Валы Нагрузки на валы

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали зубчатые или червячные колеса, шкивы, полумуфты. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. [c.164]

Классификация. По геометрической форме валы делятся на прямые, коленчатые и гибкие . По конструк-пин прямые валы и оси делятся на гладкие и ступенчатые (рис. 3.136). Гладкие, т. е. валы одного номинального диаметра, по всей длине обеспечивают хорошее центрование насаживаемых деталей и имеют повышенные прочность и жесткость из-за отсутствия проточек, являющихся концентраторами напряжений для получения требуемых посадок участки вала отличаются допусками на диаметр и шероховатостью поверхности. Для сборки насаживаемых на валы деталей необходимы специальные приспособления. Ступенчатые валы и оси имеют более широкое распространение. Они обеспечивают удобную сборку (разборку) и фиксацию насаживаемых деталей от осевого смещения. Кроме того, уступы на валах воспринимают осевую нагрузку. [c.400]

В табл. III.30 приведены расчетные зависимости для определения нагрузок, действующих на соединяемые муфтой валы. Нагрузки на валы можно легко найти для любого сочетания размеров упругого элемента (определяемого изменением параметров а и Р). Однако зависимости получены лишь для муфт с рези новым упругим элементом.. . [c.108]

Особенность расчета зубчатых валов на жесткость состоит в том, что ступицы шестерен посажены на них, как правило, с гарантированным зазором поскольку жесткость ступицы на изгиб значительно выше жесткости вала, нагрузку на вал со стороны ступицы передают крайние ее участки [15]. Это обстоятельство существенно уменьшает величину максимального изгибающего момента под шестернями и повышает жесткость вала при изгибе, если длина ступицы не менее 0,25 длины вала между опорами. [c.191]

Основными нагрузками на валы являются силы от передач, распределяющиеся по длине ступицы. На расчетных схемах эти силы, а также вращающие моменты изображают как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц (рис. 17.6, в). Влиянием силы тяжести валов и насаженных на них. деталей пренебрегают (за исключением тяжелых маховиков и т. п.). Силы трения в опорах не учитывают. [c.194]

Маховик, муфта включения и тормоз. Прессы относятся к машинам с резко меняющейся нагрузкой на привод. Величина наибольшей нагрузки при выполнении технологической операции в 10—20 раз превышает величину нагрузки холостого хода, причем длительность ее составляет не более 15—20% времени цикла. Для сглаживания неравномерности нагрузки на валу двигателя привод пресса снабжается маховиком, который в момент наибольшей нагрузки отдает часть своей кинетической энергии, накопленной за время холостого хода. Таким образом, кинетическая энергия маховика должна быть равна или больше работы, затраченной на деформацию металла во время технологической нагрузки. В тех случаях, когда кинетическая энергия маховика меньше работы деформации, недостающая часть кинетической энергии должна быть покрыта электродвигателем. [c.107]

При дальнейшем увеличении частоты вращения коленчатого вала нагрузка на сопряжение подшипник—вал от сил инерции и давления газов резко возрастает. При частоте вращения 1000— 1100 об/мин коленчатого вала эта нагрузка отличается незначительно от соответствующих значений нагрузок при работе двигателя на холостом ходу. [c.122]

Радиальная консольная нагрузка на валу не более [c.405]

Малые нагрузки на валы и опоры вследствие симметричности конструкции. [c.207]

Нагрузка на валы и опоры. Силы натяжения ветвей ремия (за исключением f,,) передаются на валы и опоры (рис. 12.15). Равнодействующая нагрузка на вал [c.232]

Нагрузка на валы цепной передачи несколько больше окружного усилия (Qb, И) [c.70]

Результирующая радиальная нагрузка на вал [c.88]

Нагрузки на валы других видов фрикционных передач определяются аналогично. [c.88]

Нагрузка на вал, создаваемая муфтой, F 0,25F,m, где Рщ — окружное усилие на делительном диаметре звездочки. [c.185]

Нагрузка на валы, создаваемая муфтой, где Рш — [c.187]

Для материала пальцев принимают [он] =60,0...80,0 МПа. Радиальная нагрузка на вал от муфты составляет примерно [c.189]

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]

Недостатки 1) зависимость передаточных чисел от передаваемой нагрузки, материала роликов, точности изготовления их и точности сборки передачи, а поэтому невозможность получения абсолютно точных средних передаточных чисел 2) большие нагрузки на валы и опоры, а поэтому необходимость в разгрузочных устройствах 3) местный износ роликов при буксовании 4) сравнительно низкий КПД — 0,80...0,96. [c.126]

Передачи с пересекающимися осями валов (см. рис. 7.1,6). Радиальные нагрузки на валы [c.131]

Определяем радиальные нагрузки на валы по формуле (7.22) [c.136]

Нагрузка на валы звездочек [c.262]

Допустимое значение [s] по табл. 11.11 Нагрузка на валы (11.15) при /Сд = 1,05 (табл. 11.10) [c.266]

Нагрузка на валы (11.15) при АГд = 1.3 (табл. 11.10) [c.268]

Установка шестерня на оси (схема II) улучшает условия работы подшипника вследствие увеличения его жесткости. В схеме II ось нагружена силой постоянного направления, в схеме I нагрузка на вал циклическая (круговой изгиб) [c.81]

Так как валы гипоидных передач можно выводить в обе стороны за ее пределы, исключаются консольные нагрузки на валы, что также [c.314]

Расчетная нагрузка на валы ценной передачи несколько больше полезной окруж- [c.259]

За расчетную осевую нагрузку радиально-упорного подшипника при отсутствии внешней осевой нагрузки на вал принимают осевую составляющую радиальной нагрузки другого подшипника, если она больше осевой составляющей рассчитываемого подшипника. [c.355]

Например, если основная нагрузка на вал создается центробежными силами, то для выбора посадок внутренние вращающиеся кольца рассматриваются как неподвижные. [c.363]

Основными нагрузками на валы являются силы от передач, распределяющиеся по длине ступицы. На расчетных схемах эти силы, а также вращающие моменты изображают как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц (рис. 22.6, в). Влиянием силы тяжести валов и насаженных на них деталей пренебрега- [c.297]

Таким образом, зубчатые соединения, входящие в состав карданной передачи, передают кроме основной нагрузки — крутящего момента — дополнительную, в виде изгибающего момента Мха,ь и поперечной силы Р. Характер приложения дополнительной нагрузки — стационарный, так как плоскости действия изгибающего момента и поперечной силы вращаются вместе с соединением. Однако оба силовых фактора дважды за оборот соединения меняют знак, в связи с чем распределение нагрузки на боковых поверхностях зубьев (см. рис. 4.9, в) и на центрирующих поверхностях (если они контактирукуг) дважды за оборот соединения меняется на симметричное т. е. дважды за оборот соединения происходит перекладка втулки на валу. Соответственно, напряжение смятия на контактирующих поверхностях изменяется по асимметричному циклу, при котором характерным повреждением является развальцовка сопряженных поверхностей. [c.256]

Указанный расчеиплй прием для нахождения рабочей точки применим в том случае, когда частота вращения привода насоса не зависит от мощности, им потребляемой, т. е. от нагрузки на валу насоса. Это имеет mi to, например, при соеди1 епии насоса с электродвигателем iiepOiM ijiioro тока или с иным двигателем, мощность которого во много раз больше мощности насоса. [c.132]

Основными недостатками ременной передачи являются иовьинен-ные габариты (для одинаковых условий диаметры шкивов примерно в 5 раз больше диаметров зубчатых колес) некоторое непостоянство передаточного отношения, вызванное зависимостью скольжения рем[ я от нагрузки повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня (увеличение нагрузки на валы в 2—3 раза но сравнению с зубчатой передачей) низкая долговечность ремней (в пределах от 1000 до 5000 ч). [c.220]

Передача состоит из ведомой 2 и ведущей звездочки 1 (рис. 4.1), огибаемых гибкой связью — цепью. Цепнгя передача компактнее ременной передачи, она может передавать большие мощности, работает без проскальзывания, создает меньшие нагрузки на валы, так как нет большого начального натяжен1 я. Одной цепью движение может сообщаться нескольким звездочкам. [c.63]

Большие нагрузки на валы и опоры и неизбежность проскальзывания между телами качения ограничивают применение фрикционных передач, несмотря на их существенные достоинства — простоту, бесшумность и возможность использования для бесступенчатого регулированил скорости. Фрикционные передачи с постоянным передаточным числом применяют преимущественно в кинематических цепях приборов. [c.82]

Особенностями зубчатых передач явля )т я постоянство мгновенного передаточного числа, большие передаточные числа, возможность передачи мощности, достигающей нескольких десятков тысяч киловатт, большие окружные скорост i (до 150 м/с), высокая надежность и большая долговечность работы, передача энергии между валами, как угодно расположенными в пространстве, малые габариты, высокий КПД (до 0,995), сравнительно малые нагрузки на валы и опоры, необходимость высокой точности изготовления колес, особенно высокоскоростных передач, сравнительно большая стоимость изготовления, шум, вибрации, низкая демпфирующая способность. [c.93]

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]

Недостатки непостоянство передаточного числа, за исключением зубчатоременных передач, большие нагрузки на валы, малая долговечность ремней, особенно в быстроходных передачах, невысокий КПД (0,92...0,96), необходимость предохранения от попадания масла на ремень, электризация ремня, а поэтому недопустимость работы во взрывоопасных помещениях, необходимость в натяжных устройствах. [c.140]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...