Вал вращающийся, расчет

Задача 13-4. Вычислить максимальное касательное напряжение, возникающее в вале (рис. 13-4) при торможении, если вал, вращающийся со скоростью 1000 об мин, после включения тормоза останавливается, сделав 5 оборотов. Момент инерции маховика /=5 кГм-сек . При расчете считать силу торможения постоянной и движение вала равнозамедленным. Момент инерции вала не учитывать. [c.326]

Расчет валов и осей Практикой установлено, что усталостное разрушение является основной причиной выхода из строя вращающихся осей и валов. Поэтому расчет на усталостную прочность является основным для этих деталей. В тех случаях, когда упругие перемещения вала или вращающейся оси могут отрицательно повлиять на работу связанных с ними деталей, производят расчет на жесткость. Рассмотрим последовательность расчета валов, так как расчет осей является частным случаем расчета валов при М, = 0. [c.316]

При расчете валов, вращающихся в длинных подшипниках [c.20]

Определение (с учетом действия силы веса) критических чисел оборотов роторов и валов, вращающихся в подшипниках качения или скольжения, которые всегда имеют существенный зазор. Расчеты показывают, что учет радиального зазора, как указано во введении, может привести к изменению расчетной величины критических оборотов более чем на 25%, т. е. быть больше общепринятого сейчас в конструкторской практике запаса по критическим оборотам роторов и валов. [c.115]

Расчет кулачков на многошпиндельные автоматы, имеющие один распределительный вал, вращающийся с различными скоростями при выполнении рабочих и при выполнении холостых перемещений, сводится чаще всего к согласованному выбору подач и стандартных кулачков в соответствии с паспортными данными станка и поэтому здесь не приводится. [c.96]

При расчете валов, вращающихся в длинных подшипниках скольжения l/d = 3), расчетная схема приближается к схеме балки с заделанными концами. [c.23]

Рассмотрим уравнение (15.12) в приложении к колебаниям вала для простейшего случая (рис. 15.6). Здесь на валу, вращающемся с угловой скоростью со,, закреплен диск массой т с эксцентриситетом е. Собственную массу вала считаем малой по сравнению с т и в расчет не принимаем (упругая система с одной степенью свободы). На вал действует центробежная сила [c.325]

Силы, действующие на импеллеры. Примеры их установки в насосах. Импеллеры устанавливают на валы, вращающиеся в подшипниках, при расчете которых необходимо учитывать силы, действующие на импеллеры. [c.429]

Колебания при скручивании. Закрепленные на валах вращающиеся массы, в особенности маховые колеса, ременные и канатные шкивы, могут создавать прямо противоположные друг другу и притом колеблющиеся скручивающие моменты при / отдельных вращающихся массах, разделенных отдельными пружинящими участками вала, периодически колеблющаяся система имеет I — 1 различных периодов собственных колебаний. Поэтому необходимо принять меры к тому, чтобы число возможных периодических колебаний в размере приложенных к валу сил (возникающих, например, при кривошипном механизме в поршневой машине или в какой-либо ударной машине) было бы значительно ниже наименьшего числа собственных колебаний периодически колеблющейся системы так, чтобы была исключена возможность возникновения явления резонанса с числом оборотов между состоянием покоя и полным числом оборотов вала. О расчете и способах уничтожения резонанса в валах смотри также раздел С Детали машин для уравновешивания . [c.470]

Диаметр вала [c.34]

Расчет ПОДШИПНИКОВ по статической грузоподъемности. Для валов, вращающихся с частотой п < 1 мин подшипники подбирают по статической грузоподъемности исходя из условия [c.203]

При разработке механизмов на основании анализа технического задания, параметров проектируемой системы, условий эксплуатации и вида нагрузки производится выбор конструктивного варианта механизма. После этого выполняются электромагнитные, основные механические и тепловые расчеты, расчет эксплуатационных характеристик механизма, выбор вида подшипниковых опор, системы смазки и способа охлаждения. Затем разрабатывается конструкция механизма. При этом следует добиваться качества конструкции в сочетании с ее технологичностью, стремиться к обеспечению высокой эксплуатационной надежности, минимальным габариту и массе, простоте обслуживания, сборки и наладки, обеспечению необходимого охлаждения. В ходе разработок конструкции производится вентиляционный расчет, определяются размеры вентилятора. При гидравлическом охлаждении определяется гидравлическое сопротивление системы охлаждения. Производятся расчеты горячих и прессовых посадок, прочности вала, вращающихся элементов, критической скорости вращения роторов с учетом сил одностороннего магнитного притяжения и жесткости деталей, расположенных на валу. Определяется масса механизма. [c.357]

Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной ширине зубчатого венца — Длину ступицы согласуют также с расчетом соединения (шпоночного, шлицевого или соединения с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия 11 [c.64]

Расчет шпоночных соединений. Для передачи вращающего момента 7"= 55,5 10 Нмм со шкива на вал червяка применим шпоночное соединение. По табл. 19.11 для диаметра вала 30 мм /) = 8,0 мм, й = 7 мм, 1=4 мм. Длина шпонки /=32 мм, рабочая длина /р = /—/> = 32 — 8 = 24 мм. Расчетные напряжения смятия [c.240]

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передаются через насаженные на них детали зубчатые или червячные колеса, звездочки, шкивы, муфты. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. [c.144]

Длину 1er посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины bj зубчатого венца (/ a 2)- Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d. [c.63]

Валы в отличие от осей предназначены для передачи крутящих моментов и в большинстве случаев для поддержания вращающихся вместе с ними относительно подшипников различных деталей машин (зубчатых колес, шкивов и т. п.) Валы работают одновременно на изгиб и на кручение, а иногда также на растяжение или сжатие. Валы выполняют в большинстве случаев двухопорными. Размеры и их форма определяются не только расчетом па прочность или жесткость, но и конкретными конструктивными и технологическими соображениями. [c.270]

Силы, периодически изменяющиеся по величине или направлению, являются основной причиной возникновения вынужденных колебаний валов и осей. Однако колебательные процессы могут возникать и от действия постоянных по величине, а иногда и по направлению сил. Свободное колебательное движение валов и осей может быть изгибным (поперечным) или крутильным (угловым). Период и частота этих колебаний зависят от жесткости вала, распределения масс, формы упругой линии вала, гироскопического эффекта от вращающихся масс вала и деталей, расположенных на валу, влияния перерезывающих сил, осевых сил и т. д. Уточненные расчеты многомассовых систем довольно сложны и разрабатываются теорией колебаний. Свободные (собственные) колебания происходят только под действием сил упругости самой системы и не представляют опасности для прочности вала, так как внутренние сопротивления трения в материале приводят к их затуханию. Когда частота или период вынужденных и свободных колебании со- [c.286]

У валов, вращающихся в несамоуста-навливающихся подшипниках скольжения (рис. 16.7, в), давление по длине подшипников вследствие деформации валов распределяется не симметрично. Условную шарнирную опору следует располагать на расстоянии (0,25...0,3) / от торца подшипника, но не более половины диаметра вала от кромки подшипника со стороны нагруженного пролета. Точный расчет следует производить с учетом совместной работы с подшипниками. [c.322]

Жесткость валов, вращающихся в не-самоустана вливающихся подшипниках скольжения, должна быть достаточной, чтобы обеспечить необходимую равномерность распределения давления по длине подшипников. Расчет валов и подшипников в совместной работе при рассмотрении задачи как контактной и как гидродинамической приводится в специальной литературе. Применяют также упрощенные расчеты, в которых допустимый угол упругой линии вала в опоре (в радианах) выбирают равным минимальному диаметральному зазору в подшипнике, деленному на длину подшипника. Эти расчеты не могут считаться достаточно обоснованными, так как контактные деформации и упругие углы поворота корпусов соизмеримы с зазорами в подшипниках. [c.331]

Жесткость валов, вращающихся в шарикоподшипниках, должна обеспечиваться такой, чтобы шарики не защемлялись в результате перекоса колец. Это условие обычно выдерживается и не требует специальной проверки. Жесткость валов, вращающихся в роликоподшипниках, должна обеспечивать достаточно равномерное распределение давления по длине роликов. Ввиду отсутствия экспериментальных данных по влиянию перекосов на долговечность подшипников этот расчет носит условный характер. В современных конструкциях роликоподшипников ролики или дорожки качения наружных колец делают с так называемой бомбиной, т. е. с несколько выпуклым профилем. Для этих подшипников соответствующая проверка отпадает. [c.331]

Характерными примерами применения прессовых соединений являются колесные центры и бандажи железнодорожного подвижного состава, центры и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.10, а), крепление на валу вращающихся колец подшипников качения (рис. 2.10, б, где показано условное изображение подшипника качения и обозначена подшипниковая посадка). В середине прошлого века академиком А. К. Годоли-ным была создана теория расчета артиллерийских стволов, составляемых из нескольких толстостенных цилиндров, соединенных с гарантированным натягом, вследствие чего обеспечивалось значительное повышение прочности стволов. [c.28]

Развитие теории еопротивления уеталоети в наетоящее время идет в оеновном по пути накопления и еистематиза-ции экспериментальных данных, на основании которых и проводится расчет на прочность при переменных напряжениях. Усталостные испытания связаны с использованием сложных машин и образцов, а получение одной экспериментальной зависимости часто требует месяцы, а иногда и годы. Хотя в течение многих десятилетий ведется все время прогрессивно развивающаяся экспериментальная и теоретическая работа по исследованию усталости, в настоящее время, на основании имеющихся опытных данных, мы может рассчитывать на сопротивление усталости сравнительно узкий круг, правда, часто встречающихся, деталей систем (валы, вращающиеся оси, зубчатые колеса, некоторые паяные и резьбовые соединения и ряд других). Для вновь создаваемых узлов и систем с целью выяснения их сопротивления усталости приходится прибегать к натурным усталостным испытаниям. [c.332]

Определение критических чисел оборотов роторов и валов, вращающихся в подшипниках качения или скольжения, которые всегда имеют существенный радиальный зазор. Расчеты показь1г 1 3 [c.3]

В предыдущих разделах курса рассматривались расчеты на прочность при статическом нагружении элементов конструкций. Как известно, возникающие при этом напряжения чрезвычайно медленно возрастают от нуля до своего конечного значения и в дальнейшем остаются постоянными. В машиностроении весьма часто приходится встречаться с необходимостью расчета на прочность деталей, в которых при работе возникают напряжения, периодически изменяющиеся во времени. К таким деталям, в частности, относятся валы, вращающиеся оси, штоки поршневых машин и т. п. При этом переменность напряжений может быть как следствием непостоянства-действующей на деталь нагрузки, так и результатом изменения положения детали по отношению к постоянной нагрузке. Простейщ ий пример такого рода деталей — вращающаяся ось, нагруженная постоянной силой (рис. 10.1, а). [c.404]

Расчет валов, вращающихся в длинных подшипниках скольжения L/d 3. расчетная схема которых приближается к схеме балки с заделанными концами, а также многоспорных валов см. книгу ЭНИМС Табличный расчет деталей станков , вып. I. Машгиз, 1953. [c.299]

Простейшая глухая лсесткая муфта представляет собой втулку, насаженную с натягом на концы валов. Вращающий мо.мент передается с помощью сегментных или призматических шпонок. Такая муфта называется втулочной и применяется для валов малого диаметра до 60. .. 70 мм. Размеры такой втулки рекомендуется выбирать по диаметру вала, а именно длина втулки /= (3,5. .. 4) if толщина стенки втулки 6=af/3-f l0 м.м. Затем предварительно выбранные размеры втулки проверяют расчетом на прочность (рис. 111). [c.124]

Собственную устойчивость элементов УС (длинных стержней, работающих на сжатие пружин пластин оболочек валов, вращающихся с частотами, бтз1 ими к критическим) рассчитывают по критериям, известным из теории упругости. Данные о критических нагрузках и частотах вращения содержатся в справочниках для конструкторов. Результаты оценки собственной устойчивости УС учитывают в дальнейшем расчете. Расчетную схему УС строят с максимально возможным упрощением [8] путем перехода от распределенных параметров (массы, жесткости) к сосредоточенным в заданном (рабочем) диапазоне частот. Детали УС представляют в виде стержней, плит, коробок и массивов. В необходимых случаях при расчетах используют метод конечных элементов. [c.73]

В практических расчетах дополни-гельное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при оп )е-делении расчетного вращающего момента. [c.283]

После определения вращающих моментов и частот вращения валов вьтолня-ют основной проектный расчет передач. [c.11]

Детали, подверженные постоянным напряжениям в чистом виде, в манлинач почти не встречаются. Постоянная, неподвижная в пространстве нагрузка вызывает во вращающихся деталях (валах, осях, зуб )Ях зубчатых колес) переые1г ные напряжения. Однако некоторые детали работают с мало изменяющимися напряжениями, которые при расчете можно принимать за постоянные. К таким дета- [c.11]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...