Выбор Затяжка

Анализ полученных решений и выбор затяжки соединений. [c.32]

Опыты, в соответствии с теорией, показывают что при таком выборе затяжки пружин не наблюдается привычных резонансных явлений. Резонансные колебания заметно возрастают лишь при малых затяжках, которые как показывает эксперимент, не способны дать большого снижения амплитуд (прогибов) вала. Это еще раз показывает, что для исследуемого демпфера случай резонансных колебаний не имеет существенного практического значения затяжка у демпфера по нашей терминологии должна быть либо средней, либо большой. [c.188]

Отметим, что в соединении, в котором болт поставлен с зазором, внешняя нагрузка не передается на болт. Поэтому болт рассчитывают только на статическую прочность по силе затяжки даже при переменной внешней нагрузке. Влияние переменной нагрузки учитывают путем выбора повышенных значений коэффициента запаса. [c.30]

Фактическую силу давления на посадочных поверхностях несколько уменьшает противодействие сил упругости, созданных в кольцах на первой стадии затяжки при выборе радиальных монтажных зазоров. Однако, как показывает расчет, при обычных значениях 5/0 = 0,1 и посадке С противодействующая сила не превыщаст 3 — 5% силы, затяжки, вследствие чего ею можно пренебречь. [c.312]

В конструкции г натягу подвер аюг все подшипники путем затяжки гаек 6, 7 до выбора зазоров s и s. Система несет повышенные осевые нагрузки в сторону, указанную стрелкой. [c.528]

Чтобы разработать теорию самоустанавливающейся опоры и дать рекомендации по выбору оптимальных параметров ее (величины затяжки пружин и величины зазора между упорами в демпфере), при которых опора будет выполнять указанные выше функции, необходимо решить следующие задачи [c.173]

Следует заметить, что при сильном изменении дисбаланса ротора (или 8i) большие силы трения могут превращаться в средние, а средние в малые. Это обстоятельство нужно иметь в виду при окончательном назначении величины затяжки пружин самоуста-навливающейся опоры с сухим трением. Конструктор должен знать величины возможных дисбалансов во время эксплуатации машины и обеспечить при них ее нормальную работу. Вместе с тем, он должен обеспечить и безопасную работу машины при аварийных величинах дисбаланса с помош,ью соответствующего выбора величины затяжки пружин демпфера. [c.180]

Выбор способа затяжки зависит от точности, предъявляемой к собираемому узлу. Самым точным является третий способ затяжки, менее точным — первый. Его следует применять при затяжке коротких бол- [c.728]

Выбор того или иного метода затяжки резьбовых соединений зависит от точности, которую по конструктивным требованиям необходимо обеспечить в процессе сборки. Наиболее точный метод затяжки — с измерением удлинения болта (шпильки). Его целесообразно использовать при > 10. [c.200]

Экономичность насосов, помимо выбора режима ра-боты, зависит также от их состояния. Ухудшение экономичности центробежного насоса вызывается неплотностью в ступенях давления из-за увеличенных зазоров и внутреннего перетекания воды и повышенными механическими, тепловыми и электрическими потерями — на трение в подшипниках, редукторе (если он имеется), в паровом приводе или электродвигателе. Расход энергии увеличивается при механическом или коррозионном износе лопаток и направляющих аппаратов, чрезмерной затяжке сальниковых уплотнений, плохой смазке трущихся поверхностей и т. п. [c.272]

Для предварительного выбора шага шпилек принимают коэффициент затяжки Г1 = 1,2 и расчетный диаметр шпильки d = S/, 6. [c.387]

Давление рабочей среды. Выбор уплотнительного материала, типа уплотнения и усилий предварительной затяжки в основном определяется величиной рабочего давления, на которое проектируется арматура. [c.61]

При проектировании стыка и выборе первоначальной затяжки необходимо обеспечить следуюи ие условия. [c.64]

При вычислении коэффициентов влияния деталь должна быть закреплена так, чтобы исключить возможность ее движения как твердого целого. Однако при выборе способа закрепления необходимо учитывать характер работы соединения, чтобы не внести искажения в окончательное решение. Например, при расчете напряжений от затяжки фланец можно закрепить по внешнему поперечному сечению его трубы. Если фланец закрепить по окружности осей болтов, лежащей на его наружной поверхности, то необходимость вычисления и использования функций влияния Си отпадает. [c.288]

При выборе силы затяжки рассматривают все три условия (10.17)—(10.19) и принимают наибольшее значение выбранное значение должно удовлетворять условию прочности [c.308]

Выбор предварительной затяжки [c.326]

Учет указанных особенностей дает возможность за счет выбора величины затяжки демпфера исключить резонансные состояния системы, изображенной на рис. 3, а, В этом случае задача характеризуется параметрами [c.144]

Погрешность е уменьшают правильным выбором зазоров в сопряжениях СП со станком, равномерной затяжкой крепежных деталей, применением направляющих элементов [c.176]

ВЫБОР ВЕЛИЧИНЫ ПРЕДВАРИТЕЛЬНОЙ ЗАТЯЖКИ [c.46]

При выборе усилия затяжки рассматривают все три условия (30)—(32) и принимают наибольшее значение Q . Однако выбранное значение Qg должно удовлетворять условию прочности прокладки. [c.66]

Наличие знакопеременной нагрузки учитывают выбором допускаемого напряжения. Напряженное клиновое соединение с торцовым упором (см. рис. 2) находится под действием рабочей нагрузки Р, действующей по стержню 1 в этом случае при затяжке клина 3 хвостовая часть стержня 1 на участке длиной S сжимается, а деталь 2 на длине, равной S- + S + h, растягивается. Клин 3 при этом работает на изгиб, как балка на двух опорах. [c.152]

При выборе размеров муфты рассчитывают (проверяют) лишь болты и шпонки. Если части муфты скрепляют черными болтами, входящими в отверстие с зазором, расчет ведут по силе Q затяжки каждого болта. [c.477]

Испытания серийных насоСов показали, что перегрев уплотнительного узла в основном обусловлен выбором завышенного контактного давления манжеты на вал, которое, в свою очередь, зависит от величины растяжения манжеты при посадке ее на вал, а также от усилия затяжки браслетной пружины Ь, обжимающей эту манжету (см. рис. 386, а). [c.618]

Надежная работа болтовых соединений зависит от правильности выбора крепежных элементов (в том числе их геометрических параметров и материала) конструкции соединения, точности расчета усилия предварительной затяжки и его обеспечения при сборке, а также от правильного учета рабочих нагрузок. [c.192]

Параметры затяжки винтового соединения. При выборе упомянутых параметров можно воспользоваться данными, приведенными для болтового соединения. [c.249]

Анализ полученных ранений и выбор затяжки соединений. 1. С увеличением податливости болта 2 и уменьшением податливости деталей 2д уменьшается х и приращение нагрузки болта Р [см. формулу (1.25)]. Эту зависимость выгодно используют на практике и особенно при переменной внешней нагрузке Р. Например, при изменении внешней нагрузки Р от нуля до максимума (рис. 1.24) в суммарной нагрузке болта Р изменяется только составляюшая Рб (по тому же закону, что и Р). Как правило, 2д значительно меньше Хб, поэтому Рб значительно меньше Р. От переменной составляюшей Рб зависит сопротивление болта усталости. Применение упругих болтов (рис. 1.25) является хорошей защитой от усталостного разрушения. Опасным сечением для прочности стержня является сечение по внутреннему диаметру резьбы [см. формулу (1.16)]. Учитывая отсутствие концентрации напряжений в ненарезанной части стержня, ее диаметр можно выполнить меньше d (рис. 1.25, а) или просверлить здесь отверстие (рис. 1.25, 6). При этом болт будет равнопрочным, а его податливость увеличится. [c.40]

Ограничений в выборе угла конуса при Зтом нет. Для увеличения осевой нагружаемости в направ.ченнп от вершины конуса, уменьшения осевого сдвига при затяжке, а также для облегчения операций притирки (требующих многократного снятия и надевания стушщы) обычно применяют конусность X = 1 20 -г 1 10, иногда до 1 5. [c.298]

При многорядной установке колец с затяжкой с одной стороны ближайшая к гайке пара колец, на которую действует цолная сила затяжки, развивает наибольшее давление на вал и ступицу и передает главную долю крутящего момента. В следующих парах давление падает, так как часть силы затяжки погашается осевыми составляющими сил трейия на поверхностях колец. Соответственно уменьщается доля крутящего момента, передаваемого этими кольцами. На удаленных от гайки кольцах сила затяжки ослабевает настолько, что ее не хватает даже для упругой деформации колец и выбора первоначального монтажного зазора, вследствие чего нарущается центрирование и теряется продольная устойчивость крепления детали. [c.305]

Применяют также затяжку наружных обойм концеворг шайбой 3 (вид в) до выбора зазора а, величина которого регулируется мерными шайбами 4. Если подшипники расположены рядом (виды г, б), натяг достигается установкой между обоймами калиброванных рнайб 5 толщргной, отличающейся на величину а от толщины фиксирующего элемента (кольцевого стопора). [c.494]

Уплотнения неподвижных соединений. К соединениям, подлежащим уплотнению, относятся болтовые соединения корпусов аппаратов высокого и низкого давления, крьшик редукторов, двигателей и т. д. Их уплотнение достигается за счет деформации сжатия прокладок, колец и других уплотняющих элементов п Н1 затяжке болтов (рис. 28,2). Прокладки и кольца имеют различное поперечное сечение и форму в плане, соот-ветствукмцую форме стыка. Их изготовляют из листовых материалов (картона, паронита, асбеста, резины, алюминия, меди, стали и др.). Выбор материала для элемента производят в зависимости от напряжения сжатия, исключающего утечку. [c.463]

Случай малой силы сухого трения. Для получения зависимости прогибов ротора от оборотов необходимо прежде всего вычислить прогибы ротора под диском, считая его трехопорным, по формуле (VI. 5). Аналогичные вычисления необходимо сделать и для двухопорной схемы ротора. Прогибы в этом случае определяются по формуле (VI. 5), но коэффициенты а, Ь, с, d уже вычисляются по приведенным ниже соотношениям. Далее, необходимо вычислить величины прогибов в момент вступления в работу ограничителей деформации в опоре, что может быть либо при малой величине зазора, либо при большом дисбалансе, либо при неудачном выборе величины затяжки пружин. Следует заметить, что по эксплуатационным и конструктивным соображениям параметры опоры нужно подобрать так, чтобы при нормальных и повышенных дисбалансах ограничители не действовали их работу можно допустить только при аварийных величинах дисбаланса. На фиг. 87 представлен возможный вид решений при величине эксцентриситета е = 0,002 см, который обычно бывает при эксплуатации газовой турбины. Следует заметить, что эта величина эксцентриситета приблизительно в 10 раз больше величины, устанавливаемой на балансировочном станке. Возрастание дисбаланса объясняется тем, что газовая турбина работает в условиях высокой температуры ее диск часто находится в пластическом состоянии, наблюдается вытяжка лопаток, замков и пр. Более того, возможна и некоторая расцентровка деталей ротора. При возникновении дефектов у турбины обгара кончиков лопаток, обрыва их частей и т. д., эксцентриситеты могут быть более е = 0,01 см. Так, обрыв одной лопатки вызывает эксцентриситет е = 0,1 см. Такие величины дисбалансов будем называть аварийными. [c.180]

Fmp i кГ ЭТОТ скачок, т. е. вступление в работу демпфера, происходит при со > (Окр2-оп (фиг. 91 и 92), вследствие чего при дальнейшем увеличении оборотов прогибы только падают и а>кр 2-оп не развивается. Этот результат следует рассматривать как экспериментальное подтверждение нашей рекомендации выбора силы затяжки пружин величина затяжки пружин Рд должна быть подобрана так, чтобы соответствующая сила сухого трения F p в само-устанавливающейся опоре была бы больше реакции на этой опоре от неуравновешенных центробежных сил при первом критическом числе оборотов, соответствующей двухопорной схеме, т. е. необходимо, чтобы проскальзывание в самоустанавливающейся опоре начиналось при оборотах п п рг-оп. Необходимо, чтобы это условие выполнялось при всех дисбалансах (даже повышенных), которые можно ожидать в эксплуатации, чтобы не смог развиваться критический режим при п = п рг-оп. [c.188]

Преимуществом многокамерных сальников, по мнению авторов, является возможность затягивать и регулировать каждую часть сальника отдельно и независимо друг от друга. При выборе многокамерных сальников исходят из значительных потерь на трение набивки о стенку камеры и шток увеличивающихся по мере увеличения высоты сальниковой камеры. Падение усилия затяжки сальника по высоте в связи с наличием сил трения определяется экспоненциальной зависимостью, используемой в расчетах для нахождения необходимого усилия затяжки сальника [6]. Естественно, что при этом плотность набивки по мере удаления от нажимной втулки снижается и нижняя часть ее используется неэффективно. Такая картина характерна для обычных шнуровых набивок, устанавливаемых в камеру без предварительного сжатия. При этом усилие затяжки сальника расходуется на уплотнение материала набивки, т.е. преодоление внутренних сил трения в материале, а также преодоление внешних сил трения набивки о поверхности уплотняемых деталей. В случае применения предварительно сформованных в пресс-форме набивок в виде готовых к установке колец усилие затяжки сальника расходуется в основном на деформирование колец в радиальном направлении. При использовании такой набивки достаточно высокая герметичность может быть достигнута с помощью более простых однокамерных многоступен- [c.5]

При регулировании осевой затяжки шарикоподшипников в главных опорах ротора и зазоров в опорах карданного подвеса весьма ва < ен выбор оптимальных значений регулируемых па-раметррв, [c.186]

Простейшим способом ограничения крутяш его момента при затягивании гаек является выбор соответствующей длины рукоятки ключа. Однако усилие руки в процессе работы даже у одного и того же сборш,ика может изменяться в сравнительно широких пределах (см. стр. 151), что, безусловно, будет сказываться на равномерности затяжки. Поэтому способ регулирования величины крутяш,его момента длиной рукоятки ключа применяется только в том случае, когда есть необходимость ограничить наибольший крутяш,ий момент при максимальном усилии рабочего. Для неразборных соединений используется иногда метод ограничения момента затяжки посредством так называемой ложной головки винта. Размеры ее контрольного пояска рассчитаны на определенную величину момента. Превышение последней вызывает скручивание и отрыв головки. Обычно же применяют другие меры ограничения момента при затяжке гайки (винта) специальные ключи, поворот гайки на определенный, заранее установленный угол затяжку с измерением удлинения шпильки или болта. [c.188]

К недостаткам данного метода относится длительность подготовительных работ, связанных с наладкой приспособлений к работе, и разброс показаний замеров удлинения шпилек. Поэтому на практике продолжает применяться метод вытяжки шпилек краном с замером усилия динамометром. Удлинение контролируется индикатором, упираемым в торец стержня шпильки. Степень затягивания при неизменном крутящем моменте может колебаться в широких пределах вследствие разных сил трения. Поэтому при затягивании гаек краном особое внимание приходится обращать на одинаковую степень очистки всех резьбовых соединений, выбор длины ключа, угла его поворота и равномерность смазки трущихся поверхностей соприкасаемых деталей. Перед затяжкой Данным методом шпильки разъема насоса необходимо пронумеровать. Затяжку гаек за каждый проход надо вести в определенной последовательности (рис. 2.8, табл. 2.1—2.3). [c.36]

При выборе усилий-затяжки нужно иметь в виду, что для алюминиевых прокладок необходимо создавать первоначальное удельное давление не менее 300-10 н м а для медных — 450 10 hIjh [8]. [c.66]

Величина неравномерности А/г устанавливается выбором положения опоры рычага I (фиг. 156). Сокращение А/г (фиг. 157) на всех режимах, кроме минимального L, обеспечивается профилированием кулачка 8 силовой обратной связи. Всережимность регулятора (выбор характеристики 6, 7, 8 или 9) осуществляется изменением предварительной затяжки пружины регулятора специальным механизмом, допускающим в случае необходимости дистанционное управление. [c.201]

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]

При выборе допускаемых напряжений для резьбовых соединений следует учитывать характер действующей нагрузки (статическая или переменная), температурные воздействия, имеет ли соединенйе предварительную и последующую затяжки. [c.145]

В функцию контроля входит также проверка предписанной последовательности выполнения сборочных переходов (порядок затяжки резьбовых соединений, последовательность наложения сварных швов и др.) и проверка обязательного вьтолнения вспомогательных операций (промывки и очистки сопрягаемых деталей, промывки трубопроводов и др.). Згщача разработки технологии сборки связана с выбором организационно-технической формы и средств контроля. [c.749]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...