Колеса распределение напряжений для колеса

Для оценки максимальных резонансных напряжений необходимо располагать сведениями о распределении напряжений в рабочем колесе при его колебаниях по соответствующим собственным формам. Их можно получать как теоретически, так и экспериментально. В практике подобных исследований теоретические и экспериментальные методы органично дополняют друг друга. [c.205]

Напряженное состояние рабочего колеса предполагаем осесимметричным, что оправдано для колес с числом лопаток больше 12. Схему деформации дисков с лопатками принимаем аналогичной схеме деформации круглой трехслойной пластинки с упругим заполнителем. При этом для деформаций несущих слоев справедлива гипотеза Кирхгоффа—Лява, а для среднего слоя (лопаток) — гипотеза о равномерном по ширине распределении деформаций сдвига. Ступичную часть колеса представим в виде кольца (при сопряжении лопаток со ступицей) или в виде изотропного диска. Основные уравнения получены вариационным методом. [c.184]

Кратко описаны возможности, которые представляет применение оптического метода для проектировщика конструкций и машин описаны полученные при помощи этого метода картины распределения напряжений в отдельных деталях — зубчатых колесах, гайках, болтах, фланцевых соединениях и подобных элементах. [c.7]

Если же поперечное сечение резко меняется на небольшом участке стержня, то обыкновенно при этом имеет место значительная концентрация напряжений. Для примера рассмотрим зуб зубчатого колеса, к которому приложена сила Р (рис. 12). Оказывается, что распределение напряжений в поперечном сечении тп в корне зуба не следует линейному закону. Из опытов мы узнаем i), что в точках тип начала закругления наблюдается сильная концентрация напряжения. В таблице 1 (стр. 563) указаны коэффициенты концентрации напряжения, на которые следует умножать значения напряжений, определенных по обычным формулам, чтобы получить наибольшие значения напряжений в точках тип. [c.580]

Составной полый вал гидротурбины. Напряжения в гладкой части вала определяются расчетом. Экспериментально должно определяться неравномерное распределение напряжений в зоне фланца вала, соединяемого с другим фланцем или с крышкой рабочего колеса гидротурбины. Так как напряжения во фланце не превосходят предела пропорциональности, то исследования могут проводиться на упругих моделях. Это исследование при проектировании должно быть выполнено для различных вариантов формы фланца и с учетом условий сопряжения фланца с присоединяемыми деталями. Методом замораживания указанные условия не обеспечиваются. Поэтому задача решается на модели из оптически нечувствительного материала с нагрузкой ее при комнатной температуре и без разрезки модели. Ниже, как пример, рассматривается определение напряжений в вале гидротурбины (фиг. П1. 31) от осевой нагрузки. [c.221]

Увеличение мощности при сохранении габаритных размеров вызывает резкое увеличение нагрузки на детали и необходимость соответствующего повышения статической и динамической прочности. С этой целью необходимо широкое применение экспериментальных методов определения фактических напряжений и деформаций. В качестве примера может быть приведена втулка рабочего колеса Куйбышевской ГЭС весом 82 т, которая имеет сложную форму и подвергается действию сложной системы сил. Для ее расчета с помощью экспериментальных методов на моделях из пластмассы были уточнены распределение напряжений, деформации, влияние присоединенных деталей. Для расчета лопасти рабочего колеса был создан уточненный метод, проверенный на модели оптическим методом, а также тензометрическими датчиками кроме того, были исследованы вибрационные свойства лопасти. Это дало конструкторам большой материал для правильного конструирования турбин и снижения их конструктивной металлоемкости. [c.7]

Изменение удельной контактной нагрузки вдоль контактных линий косых и шевронных зубьев вследствие изменения жесткости зубьев в разных точках контактных линий [11] уже учтено в значениях допускаемых контактных напряжений для косых и шевронных зубьев. Здесь же учитывается лишь неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес. [c.113]

Кривые суммарных напряжений для нащего примера изображены на рис. 7.12, где 1 — расчетная, 2 — экспериментальная. При построении использованы графики рис. 7.8, 7.10, 7.11. Сравнивая расчетную и экспериментальную кривые, отмечаем хорошее совпадение на дуге АВ, на дугах АМ и МВ совпадение хуже, но характер изменения напряжений примерно одинаковый. Отклонения наиболее существенны в точках сопряжения дуг АВ, АМ и МВ . В приближенных расчетах в этих точках допускаются резкие перегибы или сосредоточенные нагрузки, которые на практике являются распределенными (размазанными) в некоторой локальной зоне сопряжения дуг. Для статической прочности гибкого колеса существенны максимальные, а для сопротивления усталости ампли- [c.126]

Закономерности распределения касательных напряжений для шин различных конструкций при разных режимах работы приведены на рис. 14 [108]. Из рисунка видно, что в случае ведомого колеса при отсутствии крутящего н тормозящего моментов в радиальном сечении, близко расположенном к плоскости симметрии, касательные напряжения распределены по закону, близкому к синусоидальному (кривая I). Приложение к колесу крутящего момента вызывает увеличение касательных напряжений, особенно в задней части зоны кон- [c.107]

Переработаны и дополнены разделы о распределении нагрузки по длине зубьев и о расчете косых зубьев на излом. Приведены новые данные о возможности повышения допускаемых напряжений для расчета зубчатых колес. Дано понятие об оценке вероятности повреждения передач зацеплением при различных уровнях напряжений. Заново написаны разделы о расчете зубчатых колес на заедание и конических зубчатых колес с круговыми зубьями на прочность. [c.2]

Применение колес с шевронными зубьями стало желательно для современных высокооборотных планетарных передач, так как это уменьшает радиальные размеры колес и, следовательно, снижает окружные скорости, являющиеся причиной шума и вибраций, и уменьшает общий объем и вес передачи, так как они пропорциональны радиальным размерам в квадрате, а ширине— в первой степени. Влияние же большей ширины шевронных колес на повышение коэффициента концентрации напряжений незначительно из-за хорошей прирабатываемости, равномерного распределения нагрузки на полушевроны, благодаря осевым перемещениям сателлитов и составному эпициклу из двух колес с косыми зубьями разного направления. [c.76]

Компоненты силы давления в зацеплении косозубых цилиндрических колес. Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару с линейным или точечным контактом. Чтобы оценить работоспособность такой пары, нужно знать контактное напряжение Оя, а для этого необходимо уметь находить интенсивность давления, нормального к боковой поверхности зуба, приходящегося на единицу длины линии контакта. Это распределенное давление изображает действие на рассматриваемое колесо другого колеса передачи. Нужно также найти и равнодействующую этого распределенного давления, чтобы в дальнейшем определить нагрузку на валы и опоры. [c.252]

Вместе с тем, даже для приемлемого по структурному состоянию материала лопаток горячей части двигателей может иметь место их интенсивное нагружение в результате натяга по бандажным полкам. Технология сборки рабочих колес с лопатками предусматривает равномерное распределение натягом и устранение зазоров, чтобы в лопатках не возникали высокие статические и переменные напряжения. Однако в процессе сборки в силу разных причин могут возникать повышенные напряжения в лопатках, что может способствовать не только их преждевременному разрушению по механизму ползучести, но и вызывать усталостное разрушение. Все это создает предпосылки к оценке предполагаемых и реализуемых условий работы лопаток, тем более что их наработка в эксплуатации непрерывно возрастает, а это приводит к до- [c.622]

Конструкция автофургона, оснащенного полуприцепом коробчатой формы, имеет много общего с контейнером, предназначенным для грузовых перевозок, и в соответствии со стандартами по транспортировке материалов обычно выполняется в двух вариантах длиной 12,2 и 6,1 м. В качестве критерия нагрузки принимают нагрузку, приходящуюся на каждое колесо (7,34 кН) транспортного грузового автомобиля. В справочнике Британской алюминиевой компании для заданной величины равномерно распределенной нагрузки и шага поперечин рекомендуется определенная толщина панелей пола [4 ]. Данные, в которых учтены критерий максимального прогиба и эксплуатационные напряжения, приведены в табл. 7.5. [c.183]

Толщина азотированного слоя невелика (0,2-0,5 мм). В связи с этим для азотированных передач характерной причиной выхода из строя является развитие подслойных усталостных трещин. Поэтому допускаемые контактные напряжения [а ] (при расчете по формуле Герца) уменьшаются с увеличением диаметров зубчатых колес. В этом отношении азотирование существенно уступает цементации. В цементованных зубчатых колесах подслойные разрушения начинаются при значительно больших нагрузках, что связано с большей толщиной упрочненного слоя, более равномерным распределением твердости в нем и обычно несколько более высокой твердостью сердцевины. [c.29]

Число зубьев волновой передачи определяют в зависимости от передаточного отношения, числа волн и коэффициента кратности к из формулы (7.2). Чем больше коэффициент кратности, тем больше разность между максимальной и минимальной деформацией гибкого колеса и выше уровень напряжений в нем. Для снижения напряжений в гибком колесе при его деформации принимают коэффициент кратности к = 1. При увеличении числа волн растут неравномерность распределения нагрузки между зонами зацепления и напр ения в гибком колесе. Обычно конструируют передачи с двумя волнами деформации п = 2. [c.141]

В. М. Богданова с соавторами [3]. Модель использована для решения задач контактирования колеса с рельсом с учетом изнашивания поверхностей. Случайными являются параметры единичного акта — однократного прохождения колеса по рельсу. Характеристики взаимодействия колеса с рельсом в течение каждого единичного акта неизменны, но назначаются случайным образом с использованием соответствующих функций распределения. Единичный акт взаимодействия дает вполне конкретное расчетное приращение износа. Помимо пошаговой процедуры отыскания изношенного профиля обеих деталей, предусмотрен переход от одного вида изнашивания к другому в соответствии со специально сформулированным условием. Оценивается также накопление усталостных повреждений в рельсе, для чего выполняется расчет его напряженного состояния и по амплитуде касательных напряжений в каждой точке сечения рельса оценивается уровень накопленных усталостных повреждений за каждое единичное воздействие с колесом. Суммарное значение поврежденности сравнивается с некоторым допустимым уровнем для оценки критического состояния. [c.637]

Для косых и шевронных зубьев формула (14) обычно дает несколько увеличенное напряжение изгиба по сравнению с фактическим при равномерном распределении нагрузки по контактным линиям и по ширине зубчатых колес. [c.103]

Определим диаметр меньшего колеса из условия контактной прочности. Примем (см. 10.2 и 10.3) коэффициент запаса сцепления колес fi = 1,25 коэффициент трения по длине контактной линии / = 0,3 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной площадки f = 1,1 коэффициент длины контактной площадки v[i = 0,3 допускаемое контактное напряжение сжатия для текстолитового колеса [од] = 100 МПа, модуль упругости для меньшего колеса (текстолит) , =6-10 МПа, для большего колеса (сталь) = = 2,15 10 МПа. [c.123]

Если Ое > 1000 мм и В 200, то колеса отливают с двутавровыми спицами. Колеса больших размеров (0<, > 2000 мм и В > 600 мм) следует изготовлять с разрезной ступицей для предупреждение разрывов спиц при остывании под действием термических напряжений, обусловленных неравномерным распределением материала. [c.237]

Так как быстроходная ступень нагружена меньше, чем тихоходная, то для получения близких диаметров колес передаточное отношение первой (быстроходной) ступени рекомендуют брать больше, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента ширины колес от быстроходной к тихоходной ступени. Ориентировочные рекомендации по распределению передаточных отношений приведены на рис. 10.33. График построен по условию минимальной массы зубчатых колес при одинаковых или близких допускаемых напряжениях во всех ступенях передачи (дополнительные сведения см. [12]). [c.199]

Имеется много задач 6 напряженном состоянии, когда деформация, по существу, происходит в одной плоскости. Это так называемые двумерные задачи. Примерами служат изгиб балок узкого прямоугольного поперечного сечения, изгиб ферм, арок, зубчатых колес или вообще пластинок какой угодно формы, но постоянной толщины, на которые действуют силы или моменты в плоскости пластинки. Форма пластинок может быть такой, что становится весьма затруднительным аналитическое определение закона распределения напряжений для таких случаев оказывается весьма полезным фотоупругий метод. В этом методе применяются модели, вырезанные из пластинок изотропного прозрачного материала, как, например, стекло, целлулоид или бакелит. Хорошо известно, что под действием напряжений эти материалы становятся двояколучепреломляющими, м если луч поляризованного гее/иа проходит через прозрачную модель, находящуюся в напряженном состоянии, то при этом йожно получить окрашенное изображение, по которому удается найти закон распределения напряжений ). [c.276]

Распределение напряжений. Консольные лопатки. В гл. 6 отмечалось, что в спектре собственных движений рабочего колеса с консольными лопатками можно выделить участки, где колебания лопаток допустимо рассматривать изолированно, предполагая их консолино закрепленными в жестком массивном основании. Это упрощает экспериментальное определение соответствующих собственных частот и форм колебаний рабочего колеса, что практически всегда допустимо для сложных, высокочастотных форм колебаний лопаток. [c.205]

На рис. 10.19 показано литое рабочее колесо центростремительной газовой турбины, для которого ранее сняли распределение напряжений в щироком диапазоне частот на различных формах колебаний. На разонансной частоте 3128 Гц на одной из лопаток получена усталостная поломка. Первые признаки разрущения появились через 6 мин после выхода на режим испытаний. [c.217]

Оптимальное сочетание прочности и износостойкости упрочненных слоев, а также прочности и вязкости сердцевины имеют цементуемые стали с С = 0,10 н- 0,25 % (табл. 7.1). После насыщения поверхности углеродом или одновременно углеродом и азотом детали подвергают закалке и низкому отпуску. Упрочненный слой должен иметь толщину не менее 0,5-0,6 мм. Толщиной слоя принято считать сумму толщин заэвтектоидной, эвтектоид-ной и переходной зон. Несущая способность детали определяется эффективной толщиной слоя, в которой С > 0,4 %. На внутренней границе этой зоны твердость равна 50 HR g, а на поверхности детали твердость должна быть равна 56-63 HR g. Для того чтобы в упрочненном слое распределение углерода по толщине было равномерным, используют диффузионное выравнивание. Оптимальная структура упрочненного слоя представляет собой мар-тенситную матрицу с содержащимися в ней карбидами и остаточным аустенитом. Карбиды располагаются в виде мелких округлых частиц в заэвтектоидной зоне слоя на глубине 0,1-0,25 мм от поверхности. Эти карбиды увеличивают сопротивление деталей изнашиванию. Остаточный аустенит ускоряет приработку зубчатых пар, а в деталях под нагрузкой способствует релаксации напряжений, снижая их максимум. В этом отношении особенно эффективен азотистый аустенит, получаемый при нитроцементации. Допустимое количество остаточного аустенита определяется условиями эксплуатации деталей при 10-15 % он не сказывается существенно на долговечности зубчатых колес, при количестве около 40 % — снижает контактную выносливость тя-желонагруженных зубчатых колес. [c.100]

Можно из хорошо выдержанной нитроцеллюлозы, не снижая ее оптических свойств, изготовить прозрачные модели зубчатых колес, способные выдержать значительные нагрузки ими можно воспользоваться для качественного изучения тех изменений, которые происходят в шестернях при изменении кинематических условий проектирования, но еще ценнее использование их для количественного определения распределения напряжений, возникающих в зубчатых колесах на практике. Пока исследовано только несколько подобных случаев, как например распределение напряжений, возникающих в зубцах колес при статическом нажатии пример такого распределения напряжений приведен на фигуре 8.10, где даны изоклинические линии и линии главных напряжений для одного положения зубцов в сопровождении кривой контурных напряжений и давлений соприкасания. [c.564]

Большое значение в теории упругости имеют контактные задачи к ним 255 относится, например, задача о контакте рельса и колеса. Наиболее важный шаг в этой теории после появления классических работ Г. Герца был сделан с опубликованием работы Н. М. Беляева где определено распределение напряжений в случае эллиптической плош,адки соприкасания. Обобш,ение исследований Герца на случай плотного прилегания соприкасающихся тел было дано И. Я. Штаерманом Л. А. Галин учел в контактных задачах наличие трения и сцепления и дал двухстороннюю оценку для силы, вызываюш ей заданные поступательные перемещения плоского штампа произвольной формы . А. И. Лурье рассмотрел штамп при внецентренном нагружении . Отметим, что монография Лурье содержит очерки развития отдельных разделов пространственной задачи теории упругости. [c.255]

Допускаемые контактные напряжения сдвига для стальных косозубых и шевронных колес. Нагрузка вдоль контактных линий косозубых и шевронных колес даже при идеально точном изготовлении последних распределяется неравномерно вследствие различной жесткости зубьев на разных участках контактных линий и неодинакового износа зубьев (хотя бы только нриработочного) при разных скоростях скольжения. Так как формулы (4з) — (4л) выведены на основе предположения о равномерном распределении нагрузки по контактным линиям, то для согласования расчета с эмпирическими данными оказалось необходимым снизить значения допускаемых контактных напряжений для косых и шевронных зубьев [т] я по сравнению с напряже- [c.99]

Когда опоры вала расположены в разных стенках корпуса, регулирование осевого положения осуществляют или постановкой под фланцы крышек подшипников набора тонких металлических прокладок, или применением винтов, воздействующих на подшипники через нажимные шайбы. В первом случае предварительно определяют суммарный набор прокладок, необходимый для нормальной работы подшипников, а затем путем перестановки прокладок с одной стороны на другую регулируют осевое положение колеса. Точность положения конических колес контролируют по расположению пятна контакта. Во втором случае регулировка достигается ввинчиванием и вывинчиванием противоположных винтов, которые в свою очередь воздействуют на внешние кольца подшипников через промежуточные шайбы. Из условия компоновки редуктора коническую шестерню обычно размещают на консоли ведущего вала (см. рис. 3.7), что ухудшает равномерность распределения нагрузки по длине зуба. Более рациональным с этой точки зрения является неконсольное расположение конической шестерни (см. рис. 3.9). Однако такие конструкции сложнее и применяются только в особо напряженных передачах. [c.27]

В формулах (4.115) и (4.116) Е — модуль упругости материала Е= 2,2 10 МПа = 1,1...1,4 - коэффициент нагрузки, учитывающий повышение напряжений при искажении формы гибкого колеса под нагрузкой (меньше значения для малонагруженных передач) 0,2...0,3 — коэффициент, учитываюший неравномерность распределения напряжений кручения по оболочке гибкого колеса в зоне перехода зубчатого венца к цилиндру - коэффициент, который зависит от вида деформации (табл. 4.31). У — коэффициент, учитывающий влияние зубчатого венца на прочность гибкого колеса [c.174]

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызьшает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стьжа, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. [c.81]

Напряжение изгиба в зубе, найденное для нагрузки, по которой былоопределено окружное усилие Р, без учета динамической нагрузки, вызываемой погрешностями зацепления, и неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатых колес, может быть определено по формуле [c.392]

На рис. 9.5 представлены графики теоретических распределений максимальных резонансных напряжений но лопаткам для неско.чьких сочетаний расстроек, и демпфирования при возбуждении колебаний рабочего колеса с 39 лопатками различными гармониками. Видно, что при произвольном выборе для наблюдения шести-семи лопаток, как это обычно делается при тензометрироваь ии лопаточных ве тцоЕ, выявить закономерность в формировании разброса резонансных напряжений трудно даже в таком простом случае, когда возможность искажения фор.м колебаний во внимание не принята. [c.179]

Напряжения в лопасти диагональной гидротурбины от неравномерной нагрузки. Для рабочего колеса типа Д-11-12 диагональной поворотно-лопастной гидротурбины распределение давления на рабочей поверхности и тыльной стороне лопасти в трех цилиндрических сечениях было получено кафедрой гидромашин Московского энергетического института на аэростенде при основных режимах работы турбины. Эти данные позволили построить эпюры нагрузок на лопасть для двух характерных режимов и по ним определить напряжения 460 [c.460]

Примером выполнения гидрантов могут служить рис. 2.5, 2.6. Во всех случаях, конструируя гидрант, предварительно рассчитывают размеры зоны касательных напряжений и графически отображают последовательность охвата очищаемых поверхностей этими зонами. Перекрытие площадей соседних зон должно быть в пределах 0,25—0,30 их радиуса. Особое внимание при конструировании гидрантов необходимо обращать на наличие сосредоточенной подачи струи на диски колес, днище кузова, внутренние поверхности крыльев и другие места, в которых аккумулируется основная часть пы-легрязевых отложений. Конструкция насадков должна позволять изменять направление осей их отверстий при регулировке с целью рационального распределения струй по поверхности очищаемых объектов (рис. 3.6,а), а также демонтировать их для периодической очистки и проверки геометрии. Шарообразный насадок целесообразно изготавливать из антифрикционного материала АФ-ЗТ методом прессования, что дает возможность качественно выполнить конондальный профиль канала насадка. [c.135]

Привод автоматов осуществляется от электродвигателя через механический вариатор непосредственно на маховик 2 (рис. 10). Крутящий момент передается на эксцентриковый вал 1 через муфту-тормоз 3. Ползун 7 движется по четырем круглым направляющим 4. Для центровки штампа на нижней плоскости ползуна выполнен паз. Направляющие втулки 8 встроены таким образом, что можно их быстро заменять на новые. Закрытую высоту регулируют, поворачивая винт с шаровой головкой 6 на разъемном шатуне 5 от червяка 10 и червячного колеса 9. У автоматов с усилием более 500 кН имеется два шатуна, обеспечивающих более равномерное распределение нагрузки. К ползуну шатун крепится с помощью шаровой головки и пяты или с помощью пальца. Для выравнивания массы ползуна и снижения динамических нагрузок применяют пневмоуравковешиватели. Станина автомата разъемная с предварительно напряженными стяжными шпильками. Материал перемещается клещевыми и валковыми подающими меха- [c.45]

Показатели нормы контакта зубьев в передаче. Для получения надежных зубчатых передач зубья парных зубчатых колес должны соприкасаться по всей длине контактных линий. В этом случае удельная нагрузка в зацеплении достаточно равномерно распределяется вдоль контактных линий исключается концентрация нагрузки, действующей на зубья, и напряжений в материале зубьев создаются условия для равномерного смазывания зацепления и обеспечивается (наряду с другими мерами) расчетная прочность зубьев передач. Равномерность контакта зубьев в передаче легко определить по пятну контакта. Для этого рабочие поверхности зубьев ведущего колеса (допустим, зубчатое колесо 1 в передаче, показанной на рис. 16.1, а) покрывэк т равномерным тонким слоем контрастной краски, которая при вращении зубчатых колес переносится на зубья ведомого зубчатого колеса 2, образуя на них пятна контакта (рис. 16.5). Пятно контакта, полученное на каждом зубе, представляет собой совокупность мгновенных следов прилегания боковых поверхностей зубьев и дает полное представление о характере контакта зубьев и равномерности распределения удельных нагрузок. С увеличением полноты контакта зубьев, т. е площади и равномерности распределения пятна контакта по рабочей поверхности зубьев, повышается надежность передач. [c.262]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...