Зазор Расчет уменьшения

РАСЧЕТ УМЕНЬШЕНИЯ ЗАЗОРА ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ [c.67]

Перейдем к расчету уменьшения зазора в сопряжении вал—полимерный подшипник скольжения при повышении влагосодержания среды, которую необходимо учитывать при использовании гигроскопичных материалов, в частности полиамидов. Расчетная схема перемещений рабочего слоя ТПС вследствие увеличения влагосодержания приведена на рис. 71. Диаметральному расширению бвд втулки препятствует металлический корпус, что вызовет увеличение натяга Нв в сопряжении полимерная втулка — обойма и связанное с этим фактором перемещение бвН внутреннего диаметра втулки в сторону оси. Кроме того, увеличится толщина втулки— бвг. Следовательно, для расчета суммарного перемещения рабочей поверхности полимерного подшипника вследствие повышения влагосодержания можно записать следующую структурную формулу [c.77]

При расчете температурного изменения посадки по формуле (1.45) знак плюс при значении Af означает, что отклонение температуры от нормальной приводит к увеличению рабочего зазора (или уменьшению рабочего натяга). При расчете температурного изменения посадки по формуле (1.46) знак плюс при значении означает, что отклонение температуры от нормальной приводит к увеличению рабочего натяга (или уменьшению рабочего зазора). [c.205]

Появление радиального зазора вызывает уменьшение зоны нагружения, а следовательно, увеличение 0 ,ах- В приближенных расчетах для шариковых и роликовых подшипников можно принять [c.343]

Для уменьшения влияния температурных деформаций величину минимальных зазоров следует назначать из расчета направляющих на нагрев и применять материалы с одинаковыми или близкими коэффициентами линейного расширения. Если последнее условие выдержать невозможно, то охватывающую деталь следует изготовлять из материала с большим коэффициентом линейного расширения. [c.447]

В расчетах следует учитывать уменьшение управляющего усилия и увеличение потерь тяги, связанные с утечкой газа через зазоры между соплом и дефлектором. Определение управляющего усилия и потерь тяги для схемы, изображенной на рис. 4.6.1,6, основано на расчете параметров потока имеющего застойные зоны. Метод этого расчета подробно рассмотрен в 6.6. [c.329]

Теплостойкость. Теплостойкостью называют способность конструкции работать в пределах заданных температур в течение заданного срока службы. Перегрев деталей во время работы — явление вредное и опасное, так как при этом снижается их прочность, ухудшаются свойства смазки, а уменьшение зазоров в подвижных соединениях приводит к заеданию и поломке. Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые расчеты (расчеты червячных передач, подшипников скольжения и др.). [c.22]

Поломка зубьев — наиболее опасный вид разрушения (рис. 16.1, а). Она происходит вследствие возникающих в зубьях повторно-переменных напряжений при деформации изгиба. Поломка зубьев происходит также в результате больших перегрузок ударного и даже статического действия, а также усталостного разрушения от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Трещины усталости возникают у основания зуба из-за неучтенных расчетом перегрузок. Перенапряжение зубьев может вызывать концентрацию нагрузки по длине зуба вследствие неправильного монтажа (чаще всего непараллельности валов), а также из-за грубой обработки поверхности впадин зубьев, заклинивания зубьев при нагреве передачи и недостаточной величины боковых зазоров. Практика показывает, что чаще всего наблюдаются отколы углов зубьев, связанные с концентрацией нагрузки. Важные меры повышения работоспособности — увеличение модуля, повышение твердости, поверхностное упрочнение, уменьшение нагрузок по краям зуба, применение жестких валов, бочкообразные зубья и др. [c.296]

При выводе расчетной формулы для многослойной стенки мы предполагали, что слои плотно прилегают друг к другу и благодаря идеальному тепловому контакту соприкасающиеся поверхности разных слоев имеют одну и ту же температуру. Однако, если поверхности шероховаты, тесное соприкосновение невозможно, и между слоями образуются воздушные зазоры. Так как теплопроводность воздуха мала [Я, 0,025 Вт/(м-° С)], то наличие даже очень тонких зазоров может сильно повлиять в сторону уменьшения эквивалентного коэффициента теплопроводности многослойной стенки. Аналогичное влияние оказывает и слой окисла металла. Поэтому при расчете и в особенности при измерении теплопроводности многослойной стенки на плотность контакта между слоями нужно обращать особое внимание. [c.17]

Как видно из табл. 163, предельные значения допуска замыкающего звена ДЛ равны +0,37 мм и —0,37 мм, для нормальной же работы насоса требуется зазор от +0,02 до +0,05 мм. Отсюда видно, что сборка насоса при указанных в табл. 163 отклонениях в размерах отдельных деталей, составляющих размерную цепь, по методу полной взаимозаменяемости невозможна. Правда, при расчете было принято, что все детали изготовлены но предельным размерам и что эти предельные размеры суммируются наиболее невыгодным образом. Вероятность такого случая чрезвычайно мала поэтому нет оснований утверждать, что принятые допуски на размеры деталей насоса недостаточно строги. При помощи положений теории вероятностей было подсчитано, что если даже допустить сборку насосов по методу неполной взаимозаменяемости, то нри приведенных в табл. 163 значениях допусков брак или возврат насосов на переборку и пригонку будет достигать примерно 85%,, что совершенно недопустимо. Так как провести уменьшение допусков, не изменяя существенно характера сборки, практически затруднительно, было решено достигнуть необходимого соответствия между функциональной и технологической точностью при помощи подвижного компенсатора, не только исключающего пригоночные операции при сборке деталей, но и значительно понижающего требуемую точность изготовления. [c.668]

Однако указанные методы расчета лишь частично отражают действительный характер напряженного состояния проушины, так как не учитывают весьма важные факторы, влияющие на распределение напряжений в зоне отверстия. Одним из таких факторов является величина зазора между отверстием в проушине и диаметром передающего усилие пальца, определяющая длину участка контакта проушины и пальца, а значит, и положение равнодействующей удельных давлений в зоне контакта в расчетной схеме упомянутых формул. При больших зазорах положение равнодействующей совпадает с осью проушины с уменьшением зазора до нуля длина контакта проушины и пальца возрастает и равнодействующая удельных давлений смещается. [c.169]

В узлах с полимерными подшипниками уменьшение зазора является результатом перемещений рабочих поверхностей вала и подшипника, причем, как показали расчеты, второе слагаемое имеет существенное значение в суммарной величине От- В этом случае не будет столь резких различий в температурном изменении зазора при рассматриваемых режимах работы узла, как при работе металлических подшипников. Соотношение этих величин зависит от конструктивного исполнения подшипника и корпуса. [c.68]

По графикам, приведенным на рис. 61 и 62, можно определить коэффициент ДДя корпуса полимерных подшипников, имеющего наружный диаметр 200 и 300 мм. Эти коэффициенты необходимо знать дЛя проведения уточненных расчетов температурного уменьшения зазора в узлах с корпусом, диаметральный размер которого близок к указанным значениям. [c.71]

Проведен расчет температурного поля и относительного температурного уменьшения зазора 6т стендового узла с ТПС различного типа. Результаты расчетов (по рис. 69 и 70) представлены в табл. 57. [c.84]

Результаты расчета температурного уменьшения зазора опытных ТПС в стендовом узле [c.84]

Большое внимание уделялось изучению особенностей напряженного состояния многослойных сосудов рулонированной конструкции. Теоретические и экспериментальные исследования показали значительную роль сил трения в этой конструкции [20] и, как следствие, особую важность плотного прилегания слоев. При неплотной навивке наибольшую нагрузку воспринимают внутренние и внешние слои. Так, чем плотнее навивка слоя, тем ближе эпюра замеренных кольцевых напряжений к рассчитанной по формуле Ляме для однослойного цилиндра. Разработаны технологические приемы, повышающие плотность прилегания слоев обкаткой обечаек после навивки, попеременной укладки рулонной полосы (уменьшение влияния клиновидности полосы) и опрессовки сосудов повышенным гидравлическим давлением. Теоретические и экспериментальные исследования распределения напряжений по толщине рулонированных обечаек позволили сформулировать основные технические требования к плотности прилегания слоев. Был разработан и внедрен простой и эффективный метод оценки плотности навивки по усредненному межслойному зазору, определяемому объемом воздуха, занимающего межслойное пространство обечайки [21]. Экспериментальные исследования распределения по слоям напряжений послужили основой для разработки теоретического расчета напряженного состояния. [c.41]

На рис. 3.44, виг приведены зависимости дт от Ki для ТПС, установленных в зубчатых колесах различного диаметра. Графики рис. 3.44, в рекомендуется использовать для определения температурного уменьшения зазора в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром не более 100 мм. Допустимо использование графиков рис. 3.44, г для ориентировочных расчетов dj- в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром свыше 100 мм. Пользуясь любым из этих рисунков, можно найти относительное температурное изменение зазора при неустановившемся теп- [c.117]

Произведен также расчет температурного поля и относительного температурного уменьшения зазора 6f [c.122]

Н. В. Третьяк [5], результаты которой позволяют исследовать влияние циклически симметричного температурного поля и, как частный случай его, влияние перепада температур между верхней и нижней частями корпуса. Расчеты корпусов турбин, проведенные по этой методике, показали, что при разности температур между верхней и нижней частями корпуса, равной 100° С напряжения имеют небольшую величину ( 300 кгс/см ), в то время как максимальный прогиб корпуса достигает 1 мм, что может привести к значительному уменьшению радиальных зазоров в уплотнениях. [c.401]

Постоянная С для шахматных пучков зависит от относительных шагов а и Ь. Теплоотдача труб в пучке повышается с уменьшением продольного и увеличением поперечного шага. Характер этого изменения зависит от того, по какому сечению в пучке определяется скорость потока и какой определяющий размер принимается в критериях подобия Nu/ и Re/. В зарубежной литературе за определяющий размер часто принимают разные экспериментальные диаметры или зазор между трубками. Расчеты по нашим данным показали, что наименьшее расхождение между экспериментальными данными отдельных пучков получает-428 [c.428]

Далее приведен расчет уменьшения зазора в сопряжении вал—ТПС при повышении влагосодержания среды, который необходимо учитывать при использовании гигроскопичных материалов (в частности, полиамидов групп 1—8). Расчетная схема перемещения рабочего слоя ТПС вследствие увеличения влагосодержания приведена иа рис. 3.15. Диаметральному расширению втулки б будет препятствовать металлический корпус, что вызовет увеличение на1яга Нв в сопряжении полимерная втулка—корпус и связанное с этим фактором перемещение внутреннего диаметра втулки 6j3H в сторону оси. Кроме того, будет иметь место увеличение толщины втул- [c.92]

Как видно из рттс. 436, изображающего этот фактор, в функции Р1 /рн жесткость имеет пологий максимум при = 0,4 -4- 0,65 и резко увеличивается с уменьшением к. Так как экономичность подппшппка мало изменяется при уменьшении зазора примерно до бО" , от- оптимальной величины, то для повьшюиня жесткости подшипника при расчете целесообразно принимать к = (0,6 -ь 0,7) к . [c.450]

В формулах (9.11) н (9.13) для определения Smmp и я ) соответственно не учтены температурные и силовые деформации вала и вкладыша, которые влияют на действительные зазоры. При практических расчетах функциональных зазоров в подшипниках скольжения эти фа <торы необходимо учитывать. Необходимо также определять мо.мент трения на цапфе [13]. Для уменьшения возможного отрпцательноро влияния увеличенного диаметрального зазора на точность вращения, например, шпинделя ирецизиоиного металлорежущего станка, смонтированного на подшипниках скольжения, целесообразно начинать процесс резания только при установившихся скорости вращения шпинделя и температурном режиме. [c.217]

Из-за большой разницы коэффициентов теплового расширения алюминиевых сплавов и стали или чугуна монометаллические вкладыши из алюминиевого сплава, установленные в стальной или чугунный корпус (наиболее распространенная конструкция подшипника), при рабочих температурах могут иметь высокие внутренние напряжения сжатия, тем большие, чем выше температура (см. табл. 77—78). При некоторой критической температуре внутренние напряжения могут достигать предела текучести материала (при условиях, зависящих от посадки, геометрических размеров, прочности сплава и разницы в коэффициентах теплового расширения корпуса и вкладыша) и вкладыши начнут деформироваться пластически. Вследствие этого при последующем охлаждении вкладышей внутренний диаметр их уменьшается против начального, что приводит к опасному уменьшению или исчезновению зазора между валом и вкладышами. Величина критической температуры, как показали расчеты и экспериментальная прогерка, обратно пропорциональна пределу текучести материала, что и привело к распространению наиболее прочных алюминиевых сплавов в начальный период промышленного применения алюминиевых антифрикционных сплавов. [c.113]

Определив значения коэффициентов, можно приступить к расчету температурного уменьшения зазора в узле с полимерным подшипником. Если корпусом служит зубчатое колесо, то для получения уточненных результатов следует опре-делитр значение функции Ф. В реальных случаях оно колеблется в пределах 0,4—0,9, причем с увеличением диаметральных размеров колеса значение функции уменьшается. [c.72]

На рис. 65 и 66 приведены зависимости от коэффициента для узлов с ТПС, установленными в зубчатые колеса различных диаметров. Графики (рис. 65) рекомендуется использовать для определения температурного уменьшения зазора в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром не более 100J м. Допустимо использовать графики (рис. 66) для ориентировочных расчетов бт в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром свы-ще 100 мм. [c.74]

Исследования показали, что добавки ОДА существенно повы-Ш ают экономичность одиночных ступеней и многоступенчатых турбин в зоне влажного пара подтверждаются результаты,, полученные для отдельных элементов проточной части. Так, при испытании двухвенечной ступени на сухом паре и при начальной влажности Уо=7 % с добавкой ОДА (С = 22-10 кг ОДА/кг Н2О) КПД увеличился на Ат1ог = 0,3 % в широком диапазоне режимов. Расчеты показали, что КПД одновенечной ступени при уо=7-ь10 % возрастает на Дт)ог 1,0-=-1,5 % (рис. 9.13). Опытами зафиксировано заметное уменьшение радиусов капель в зазоре и за ступенями в многоступенчатых турбинах, что также соответствует результатам опытов в статических условиях (рис. 9.10). [c.310]

Ц. в. д. турбины СВК-150-1 (ЛМЗ) (фиг. 105) —двухстенный, но внутренний цилиндр короткий и охватывает только четыре первых ступени в первых турбинах он выполнялся из аустенит-ной стали. Большой коэффициент линейного расширения этой стали и двухсторонний нагрев внутреннего цилиндра приводили к опережению его расширения по сравнению с ротором. Однако уменьшение зазоров при этом невелико, так как мала длина внутреннего цилиндра. Больший интерес представляет изменение осевых зазоров в заднем уплотнении, зависящее от расширения ротора и наружного цилиндра. Соответствующий расчет помещен в табл. 12. [c.102]

Согласно табл. 1 и 3 / тр в отличие от F (а) не оказывает суш ествен-ного влияния ни на длительность (но углу ос) разомкнутого состояния кинематической цепи, ни на скорость относительного движения элементов кинематической пары при восстановлении контакта, а действие изменения величин модулей указанных сил идентично с точки зрения уменьшения количества участков движения с разрывом кинематической цепи. При проведении расчетов было выбрано значение Р — 4647,5 к, соответству-юш ее максимальной силе инерции, действующей на массу (табл. 3). В этом случае кривошипно-ползунный механизм с зазором в динамическом отношении ведет себя подобно идеальному механизму до углов поворота а = л. При этом зазор полностью выбран, и график зависимости реакции в паре кривошип — шатун совпадает с графиком реакции в идеальном механизме [4]. [c.127]

Результаты исследования истечения через ненрофилиро-ванные отверстия положены в основу теории и методики расчета лабиринтных уплотнений, применяемых для уменьшения утечки газа через зазоры между подвижными и неподвижными элементами турбомашин. [c.222]

По мере уменьшения алюминия в электролизере на нем возрастает напряжение вследствие роста сопротивления увеличивающегося междуполюсного зазора. Поэтому одновременно с вы-ливкой опускают анод с таким расчетом, чтобы напряжение все время не превышало нормального значения более чем на 0,2 В. Во время выливки внимательно следят, чтобы анод опускался равномерно по всей шахте ванны. Не допускается зависание анода на корке электролита и касание его заборной трубы, что может привести к ее прогоранию. [c.286]

В расчете необходимо выполнить уточнение, связанное с гидравлическим зазором между цилиндрами. При этом произойдут небольшие увеличения габаритов, и тот незначительный эффект уменьшения габаритов на 10—20%. который установлен для скрепленных цилиндров, станет еще меньше. Но так как условия работы наружных цилиндров по сравнению с условиями работы внутреннего цилиндра значительно удучшены, то для материала наружных цилиндров допускаемые напряжения можно повысить до 25%. [c.54]

Для лучшего отвода теплоты, выделяющейся во время работы в пневмокамерных фрикционных муфтах, ведомый шкив муфты изготовляют с ребрами, что увеличивает поверхность теплоотдачи. Расположение ребер параллельно оси вращения обеспечивает более интенсивный теплообмен и более эффективное охлаждение. Для уменьшения потока теплоты к пневмокамере предусматривается воздушный зазор между фрикционной колодкой и пневмокамерой не менее 40 мм. Принудительный поток воздуха обеспечивается крыльчаткой. Расчет муфт Рис. V.9. Фрикционная дисковая пнев-см. в [8]. мокамерная муфта [c.189]

Для расчета тонкостенной самоцентрирую- щей втулки (рис. VI.6) примем следуюш ие обозначения D — диаметр установочной поверхности центрирующей втулки 2, мм h — толщина тонкое стенной части втулки, мм Г —длина опорных поясков втулки, мм t — толщина опорных поясков втулки, мм А )доп —наибольшая диаметральная упругая деформация втулки (увеличение или уменьшение диаметра в ее средней части) мм Smax —максимальный зазор между установочной поверхностью втулки и базовой поверхностью обрабатываемой детали 1 в свободном состоянии, мм 4— длина контактного участка упругой втулки с установочной поверхностью обрабатываемой детали после разжима втулки, мм L — длина тон костенной части втулки, мм /д — длина обрабатываемой детали, мм д — диаметр базовой поверхности обрабатываемой детали мм d — диаметр отверстия опорных поясков втулки, мм р — давление гидропластмассы, требуемое для деформации тонкостенной втулки, МПа (кгс/см ) Г] — радиус закругления втулки, мм Мрез = РгГ — допустимый крутящий момент, возникающий от силы резания, Н-м (кгс-см) Pz — сила резания, Н (кгс) г — плечо момента силы резания, см. [c.138]

Наклепывание поверхностей шариками применяется главным образом для обработки предварительно обработанных наружных поверхностей. Этот метод основан на использовании центробежной силы шариков, свободно сидящих в обойме приспособления. Приспособление состоит из диска, на поверхности которого просверлены глухие гнезда для свободного размещения шариков (длина отверстия несколько больше диаметра). Отверстия могут быть размещены в один или в несколько рядов, расположенных в шахматном порядке. На диск с отверстиями, заполненными шариками, напрессован обод с отверстиями несколько меньшего диаметра, чем у шарика, так что шарики выступают над поверхностью на 0,5—0,7 мм. Диск получает вращение со скоростью 10—50 м1сек. Центробежная сила от вращения диска стремится выбросить шарики из гнезда, но наружный обод их удерживает. При установке диска на обработку поверхности надо выдержать зазор между обрабатываемой поверхностью и образующей диска в пределах 0,05—0,5 мм с уменьшением зазора снижается класс чистоты поверхности, но увеличивается ее упрочнение. Скорость перемещения детали выбирается из расчета 12 ударов в секунду на 1 мм . [c.66]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...