Г расчет крутящего момента

Рис. 15. Треугольники скоростей и величины, необходимые для расчета крутящего момента гидромуфты. Здесь абсолютные скорости С и j составляют с плоскостью чертежа угод 90°, причем они даны на эквивалентном плече ai= г, os ai и ai= гг os аг

При уточненных расчетах крутящий момент на ведомом зубчатом колесе (Т") выражается через крутящий момент на ведущем зубчатом колесе (Г ) [c.76]

Предельное полезное число пар колец г р можно найти, если ие принимать в расчет кольца, создающие малую долю крутящего момента, например 15° , т. е. принять ф=0,8. Тогда по формуле (91) [c.309]

При приближенном расчете пружин допускают, что касательные напряжения (т ), соответствующие поперечной силе, распределены по сечению равномерно, а соответствующие крутящему моменту (Тд5 )—по линейному закону, как при кручении прямого бруса круглого поперечного сечения. Эпюры этих напряжений для горизонтального диаметра сечения показаны на рис. 284, в, г. [c.270]

Для расчета пружины на прочность и жесткость надо в первую очередь определить внутренние усилия, возникающие в поперечных сечениях ее витков. Применим метод сечений — рассечем пружину (рис. 2.83, а) плоскостью, проходящей через ее ось v. Не учитывая угла наклона витков пружины (этот угол для рассматриваемых пружин невелик а =ss 15 ), будем считать, что проведенное сечение совпадает с поперечным сечением витка. Рассматривая условия равновесия отсеченной части пружины (рис. 2.83, б), приходим к выводу, что в проведенном сечении должна возникнуть сила Q, численно равная действующей на пружину осевой нагрузке Р и направленная противоположно ей. Но силы Р и Q образуют пару сил и, следовательно, в рассматриваемом сечении должна возникнуть также пара сил (момент относительно оси г), уравновешивающая указанную пару. Этот момент, действующий в плоскости поперечного сечения витка, показан на рнс. 2.83, б. Итак, в поперечном сечении витка пружины возникают поперечная сила Q = Р и крутящий момент Mti = P-0,5D, где D — средний диаметр пружины. [c.241]

Для расчета на прочность и определения перемещений поперечных сечений бруса надо знать закон изменения крутящих моментов по длине бруса. Величина определяется с помощью метода сечений через внешние силы (моменты) крутящий момент в произвольном поперечном сечении бруса численно равен сумме моментов относительно продольной оси бруса г всех внешних сил, приложенных по одну сторону от рассматриваемого поперечного сечения [c.57]

В процессе разработки конструкции выполняются необходимые расчеты а) определяются крутящие моменты на валиках механизма с учетом к. п. д. и необходимая мощность двигателя (см. 3.7) б) определяются силы, действующие в кинематических парах на звенья механизма (гл. 3, 10—12, и др.) в) выполняются расчеты деталей на прочность, жесткость и износостойкость (см. гл. 10—13 и др.) г)проводится расчет точности механизма (см. гл. 7 и 8). [c.406]

Одним из распространенных опытов, при котором осуществляется сложное напряженное состояние, является испытание тонких цилиндрических трубок при одновременном действии внутреннего давления, растяжения (сжатия) и кручения (рис. 12.28, а). Изменяя значения давления р, силы Р и крутящего момента можно добиться изменения напряжений а , Oq и т е (рис. 12.28, б). Здесь используется цилиндрическая система координат г, 9, Z. Поскольку, как показывают расчеты и непосредственные измерения, напряжения а г, можно считать, что в данном опыте материал находится в условиях двухосного напряженного состояния. Таким образом, увеличивая внешние нагрузки, можно добиться разрушения при различных соотношениях между величинами главных напряжений. [c.254]

Конструктивные параметры передачи и автомобиля, необходимые для расчета угол наклона вала = 2г 40 расстояние между торцами шипов крестовины Н 135 мм длина ролика игольчатого подшипника = 19 мм диаметр ролика = 3 мм число роликов в подшипнике г = 38 диаметр шипа крестовины = 34 мм передаточное число главной передачи о = 7,22 число ведущих колес, к которым передается крутящий момент через шарнир, а = 4 масса порожнего автомобиля mf = 10200 кг масса груженого автомобиля [c.170]

Длинная круговая цилиндрическая оболочка надута давлением ро нагружена продольной силой Р и крутящим моментом М (см. рисунок к задаче 10.17). Определить запас прочности, используя IV теорию прочности. В расчетах принять диаметр оболочки D = 0,6 м /г = 0,18 м 5 = 4 мм Р = 75 кН ро = 0,8 МПа М = 5 кН м ао,2 = 155 МПа. [c.363]

Таким образом, критический крутящий момент с уменьшением упругого ядра убывает и, следовательно, при достаточно большом развитии пластических деформаций опасность потери устойчивости может стать реальной при любом отношении г//. Это обстоятельство является дополнительной причиной, по которой следует относиться с осторожностью к расчету валов по предельному крутящему моменту. [c.393]

Пользуясь динамическим расчетом (таблица крутящих моментов), определяют наиболее напряженную шейку. Наиболее напряженной явится та шейка, у которой будет наибольшей разница между максимальным и минимальным значениями передающихся через шейку крутящих моментов. Для этой г-ой шейки по максимальному и минимальному крутящим моментам определяют соответствующие напряжения [c.266]

Конструкция и расчет резино-металлических втулок. Предварительные замечания. Резино-металлические втулки подвергаются следующим деформациям сжатию радиальной силой Pi (рис. 93,а) сдвигу осевой силой Рг (рис. 93,б) скручиванию крутящим моментом P3L (рис. 93, в) перекосу втулки, вызываемому моментом P4L (рис. 93, г). В последнем случае одновременно с поворотом внешней металлической втулки на угол г ) за счет сил Р4 в резиновых втулках возникают деформации сдвига fi. [c.136]

В зависимости от величины г в передаточном механизме пресса могут быть предусмотрены одна, две или даже три пары шестерен. Для каждой пары шестерен передаточное число целесообразно принимать не менее 1,5. Расчет этих пар производится по обычным формулам, известным из курса деталей машин. При этом зубья шестерен 1 2 рассчитываются по крутящему моменту Мь а шестерен 3, 4 по люмен-ту М. 1 г ь где — передаточное число пары 1—2. [c.137]

Вариаторы с натяжением за счет упругости ремня могут развивать наибольшие мощность и крутящий момент при I = 1. Расчет их должен производиться для положения при г п,ах кроме того, тяговая способность должна быть проверена при [c.98]

Расчет тонкостенных стержней с замкнутым контуром поперечного сечения осуществляется на основе гипотез балочной теории, согласно которым принимается, что поперечное сечение не деформируется и при растяжении, сжатии, изгибе и кручении стержня перемещается и поворачивается как жесткий диск. При нагружении к стенке стержня возникают осевые нормальные усилия Nz (г, s) и касательные усилия Nzs (2, s). которые сводятся к осевой силе Р (г), поперечным силам Qx (г) и Qy (г), изгибающим моментам Мх (г), Му (г) и крутящему моменту Mz (г) (см. рис. 2.8). Силы и моменты, действующие в сечении г — onst стержня, связаны условиями равновесия оси стержня (рис. 2.9) [c.337]

Проверочный расчет. При проверочном расчете крутящий момент на валу шестерни М , передаточное число и, число зубьев и г.,, суммарный угол 2, углы делительного конуса шестерни 64 и колеса 6,, ширина зубчатого венца Ь и средний делительный диаметр шестерни внешнее конусное расстояние либо заданы, либо должны быть предварительно определены на основе геометрического расчета. На основе предварительного геометрического расчета с использованием" зависимостей (7.58), (7.71), (7.73). (7.74), (7.75), а также табл. 7.19—7.21 необходи.мо найти средний нормальный модуль т , высоту [c.154]

ИЛИ винтовая пружина, опирающаяся на верхний рычаг. В первом случае статическое распределение сил в подвеске соответствует описанному выше. Определение этих сил необходимо для того, чтобы с использованием силы В у, а также длины рычагов / или г найти крутящий момент, которым нагружен торсиои. Более подробно этот расчет приведен в п. 2.4.6. [c.90]

Диаметр dj выходного конца вала (определяем из расчета на кручеиие по понижепному допускаемому напряжению [г) = 30 Мн м (см. [13] стр. 163) при крутящем моменте = М = 884 н-м. [c.273]

Выбор и проверочный расчет шпоноч foro соединения. Для передачи крутящего момента от III вала па i V вал применим две призматические шпонки (рис. 8.20) со скэуглеиными торцами но СТ СЭВ 189—75 (см. табл. 4.1). По диаметру вала d = 36 мм принимаем размеры сечения шпонки и пазов (мм) 6=10 /i--=8 Л = 5 2 = 3,3 г,(апм = 0,25 Гианб —0,4. [c.327]

При перегрузках детали соединения не разрушаются, а разъединяются, поэтому создаваемый при таком методе расчета запас [иочности соединяемых деталей является фиктивным это является основным недостатком данного метода расчета. Новый метод расчета. Посадки следует выбирать не по натягу, определенному по воспринимаемой соединением осевой силе или крутящему моменту, а по наибольшему допускаемому натягу, найденному из условия прочности соединяемых деталей, г. е. по формуле (9.28). С учетом найденного ранее значения Рдоп [c.227]

Описанный способ можно также применять для статического расчета круглых валов, нагруи<енных крутящими моментами. Рассмотрим, например, много-опорный вал с одинаковыми пролетами, посередине которых приложены моменты кручения Mi, (ф И г. 115). [c.284]

Так как частота собственных колебаний 2 бывает малой по сравнению с частотой собственных колебаний крутильных колебаний вала, то можно три расчете синхронного генератора полагать валы двигателя и генератора абсолютно жесткими. В качестве возбуждающих нагрузок могут рассматриваться только главные гармоники крутящего момента г ), а для достижения спокой- [c.375]

К.н.д. механической части трансмиссии т тр зависит от крутящего момента, действующего в ней, скорости ее узлов, а также от характера нагружения [30, 39]. Учитывая, что при расчете выходных показателей приводов оценивается в первую очередь влияние внещних параметров передачи принимается г тр = onst. [c.26]

Для расчета возьмем маятниковые весы, показанны с и фиг. 90. Усилие Р от реакции максимального крутящего момента двигателя на плече 1 длиной / действует на рычаг 10 с соотношением плеч г, сила Po =Pxi передается через стержень 2 на кривошип 3 с эксцентрицитетом < . Крутящий момент на валике кривошипа [c.153]

Истоки теории элемента лопасти можно найти в работе Уильяма Фруда (1878 г.), но первое большое исследование в этом направлении выполнил С. К. Джевецкий в промежутке между 1892 и 1920 гг. Джевецкий полагал, что сечения лопасти работают независимо, но он не знал, как выбрать аэродинамические характеристики сечений. Поэтому он предложил нахо--дить характеристики сечений по результатам испытаний серий пропеллеров. Такой подход был типичен для первого этапа разработки и применения теории элемента лопасти. Исследователи принимали в расчет только скорости Qr и V, обусловленные соответственно вращением лопасти и ее обтеканием вдоль оси вращения, а затем выясняли, каким образом использовать характеристики профилей. В импульсной теории скорость на диске винта равна V v, т. е. вследствие наличия подъемной силы винта она больше скорости невозмущенного потока (точ но так же окружная скорость на диске больше Qr вследствие наличия крутящего момента). Однако Джевецкий полагал, что между осевой скоростью, рассматриваемой в импульсной теории, и скоростью, с которой поток действительно обтекает сечение допасти, нет связи, поскольку первая — это средняя скорость, тогда как вторая — местная скорость. Как показано выше, строгая импульсная теория на самом деле не дает никаких сведений об индуктивных скоростях на диске винта (фактически импульсная теория имеет дело со скоростями в дальнем следе). Не сумев дать правильный теоретический анализ скоростей на диске винта, Джевецкий рассматривал только составляющие Qr и V. Когда при таком подходе были использованы характеристики профилей в двумерном потоке, расчетные аэродинамические характеристики винтов значительно разошлись с экспериментальными. Расхождение было приписано выбору характеристик профиля. В то время было уже ясно, ю [c.60]

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]

Расчет усилия закрепления и выбор материала пластин с 6-ю и 12-ю кулачками. Исходные данные (обозначения и размерности см. в табл. 38 и на рис. 21) 2а = D —(15 -40) мм Л= (0,04-i-0,07)a с= (0,l- 0,2) а-, Ь= (0,6-4-0,8) а л = (0,15-ь0,25) а у= (0.1-т-0,15) а к /г = 6 или 12 Агар Р min — минимальный диаметр базовой поверхности заготовки, мм Мрез и Рос — соответственно крутящий момент (кгс-мм) и осевая составляющая силы резания (кгс), передачу которых должен обеспечить патрон f = 0,1->0,2 — коэффициент трения между кулачками патрона и заготовкой. [c.419]

Определить величину момента М, который может быть передан фрикционной шпонкой сечением 6х/г=14х5. им и длиной /=100 мм, если вал имеет диаметр =80 мм и работает с напряжением кручения т=2,5 кГ/мм . Допускаемое напряжение смятия [(7см] = 20 кГ/мм , уклон шпонки l=tga=0,01, коэффициент трения /=0,15. Труш иеся поверхности пр хлегают плотно друг к другу. Определить также, сколько процентов составляет момент, передаваемый шпонкой от крутящего момента в сечении вала. Расчет выполнить по методу, излол енному в книге В. А. Добровольского Детали машгш , 1950. [c.168]

Рассмотрим методику определения усилия, необходимого для включения фрикционной муфты, изображенной на рис. П. 12. Наибольшей величины усилие достигает в момент окончания включения муфты. В этот момент на рычаги включения 2 (рис. II. 17, б) действует сила Q, которая определяется на основе обш,епринятых методов расчета исходя из крутящего момента, передаваемого муфтой. При определении усилия включения будем считать, что усилие Q приложено к одному рычагу. Под влиянием силы Q возникает сила трения Fq. Равнодействующая сил Q и Fq отклоняется от направления силы Q на угол трения ф. Со стороны штифта 1, с помощью которого производится включение муфты, на рычаг 2 действует сила Г и возникающая под ее влиянием сила трения Fj. Равнодействующая сил Т VL F-J. направлена под углом ф к силе Т (см. также [128]). [c.214]

Определение геометрических характеристик сечений производится в настоящее время путем исследования моделей (метод Прандтля, метод Дитмана — Алексеева [2] и др.). Такой путь отличается большой трудоемкостью, многоэтапностью, требует наличия специальных установок. На Сестрорецком инструментальном заводе разработана методика расчета геометрических характеристик сечений концевого инструмента и машинная программа для ЭВМ типа Минск-32 . Расчет производится в такой последовательности профиль поперечного сечения инструмента задается в полярных координатах массивом значений рг —(р —радиусы а,- — угловое положение -й точки профиля). Для повышения точности расчета рекомендуется при задании массива рг — щ каждый участок профиля, ограниченного точками, в которых наблюдается перелом кривой (первая производная изменяется скачками в точке, являющейся концом одного и началом другого участка кривой), задавать не менее чем тремя точками (двумя крайними и одной промежуточной). Необходимость задания исходных данных для расчетов в виде массива значений рг — г объясняется стремлением решения широкого круга практических задач. Так, при расчете геометрических характеристик и напряжений от действия крутящего момента М р и осевой силы Р с приходится решать два вида задач 1) выбор рационального вида профиля при проектировании инструмента 2) оценка возможностей данного профиля путем сопоставления инструмента, изготовленного различными способами различными изготовителями, часто при отсутствии технических данных и геометрических параметров сечения. В последнем случае профиль поперечного сечения получают увеличением на проекторе поперечного среза инструмента. Сече-йие при этом не имеет центра тяжести, его параметры могут быть [c.25]

П р и м е р. Провести поверочный расчет ведущей конической прямозубой шестерни главной передачи автомобиля. Максимальный крутящий момент двигателя М = 20 кгм. Передаточное число в коробке передач на первой передаче h = 3,2. Коэффициент полезного действия коробки передач = 0,96. Максимальный радиус начальной окружности шестерни = 46 мм. Минимальный радиус начальной окружности шестерни / г=26жл. Число зубьев ведущей шестерни г, — 12.. Половина угла при вершине конуса й = 42°40 Число зубьев ведомой шестерни главной передачи г г = 45. Угол зацепления р == 20 . Длина зуба ведущей шестерни 6 = 40 мм. [c.212]

Пример расчета полуоси. Заданы максимальный крутящий момент двигателя Мгаз%= 30,5 кгм передаточное число первой передачи в коробке передач г = 6,6 передаточное число главнюй передачи 1 = 7,67 к.п.д. силовой передачи % = 0,85 диаметр полуоси = 46,5 мм, расчетная длина полуоси L = 89,2 мм. Полуось разгруженная. Найти величину напряжения кручения и угол закручивания полуоси. [c.222]

Л1к—крутящий момент на валу червячного колеса в кГсм К — коэффициент нагрузки, принимаемый при проектном расчете равным 1,3 г — коэффициент длины зуба [c.431]

В быстроходных машинах и ашинах с большими вращающимися массами необходимо определять в валах действительные крутящие и изгибающие моменты с учетом динамики. Такой учет осуществляют путем составления динамической модели пресса и решения ее с по.мощью ЭВМ (с.м. гл. 6). Для упрощения расчетов мол<но ограничиться определением коэффициентов динамичности по методу, предложенно.му Л. Г. Коневы.м. После составления расчетной схемы механизма, с учетом ее масс и жесткостей, определяют основную частоту колебаний системы. По ней, используя специальные таблгщы [40], находят коэффициенты динамичности kr при кручении и при изгибных колебаниях, а зате.м соответствующие изгибающие и крутящие моменты [c.86]

Далее строят эпюры изгибающих моментов в горизонтальной (рис. 4.5, б) и в вертикальной (рис. 4.5, в) плоскостях и эпюру крутящих моментов (рис. 4.5, г). Поскольку на эскизе видны места концентрации напряжений, легко установить опасные сечения, которые необходимо проверить. Обычно валы рассчитывают на прочность н й<есткость. Расчет приводных валов аналогичен расчету коленчатых валов. Принимаем, что напряжения изгиба и кручения (для приводных валов с фрикционными муфтами включения) из.меняются по знакопере.менному циклу пренебрегаем напряжениями от перерезывающих сил, подставляем соответствующие значения М и в формулы (2.42) и получаем общий коэффициент запаса прочности при расчете на выносливость [c.87]

Рассмотрим расчет винтовых цилиндрических одножильных пружин кручения. При работе пружины кручения в поперечных сечениях витков возникает момент М (см. рис. 20.3, б), равный внешнему моменту, закручивающему пружину, вектор которого направлен вдоль осевой линии пружины. При разложении момента М по осевой линии витка пружины и перпендикулярному ему направлению в поперечном сечении витка пружины возникают крутящий Г = М sin а и изгибающий М = М os а моменты. Так как изгибающий момент М значительно превьппает крутящий момент Т (обычно угол а< 12... 15°), то пружины кручения рассчитывают только на изгиб по изгибающему моменту, при этом приближенно принимают М = М. [c.347]

Для раскосов в рассматриваемом примере, как в большинстве случаев расчета промежуточных опор, расчетным является аварийный режим для раскоса Dj — обрыв троса, для раскоса Dj — обрыв верхнего провода, для )аскоса >з и ниже — обрыв нижнего щ)овода на длинной правой траверсе. Зо всех перечисленных случаях происходит кручение ствола при обрыве троса — на плече /к. т = 0,775 м, при обрыве верхнего провода — на плече К1 = 2,0 м, при обрыве нижнего провода — на плече = 4,1 м. Действие крутящего момента при расчете заменяем действием двух пар сил, которые приложены непосредственно к граням опоры. Как видно из схемы совместного действия тяжения Т и пар сил Гкр, заменяющих крутящий мог мент, в одной из граней сила Г/2 и сила Гкр (рис. 7-46) складываются эта грань и является расчетной. [c.197]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...