Нагрузка расчет валов

В настоящей главе рассматривается расчет на кручение при действия ста- ческой нагрузки Расчет валов при действии переменных во времени моментов. асчет на выносливость) рассматривается в гл. XII. [c.95]

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]

Пример 16.3. Подобрать подшипники для вала конической шестерни, нагруженного по рис. 16.18 п 960 мин-i, срок службы Lfi - 10 000 ч, режим нагрузки I по рис. 8.41 п по позиции 3, табл. 16.3, допускается двухкратная перегрузка, температура подшипника I < ЮО С. Из предыдущего расчета вала /,j 2100 Н, F,-2 645 И, Fa —1064 И, диаметр вала d 30 мм. [c.298]

При угле ai l50° усилие на вал (Q, И) приблизительно направлено по линии центров передачи и равно Q 2a ,b8. В предварительных расчетах можно определять нагрузки на валы ременных передач по следующим приближенным зависимостям Q 2,5Fi — для прорезиненных и кожаных ремней Q 3Fi — для хлопчатобумажных тканых ремней. [c.44]

Определяются действующие на валы нагрузки, необходимые для расчета вала и подбора подшипников. [c.91]

Сравнение результатов расчетов по дву вариантам показывает, что целесообразно принять три ремня сеЧ( ния Б, обеспечивающие меньшую нагрузку на валы и большую долговечность ремней. [c.291]

Основной расчет валов. Для каждого вала составляются расчетные схемы в соответствии с нагрузками, действующими в зубчатых зацеплениях при различных положениях колес и муфт, что дает возможность отыскать наиболее опасный случай нагружения вала и принять его з качестве расчетного. Пр t этом вычерчивается схема [c.310]

Проектировочный расчет. Основной расчетной нагрузкой являются крутящий УИк и изгибающий М моменты . Однако в начале расчета известен лишь момент /14 . Момент М можно определить только после разработки конструкции (чертежа) вала. Поэтому проектировочный расчет вала выполняют как условный расчет только на кручение е целях ориентировочного определения посадочных диаметров. При этом обычно определяют диаметр выходного конца вала, который испытывает одно кручение. Исходя из условия прочности вала на кручение [см. формулу (2,45)], получим формулу проектировочного расчета . [c.402]

Предварительный расчет валов. Для выполнения расчета вала необходимо знать его конструкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т. п.). В то же время разработка конструкций вала невозможна без предварительной оценки его диаметра из условия прочности вала на кручение по известному крутящему моменту. Допускаемые напряжения принимают пониженными, поскольку не учитывается влияние изгибающего момента. Кроме того, установлено, что при расчете валов на жесткость их диаметры получаются больше, чем при расчете на прочность, и рабочие напряжения оказываются невысокими. [c.311]

В главе XXI были рассмотрены расчеты валов на кручение, но при этом была сделана оговорка, что практически валы, как правило, одновременно испытывают и кручение и изгиб. Поэтому рассмотренный расчет является весьма приближенным. Здесь кратко остановимся на методике расчета валов с учетом совместного влияния кручения и изгиба. Сначала на двух примерах покажем, какие нагрузки вызывают деформации вала. [c.308]

Расчет валов состоит из двух этапов проектного и проверочного. Проектный расчет на статическую прочность производится для ориентировочного определения диаметров. Расчет начинается с установления принципиальной расчетной схемы и определения внешних нагрузок. В начале расчета известен только крутящий момент Мг- Изгибающие моменты оказывается возможным определить лишь после разработки конструкции вала, когда согласно , чертежу выявится его длина. Кроме того, только после разработки конструкции определятся места концентрации напряжений галтели, шпоночные канавки и т. д. Поэтому проектный расчет вала производится только на одно копчение. При этом расчете влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируется понижением допускаемых напряжений на кручение [т,, . [c.513]

Далее следует решить две задачи на расчет валов. В первой из них можно рассмотреть случай, когда изгибающая нагрузка действует в одной плоскости, например одну из задач 7.13 — 7.15 [15], или 8.17 [38], или 221 [1]. Во второй задаче надо рассмотреть расчет вала редуктора. На этом валу должно быть обязательно насажено цилиндрическое косозубое, червячное или коническое зубчатое колесо, т. е. помимо нагрузок, перпендикулярных валу, должна быть осевая нагрузка. Эта рекомендация связана с тем, что учащиеся зачастую допускают ошибки в эпюре изгибающих моментов — теряют момент от внецентренно приложенной осевой силы. Такого типа задачи имеются в задачниках для техникумов 7.27 — 7.29 7.31 7.33 [15] 8.20 8.24 [38]. [c.168]

Сравнивая формулы (9.7.2) и (9.7.1), видим, что диаметр вала, определенный по разрушающей нагрузке, составляет У12/6=0,91 от диаметра, определенного из условия прочности по допускаемым напряжениям. Следовательно, метод расчета по разрушающей нагрузке более точен и дает возможность экономично расходовать материалы при изготовлении валов. Однако конструкторы при расчете валов отдают предпочтение методу расчета по допускаемым напряжениям, обеспечивающему более надежную работу вала. [c.135]

Определив размеры вала из условия прочности, проверяют вал на жесткость по формуле (9.14). Допускаемый относительный угол закручивания вала принимают следующим при статической нагрузке [0 ] = О,3 на каждый метр длины вала при переменных нагрузках [0 ] = О,25°, а при ударных нагрузках 0°] = О,15 . Учитывая, что формула (9.14) выражает угол закручивания в радианах, приведенные допускаемые значения углов нужно перевести в радианы, умножив их на л/180. Если при проверке окажется, что условие жесткости (9.14) удовлетворяется, то на этом обычно и заканчивают расчет вала. В противном случае размеры вала нужно подобрать из условия жесткости (9.15) [c.234]

В третьем издании книги почти все главы существенно переработаны и дополнены новыми материками. Введены новые разделы расчет стержневых плоских и пространственных систем расчет на подвижную нагрузку расчет коленчатого вала расчеты с учетом пластических деформаций пластинки и оболочки тонкостенные резервуары. Включены новые методы определения перемещений, расчет статически неопределимых систем по методу перемещений. Увеличено число примеров расчета. Приведены данные по международной системе единиц СИ. [c.9]

Нагрузки на валы и расчетные схемы. Для расчета на прочность необходимо знать напряжения в сечениях вала от внешних нагрузок (постоянных и переменных), которые передаются от сопряженных деталей (зубчатых колес, шкивов и др.). Нагрузки рассчитывают (в редукторах, конвейерах, гру- [c.409]

Прочность при нестационарных нагрузках. Если вал работает при нестационарных нагрузках, то расчет на прочность ведут по эквивалентному напряжению [c.415]

Расчет валов по допускаемой нагрузке [c.158]

РАСЧЕТ ВАЛОВ ПО ДОПУСКАЕМОЙ НАГРУЗКЕ [c.159]

При определении реакций в опорах для расчета валов и подбора подшипников распределенную нагрузку, действующую в зацеплении, заменяют сосредоточенной нормальной силой Р , приложенной в середине зубчатого венца в полюсе зацепления и направленной по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. [c.258]

Нагрузку на вал от ременной передачи при расчете на усталость приближенно принимают направленной вдоль линии центров шкивов и определяют по формуле [c.18]

Свойства машины с регулятором при резких изменениях нагрузки были предметом многих исследований. Можно сказать, что основы теории регулирования были заложены в трудах И. А. Вышнеградского в 1876—1877 гг. [52]. Машина, находящаяся под нагрузкой, и ее регулятор образуют систему с двумя степенями свободы, если регулирование является прямым (непосредственным). В качестве обобщенных координат Лагранжа обычно выбираются ход втулки регулятора h и угол поворота маховика ф. При расчетах вал принимается абсолютно жестким, так как частота колебаний вала в процессе регулирования бывает значительно ниже частоты собственных крутильных колебаний вала, В основе исследования лежит рассмотрение кинетической и потенциальной энергии регулятора и машины, выраженных через /г и ф. Для большей общности анализа предположим, что кинетическая энергия определяется выражением [c.375]

Для того чтобы этим формулам придать расчетный вид, учтем, что нахождение натяжений по знаку равенства не будет гарантировать рассматриваемую передачу от буксования ремня при возможной ее перегрузке, так как тогда в силе трения не будет запаса для преодоления увеличенного сопротивления. Кроме того, невыгодность такого расчета ремня по знаку равенства еще заключается в том, что если даже в дальнейшем нагрузка ведомого вала вернется к первоначальному значению, то ремень некоторое время все равно будет продолжать буксовать, так как опять не будет запаса в силе трения для сообщения ведомому валу ускорения и доведения его скорости до нормальной. Поэтому расчет натяжений и 5а нужно производить с некоторым запасом. [c.326]

Расчет валов и шпинделей осуществляется блоками 15—18 и 23—26. Предусмотрен расчет валов с числом опор не более четырех, причем учитывается нелинейная зависимость деформации опор от нагрузки. В основу расчета положен метод минимума потенциальной энергии нелинейные уравнения решаются методом Ньютона. [c.112]

Расчет валов на статическую прочность ведется по наибольшей кратковременной нагрузке, повторяемость которой настолько мала, что не может вызвать усталостного разрушения. При назначении расчетной величины наибольшей кратковременной нагрузки следует исходить из наиболее тяжелых реально возможных условий работы машины, учитывая при этом динамические и ударные нагрузки. [c.137]

Расчет валов на выносливость ведется по длительно действующим нагрузкам с. учетом режима нагружения (см. ниже). Расчет можно вести по наибольшей нагрузке, к которой приводятся остальные. [c.137]

При предельно допусгимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момеиг невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь. [c.276]

Даже при предельно допустимых для муфты смещениях радигитьная сила и изгибающий момент невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь. Силы, действующие на валы, могут быть определены по графикам рис. 20.23. При построении графика Сщ модуль упругости для резин принят = 5 МПа. Для резин с другим значением С силу Г ,), снятую с графика, пересчитывают, принимая прямую пропорциональность между и Е. [c.320]

При проведении расчетов необходимо расстояния между подшипниками и сидя1 учитывая, что закрепленные на валах детг менты по середине свой ширины. Если ни подшипника качения (с одной стороны), з ры принимают середину внутреннего подши Нагрузка на валы. Основными нагруг силы в зубчатых и червячных передачах, с [c.47]

Расчет на ограничение пластических деформаций. Расчет валов по прочности ведут по длительно действующим нагрузкам. Однако, например, при пуске, валы могут испытьвать кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки). Число таких нагружений обычно невелико. По пиковым нагрузкам вал проверяют на ограничение малых пластических деформаций. Расчет г роизводят по IV гипотезе прочности [c.58]

Осевая реакция от действия сил в зацеплс нни Л = 1279 Н. (По ГОСТ полная осевая сила на подшипник обозначается Fa, а внешняя осевая нагрузка на валу — А. Но осевая H ia в зацеплении в данном случае тоже обозначена через Fa. Поэте му Fa = A.) Расчет ведем по большей реакции в опоре А. [c.325]

Проверка валов на кратковременную перегрузку. Кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки) могут возникнуть в деталях передач, однако при расчете валов они не учитыва.ются, так как общее число циклов нагружений при перегрузках сравнительно незначительное и в малой степени отражается на усталостной прочности вала. Чтобы исключить опасность малых нластическнх деформаций в этих условиях следует вал проверить по запасу статической прочности [c.282]

Проверочный расчет валов. Проверочный расчет валов производится на усталостную прочность, статическую прочность и жест-кость, а в отдельных случаях и на колебания. Такой расчет выпол-няется на основе проектного расчета, конструирования вала и подбора подшипников. Для этой цели составляется уточненная расчетная схема, полученная из эскизной компоновки. Строят. чпюрь изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют в разных плоскостях, их раскладывают на составляющие по двум взаимно перпендикулярным направлениям и строят эпюры изгибающих моментов отдельно в каждой плоскости. Изложенное представлено на рис. 3.123. Так, на рис. 3.123, б приведена схема нагружения ва.та в плоскости ху, а на рис. 3.123, в — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс х2, что означает момент относительно оси X в сечении под червячным колесо.м, которое в червячном зацеплении отмечается индексом 2). [c.515]

При проектном расчете задаются относительной длиной подшипника j/ = //df при несамоустанавливающемся вкладыше vj = 0,4... 1,2 при самоустаР1авливающемся вкладыше j/= 1,5...2,5 (меньшие значения для быстроходных валов и при значительных нагрузках). Так как диаметр цапфы определяется из расчета вала на прочность или жесткость, то расчет подшипника скольжения сводится к определению его длины. [c.226]

Исходными данными для силового расчета мальтийского механизма являются статический момент (нагрузка) на валу креста Ж2ст(Н-мм), приведенный к валу креста момент инерции масс звеньев, связанных с этим валом, У2 (Н-мм-с ), схема и размеры механизма, кинематические характеристики механизма. [c.248]

Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25 -ь0,3)/ от внутреннего торца подшипника (рис, 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Ыагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). [c.410]

При расчете валов на жесткость диаметры их получаются больше, чем при расчете на прочность, и они работают преимущественно с невысокими напряжениями. Поэтому расчет валов целесообразно вести упрощенно, не учитывая динамический характер нагрузки, т. е. не вводя в формулы коэффдда-енты концентрации напряжений, характеристики циклов нагружения и н. [c.14]

Расчет вала на выносливость [5] проводится при условии, если у-С л или при наличии невращающихся относительно вала нагрузок, а также в случаях, когда длительно действующие нагрузки непропорциональны наибольшим кратковременным (т. е., когда при изменении внешней нагрузки силы и моменты, действующие на вал, меняются по-разному). В этих случаях строят эпюры моментов отдельно для вращающихся и для невращающихся нагрузок и определяют значения и цикла напряжений (см. т. 3, гл. XV) в опасных сечениях. Опасные сечения при расчете на выносливость соответствуют сечениям с неблагоприятным сочетанием концентрации напряжений и номинальной напряженности и могут не совпадать с опасными сечениями при расчете на статическую прочность. [c.143]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...