустимой длиной карданного вала при необходимости карданные валы выполняют составными многосекционными с дополнительными опорами (подшипниками) для его секций. [c.121]

Стрела прогиба вала ведущей шестерни уменьшается при его монтаже на двух опорах, расположенных по обе стороны от шестерни (рис. IX. 1). При обычной компоновке главной передачи это возможно, когда между корпусом дифференциала и ведущей [c.247]

Компоновка опор вала ведущего ротора, изображенная на фиг. 46, а, обеспечивает фиксацию вала в осевом направлении (но не фиксирует шестерню). Передний мощный роликовый подшипник рассчитан для восприятия радиальных усилий привода. Грузоподъемность подшипников (в стандартном исполнении) удовлетворяет требованиям опор для насосов среднего давления (до АОкГ/см ). Ведомая шестерня вращается на игольчатых подшипниках. При этом внутренние беговые дорожки выполняются на валу (оси), а наружными дорожками служит закаленная шлифованная поверхность отверстия шестерни. Шестерня в осевом направлении сидит свободно в пределах торцовых зазоров. [c.109]

После определения диаметров в намеченных сечениях разрабатывают конструкцию вала, устанавливают места посадки сопряженных G ними деталей (зубчатых или червячных колес, звездочек, шкивов, полумуфт и др.), расположения подшипников—все перечисленные действия воплощают в эскизную компоновку редуктора. Эскизная компоновка редуктора имеет целью установить положение редукторной и открытой передач относительно опор (подшипников), определить расстояние между средними плоскостями подшипников и расстояние от подшипников до открытой передачи, а также расстояние между точками приложения реакций подшипников (методику выполнения эскизной компоновки см. 7.1 в пособии [14]). На основании полученной расчетной схемы вы-чнсляют действующие на валы изгибающие н5 -. грузки, строят эпюры изгибающих и крутящих моментов (О построении эпюр см. в 9.2 второго раздела данной книги). На рис. 3.123, а в качестве примера показан ведомый вал червячного редуктора. На вал насажено червячное колесо диаметром dai на выходной конец вала насажена звездочка цепной передачи. Опорами вала являются радиально-упорные конические роликоподшипники. Выступающий конец вала имеет наименьший диаметр d диаметр цапф под подшипники d несколько больше. Диаметр участка вала под червячным колесом еще больше. Левый торец ступицы червячного колеса упирается в заплечики бурта, диаметр [c.514]

В передачах, показанных на рис. 14.13, а, б центральное колесо Ь жестко соединено с корпусом или выполнено за одно целое с одной из его частей (крепление колеса Ь на этих и последующих рисунках показано условно). В схеме на рис. 14.13, а центральное колесо а и водило h консольные. К недостаткам этой компоновки относится увеличенный осевой габаритньш размер редуктора в связи с необходимостью иметь достаточно большое расстояние между опорами валов звеньев а и И. При малом размере / бв или 1 перекос в опорах при действии на вал водила внешней поперечной силы вызывает увеличение неравномерности распределения нагрузок в зацеплениях (по ширине зубчатых венцов и между сателлитами). Для уменьшения отрицательного влияния перекоса входной и выходной валы устанавливают на радиально-упорных подшипниках без люфтов или с натягом. [c.254]

Когда опоры вала расположены в разных стенках корпуса, регулирование осевого положения осуществляют или постановкой под фланцы крышек подшипников набора тонких металлических прокладок, или применением винтов, воздействующих на подшипники через нажимные шайбы. В первом случае предварительно определяют суммарный набор прокладок, необходимый для нормальной работы подшипников, а затем путем перестановки прокладок с одной стороны на другую регулируют осевое положение колеса. Точность положения конических колес контролируют по расположению пятна контакта. Во втором случае регулировка достигается ввинчиванием и вывинчиванием противоположных винтов, которые в свою очередь воздействуют на внешние кольца подшипников через промежуточные шайбы. Из условия компоновки редуктора коническую шестерню обычно размещают на консоли ведущего вала (см. рис. 3.7), что ухудшает равномерность распределения нагрузки по длине зуба. Более рациональным с этой точки зрения является неконсольное расположение конической шестерни (см. рис. 3.9). Однако такие конструкции сложнее и применяются только в особо напряженных передачах. [c.27]

Применение в качестве опор ведущего и ведомого роторов шестеренного насоса (фиг. 46, е) конических роликовых подшипников позволяет (при жесткой фиксации на валу шестерен в осевом направлении) получить одинаковые торцовые зазоры. Грузоподъемность конических роликовых подшипников допускает применение их в насосах среднего и высокого давлений. Недостатком этой компоновки опор является сложность монтажа подшипников, недопускающих излишней перетяжки и слишком больших радиальных зазоров. [c.112]

На фиг. 46, л изображен один из вариантов компоновки ведущего и ведомого валов насоса среднего давления (25—32 кПсм ) на игольчатых подшипниках. В отличие от компоновки опор, показанной на фиг. 46, г, здесь внутренней беговой дорожкой для иголок является поверхность вала, а наружной беговой дорожкой — поверхность отверстий уплотняющих элементов. Недостатком конструкции является необходимость изготовления деталей подшипников по высокому классу точности с применением легированных материалов и точного расчета диаметров дорожек с целью получения минимального зазора между иглами. [c.113]

Наибольшее расстояние между центрами подшипников обусловливается монтажными и осевыми размерами деталей, посаженных на II валу (см. рис. 8.3). Поскольку э о расстояние оказывается большим 350 мм, на одной из опор устанавливается радиальный шариковый подшипник (плавающая олора), на второй — два шариковые радиально-упорные подшипника. По найденным осевым и радиальным размерам деталей, а также монтажным размерам (расстояния между различными деталями) вычерчивается компоновочная схема (см. рис. 87). В результате п )едварительной компоновки деталей на валах ориентировочно иолу la M необходимые расстояния между плоскостями действия сил. Диаметр вала рассчитывается более точно по эквивалентному моменту только после вычерчивания развертки, необходимой для составления расчетных схем. [c.310]

Известны камерные ГСП с постоянными дросселями на входе-и отводом жидкости по всему периметру рабочих камер. Эти ГСП более сложны в изготовлении по сравнению с описанными выше, но при прочих равных условиях должны быть эффективнее благодаря отсутствию перетечек воды из камеры в камеру. Один из таких подшипников показан на рис. 3.20 [1, гл. 2]. Он состоит из корпуса 6, в средней части которого выфрезованы четыре рабочие камеры 4. Корпус имеет цилиндрические пояски, служащие опорой для неврашающегося вала. Четыре продольные мелкие канавки на этих поясках препятствуют наволакиванию металла при пуске и остановке. Рабочая поверхность корпуса наплавлена стеллитом ВЗК толщиной до 3 мм. В рабочие камеры теплоноситель через дроссели 7 подается под давлением из напорной кольцевой камеры 2. Против каждого дросселя предусмотрены пробки 9, позволяющие при необходимости заменять дроссели. Слив воды из ГСП осуществляется через отверстия <3 на всасывании рабочего колеса. Крышка 10 подшипникового узла уплотняется по притертым поверхностям. Пять шпонок 8 позволяют корпусу ГСП свободно перемещаться при температурных расширениях с сохранением соосности с корпусом насоса. Рабочая поверхность втулки из стали 10Х18Н9Т, напрессованной на цапфу вала, наплавлена стеллитом ВЗК. В данной компоновке вместе с радиальным ГСП встроена и пята 1. [c.61]

Насосы реактора Phmix (Франция) [20, 21]. Каждый из трех насосов первого контура представляет собой вертикальный, одноступенчатый, центробежный, погружной, со свободным уровнем натрия агрегат (рис. 5.39). За прототип по конструкционным решениям и компоновке был взят насос реактора Rapeo die. Всасывание теплоносителя организовано сверху. Пройдя рабочее колесо 6, теплоноситель попадает в направляющий аппарат и далее в напорную камеру, где встроен обратный клапан. Вся длина насоса от двигателя до напорного патрубка составляет 17 м, длина вала 12 равна 5 м. Вал насоса вращается нз( двух опорах. Верхней опорой является двойной роликовый подшипник, нижней — дроссельный гидростатический подшипник 8, питаемый с напора колеса. Диаметр ГСП равен 320 мм, радиальный зазор—0,5 мм. При испытании на воде жесткость подшипника оказалась достаточной для того, чтобы ограничить перемещения вала в диапазоне 20%-й величины зазора. Испытания насоса на частоте вращения около 650 об/мин показали хорошую работоспособность ГСП. [c.185]

Роторы компрессора и трехступенчатой ГТ образуют единый вал с опорами на два стандартных гидромеханических сегментных подшипника. Электрогенератор подключен с холодной стороны компрессора, этим упрощаются компоновка и эффективность выхода газов. Пятнадцатиступенчатый компрессор с управляемым диффузным аэродинамическим профилем имеет высокий КПД. У первых трех его ступеней геометрия профиля изменяемая. Диски компрессора соединены в прочный блок методом электронно-лучевой сварки, испробованной в ГТУ типа GT10. Охлаждающий воздух забирается из компрессора за 3, 5, 8, 10 и 15-й ступенями. [c.245]

Эскизная компоновка редуктора - ориентировочное определение расстояния между опорами и положения зубчатых колес с целью нахождения опорных реакций, действующих на подшипники. В связи с небольшой скоростью зубчатой передачи (V = 3,4 м/с) принимают пластичный смазочный материал для подшипников подшипники отделяют от полости корпуса маслоудерживающими кольцами. Для зубчатых колес выбирается масло, заливаемое в корпус редуюора. Намечают для валов конические роликоподшипники средней серии с диаметром посадочного отверстия, определенным выше. [c.484]

При эскизной компоновке назначается зазор между торцами шестерни и подшипника дс = 12. .. 15 мм (для размещения маслоудерживающего кольца). Расстояние между подшипниковыми опорами ведущего вала обычно принимается /> = (1,5. .. 2,5)а, консольный вылет шестерни а = 55 мм, Ь = 1,6а > 90 мм. Положение опор промежуточного вала находится с учетом размещения маслоудерживающих колец (л = 12. .. 15 мм). [c.484]

Компоновка. Оснойными задачами при конструктивном оформлении коробок скоростей и подач является такое размещение их элементов, которое обеспечило бы минимальные габариты всего механизма в целом и сокращение числа соосных групп отверстий. Методы решения этих задач иллюстрируют кинематические схемы четырехскоростной коробки, представленные на рис. П.38. Вариант а, в котором не принято мер для сокращения габаритов и числа соосных групп отверстий, имеет значительные размеры в рбоих направлениях и три группы соосных отверстий для опор трех валов При варианте б достигается сокращение осевь1Х габаритов, при варианте в — сокращение числа соосных групп отверстий до двух и уменьшение габаритов в поперечном направлении. Габариты в продольном направлении при варианте е несколько возрастают. [c.246]

При эскизной компоновке цилиндрических редукторов, у которых шестерня быстроходной ступени вынесена из плоскости разъема (схемы редукторов по рис. 1.3, г), сначала вычерчивают валы, подшипники качения и зубчатые колеса, оси которых находятся в плоскости разъема. Компоновка шестерни быстроходной ступени производится после определения положения "поверхностей А (рис. 14.7). При этом сечение должно проходйть через оси валов зубчатых колес быстроходной пары. Далее конструируют участок вала со стороны опоры F (рис. 14.7, о) по нормам, рекомендуемым для быстроходных валов. По чертежу определяют расстояние 4 от середины шестерни до середины опоры Р. Откладывая такое же расстояние в другую сторону, находят положение подшипника Е. При этом должна быть обеспечена возможность установки накладной [c.244]

Редукторы с aiaii TapiibiMii передачами 3fe. Для передач Зк с числом сателлитов н . = 3 (см. схему 6 в табл. 6.1. с z,, >г, получила распространение компоновка в которой центральное колесо с вьпюлнено плавающим, колесо h жестко соединено с корпусом (рис. 14.16). Вал колеса а обычно вращается на двух опорах, одна из которых расположена в корпусе, а вторая — во внутреннем отверстии тихоходного па.1а редуктора 1. Водило /I, не воспринимающее внешнюю нагрузку, часю устанавливают на валу центрального колеса а. Расстояние /, между опорами ва.та I ие должно назначаться малым во избежание перекоса самого вала (и, как следствие, отрицательного влияния перекоса на плавающее колесо е) под действием внешних поперечных сил со стрроны муфты, соединяющей редуктор с исполнительным механизмом. [c.257]

Цельные станины проще и легче станин, скрепленных стяжными болтами, однако технологические -возможности изготовления ограничивают область применения цельных станин только однокривошипнымп прессами нри номинальных усилиях 500 -f- 600 тс. В цельных станинах несущими элементами служат толстые стальные листы, определяющие как бы базу станины. Обычно детали конструируются так, чтобы восприятие усилия и передача силового воздействия от одного элемента конструкции к другому осуществлялась непосредственно самими элементами без передачи усилия па сварные швы, выполняющие лишь монтажные функции. Некоторые крупные детали мощных прессов свеиваются швами большого калибра, и тогда принцип конструирования принимается другим — тпвы уже служат несущим элементом конструкции. Расположение листов зависит от принятой конструкции привода и расположения его валов по отношению к фронту пресса. В одном из вариантов конструкции цельных станин несущими служат передний и задний листы, которые соединяются в единую конструкцию коробчатого сечения плитой стола п поперечными ребрами, располагаемыми в стойках и траверсе. В листах предварительно вырезают внутреннее прямоугольное отверстие, контур которого после сварки используется для размещения плиты стола, направляющих и подшипников коленчатого вала или опор оси бугеля. Недостаток такой компоновки несущих листов станины — малая жесткость стоек, что приводит к зажиму ползуна, совершающему движение при большом сопротивлении. [c.341]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...