Пружины Значения максимальной нагрузки

Значения максимальной нагрузки и податливости одного витка пружины 166, 167 [c.693]

Значения максимальной нагрузки при 1т =- 400 МПа и податливости одного витка пружины [c.170]

На чертеже, при необходимости, указывают как справочные размеры величину силы, момента М,, деформации пружины осевой и угловой фз, длину пружины при максимальной нагрузке 1 , максимальное значение высоты пакета тарельчатых пружин или максимальное значение деформации пакета тарельчатых пружин, , угла между зацепами а,, число оборотов барабана спиральной пружины з, шаг пружины 1, модуль сдвига С, модуль упругости Е, максимальное напряжение при кручении Т3 и при изгибе О3, [c.438]

Измерение деформации пружины с помощью нониуса производится с точностью 0,1 мм, что составляет 0,5% деформации, соответствующей максимальной нагрузке. Размер поперечного сечения образца обусловлен величиной допуска на диаметр рабочего участка. При изготовлении образцов по третьему классу точности отклонение момента сопротивления от номинального его значения и вызываемая этими отклонениями погрешность в [c.75]

Если мы будем определять зависимость силы от удлинения при увеличении силы, то получим кривую А (рис. 32, б), где значению силы будет соответствовать а значению — удлинение Так дойдем до некоторой максимальной нагрузки (силы), которая не отмечена на рис. 32, б. Делая отсчеты силы н удлинения при уменьшении нагрузки от максимальной, мы получим совсем иную кривую В, на которой силе Р будет соответствовать Д , а силе Р — удлинение Д/ . Когда мы снимем нагрузку, удлинение Д/о не будет равно нулю — оно представляет остаточную деформацию. Поэтому такая пружина непригодна для измерения сил, и в динамометрах всегда употребляются хорошие стальные пружины, показывающие однозначную зависимость силы от деформации и имеющие ничтожно малые остаточные деформации. [c.54]

Применяют для изготовления пружин классов II и III. Примечания 1. Долговечность пружин класса I при начальной затяжке 0,2Рз (Рз — сила пружины при максимальной осадке) пе менее 5 10 циклов пружины класса II при тех же условиях имеют N 10 циклов, сюда же относятся все статические пружины, длительно пребывающие под нагрузкой пружины класса III — N 2 10 циклов. 2. Значения jt]j даны с учетом кривизны витков 3. Для сталей, не указанных в таблице, значения [xjj можно ориентировочно принимать для классов пружин 1 — (0,250,3) 11 (0.45 4-0,5) III—0,6о . [c.162]

Механический гистерезис в элементах, подвергающихся деформации (мембраны, пружины и т. п.), является следствием несовершенства микроструктуры материала подобное явление аналогично гистерезису в ферромагнитных материалах или диэлектриках. Например, при циклической нагрузке стальной пружины увеличение напряжений в ней сопровождается увеличением количества деформируемых и частично перемещенных кристаллов, которые полностью не возвращаются на свои старые места и не принимают прежней формы при снятии нагрузки. Величина остаточной деформации зависит от значения максимального напряжения в материале, но не зависит от времени. Гистерезисная крив.ая представляет собой замкнутую петлю [c.60]

Ртах — максимальная нагрузка на пружину. Конкретные значения величины к следующие [c.138]

Следует напомнить, что расчет проведен с целью получения пружины наименьшей жесткости и является предварительным. Уточнение производится на основе динамического расчета, изложенного ниже. При этом должны быть откорректированы величина максимальной нагрузки и допускаемое напряжение с учетом действительного коэффициента асимметрии. При расчете с целью исключения полного сжатия витков принимаем х на 20— 25% больше значения, определенного по выражению (54). [c.139]

Расчетные значения максимальных напряжений, соответствующих рабочей нагрузке пружины, выбранной по ГОСТу, весьма высоки, но, как показывают специальные исследования, эти расчетные значения существенно выше фактических, что связано с наличием начальных напряжений, обусловленных предварительным обжатием пружин до их полного сплющивания. [c.496]

На рис. 41 построены кривые отношения нелинейностей rin, Vk пружин соответственно с прямоугольным и круглым сечениями витков, а также кривые отношения усилий Q и перемещений / этих пружин. При сравнении приняты одинаковые максимальные напряжения и начальные высоты пружин. Средний диаметр пружин выбран равным 20 Ь. На рис. 41 приведены также аналогичные отношения Vk для пружин с эллиптическим и круглым сечением витка, откуда видно, что при G/E = 0,4 не происходит устойчивой компенсации нелинейности в пружинах с прямоугольным сечением витка. Имеющая место компенсация при а/Ь = 10 носит неустойчивый характер, так как незначительное отклонение от расчетных параметров приводит к скачку нелинейности. Такие пружины характеризуются также малыми значениями допускаемой нагрузки и перемещения по сравнению с пружинами, имеющими круглое сечение витка. При G/E = 0,42 компенсация нелинейности носит более устойчивый In/ lf, Ы 1к [c.69]

Если пружина подвергается контролю только по внутреннему диаметру, то на чертеже проставляют диаметр стержня Del если только по наружному диаметру, то на чертеже проставляют диаметр гильзы D . Если на чертеже показывают предельные отклонения диаметра пружины, то значения и в технических требованиях не помещают. Твердость указывают в тех случаях, когда пружина после навивки подвергается термообработке. В основных технических требованиях приводят модуль сдвига G, максимальное напряжение при кручении Тз и при изгибе сГд, модуль упругости Е. В разделе Размеры и параметры для справок указывают значения силы Р , момента М , деформации пружины осевой F3 и угловой Фз, угла между зацепами пружины з, частоты вращения барабана спиральной пружины ()з, высоты пружины под нагрузкой Яд. Параметры и размеры записывают в сле ующей последовательности [c.241]

На рабочем чертеже винтовой пружины должны быть указаны (рис. 342) высота (длина) пружины в свободном состоянии Н , высота (длина) пружины при разных значениях нагрузки Я , Яа, Нз (индекс 1 применяется для указания высоты пружины, соответствующей предварительной ее деформации, индекс 2 — для рабочей деформации, индекс 3 — для максимальной деформации) наружный диаметр пружины В шаг пружины число рабо-350 [c.350]

Ограничитель максимальной частоты вращения коленчатого вала в карбюраторах проверяют на специальном приборе по углу отклонения дроссельной заслонки под определенной нагрузкой. Нормальные значения угла для различных карбюраторов указаны в табличке прибора. При необходимости ограничитель регулируют изменением натяжения его пружины. [c.221]

Значения силы Рд, момента Мд, деформации пружины осевой и угловой фз, угла между зацепами пружины ад, числа оборотов барабана спиральной пружины г уз, высоты пружины под нагрузкой Л з, модуля сдвига О, модуля упругости Е, максимального напряжения при кручении Тд и при изгибе Од указывают на чертежах как справочные. [c.412]

Ограничитель силы тока проверяют на максимальное значение силы тока нагрузки генератора. Увеличивая нагрузку генератора при помощи реостата наблюдают за силой ограничиваемого тока по амперметру А. Если сила тока выходит за пределы установленных норм, то изменением натяжения пружины якорька регулируют ограничитель тока. Ослабление натяжения пружины повышает величину ограничиваемого тока. [c.187]

Для пружин растяжения характеристика имеет вид, представленный на рис. 128, а. Максимальному значению силы соответствуют напряжения в пружине, равные допускаемым. Для пружин сжатия характеристика изображена на рис. 128, б. Наклонный участок диаграммы показывает, что по мере увеличения сжимающей силы прямо пропорционально ей возрастает осадка. При значении силы, равном Ро, витки пружины смыкаются — садятся один на другой. При дальнейшем увеличении нагрузки высота пружины практически не изменяется. [c.205]

Предельный регулятор ограничивает увеличение числа оборотов коленчатого вала двигателя при резком уменьшении нагрузки. Увеличивая или уменьшая предварительную затяжку пружины 12 гайкой 10, соединенной с маховичком 11, можно изменять в узком диапазоне предельное значение числа оборотов. При использовании подобного предельного регулятора на стационарном двигателе рабочее положение рукоятки управления соответствует максимальной подаче топлива. В этом случае регулятор поддерживает с определенной точностью постоянное число оборотов коленчатого вала, изменяя автоматически подачу топлива в зависимости от нагрузки двигателя. [c.244]

При расчете пружин или других элементов основания фундамента силу упругости нельзя рассматривать как статическую силу, так как речь идет о знакопеременном цикле напряжений и любой материал в этих условиях, как известно, обладает меньшей сопротивляемостью, чем при статических нагрузках. На основании проведенных до настоящего времени опытов можно приближенно считать, что вследствие явлений усталости материала выносливость его при колебаниях (вибропрочность) составляет только около Уз статической прочности. Соответственно этому для симметричных циклов загружений, т. е. для нагрузок, непрерывно изменяющихся в пределах между положительным и равновеликим отрицательным максимальными значениями, можно допускать только до 7з предельно допускаемого для статических нагрузок напряжения. Другими словами, запас прочности против знакопеременного напряжения должен быть равен тройной величине запаса при статическом приложении напряжения. Таким образом, с точки зрения сопротивления материала знакопеременное загружение эквивалентно статическому загружению силой, увеличенной в 3 раза. Следовательно, если силу упругости умножить на коэффициент усталости (J =3, то полученная величина [c.12]

Особое значение имеет момент отсечки тяги первой ступени, когда ракета испытывает максимальное знакопеременное колебательное нагружение. При этом действующая нагрузка может в два и более раз превышать значение, определенное без учета динамики отсечки тяги. При анализе такого нагружения ракета-носитель приводится к модели, состоящей из дискретных масс, соединенных пружинами. [c.133]

Коэффициент запаса устойчивости колесной пары, определенный по максимальному рамному давлению и соответствующим этому моменту времени нагрузкам или по минимальным вертикальным силам и соответствующему этому моменту времени рамному давлению, составил 5,67 и 3,91 для системы подвешивания соответственно в нормальном рабочем состоянии и в аварийном. Минимально допустимое значение этого коэффициента равно 1,0. ТЭД тепловоза с пневматическим подвешиванием в процессе двухлетней эксплуатации ремонту не подвергались, замена щеток не проводилась. На тепловозах с пружинным подвешиванием в условиях эксплуатации приходится разбирать ТЭД и производить замену изношенных (выкрошенных) щеток секции. [c.108]

На чертеже указывают справочные значения силы Р , мо.лента Л/з, деформации пружины осевой Ру и угловой фз, угла между зацепами пружины а,, числа оборотов барабана спиральной пружины 4/3, высоты пружины под нагрузкой Я3, модуля сдвига О, модуля упругости , максимального напряжения при кручении Тз и при изгибе о,. [c.177]

На чертеже указывают как справочные значения силы Рз, момента М , деформации пружины осевой и угловой фз, угла ад между зацепами пружины, частоты вращения г )з барабана спиральной пружины высоты пружины под нагрузкой. В основных технических требованиях приводят модуль сдвига О, модуль упругости Е, максимальное напряжение при кручении Тз и при изгибе Оз [c.578]

Если подача топлива (на любой из позиций) достигла максимального значения (т. е. короткое плечо коромысла 29 через ограничительную штангу 25 и рычаг 24 с роликом упирается в кулачок 22), а нагрузка на дизель продолжает возрастать, то при перемещении силового поршня 30 гидроусилителя вверх начинает подниматься длинное плечо коромысла, которое передаточной штангой 26 поворачивает рычаг 21, преодолевая усилие пружины 20. Зубчатым сегментом 18 рычаг поворачивает шестерню 5 вместе с держателем 13 (см. рис. 188, а). При этом одна их щеток 9 скользит по неподвижным контактам 7, а другая— по кольцевой шине 14, в результате чего меняется сопротивление регулировочного реостата, включенного в цепь обмотки параллельного возбуждения возбудителя. [c.313]

Чем меньше От и, следовательно, индекс пружины ш, тем большие значения будет принимать коэффициент к. В результате напряжения, которые может выдерживать пружина, будут сни-жаться, а использование материала ухудшится. Кроме того, для пружины с малым диаметром существует опасность потери устойчивости под нагрузкой. По этим причинам целесообразно предусматривать максимально возможный диаметр навивки. [c.250]

Значения максимальной нагрузки при [т] = 40 кгс/мм и податливости одного витка пружиньа [c.166]

Сначала рассмотрим режим, соответствующий ш = 19,6 рад/с. Сила F от предварительной деформации замыкающей пружины принята равной двукратному значению максимальной инерционной нагрузки при идеальном движении. На прямом и обратном ходах толкателя принят гармонический закон движения, поскольку при этом возбуждаются значительные добавочные ускорения на ведомом звене и характер взаимного влияния обоих колебательных контуров становится более наглядным. При О ф < я функция положения и передаточные функции описываются следующим образом П = 0,5П шах(1 — os 2ф) П = = Пшах sin 2ф П" = 2П ах os 2q> (0<ф<я/2 — прямой ход я/2 < ф < я — обратный ход). При я <С ф < 2я П = 0 П = 0 П" = О (нижний выстой). [c.186]

При увеличении податливости испытательной машины ИМ4Р 0,1—<1,7 м1Мн (с 1,0 до 17 мм/Т) путем подключения пружин при испытании образцов из стали 19Г и 16Г2ФТ не было замечено изменения значений абсолютного удлинения б и сужения поперечного сечения if, но при этом истинное сопротивление разрыву 5к увеличивалось, так как с увеличением податливости и ЗУЭ разрушающая нагрузка Р приближается к Ртах, а работа сосредоточенного деформирования на участке диаграммы между Рк и Ртах уменьшается, что свидетельствует об увеличении скорости разрушения образца за максимальной нагрузкой [5]. [c.203]

Стандартизация упругих элементов (пружин, мембран и др.) предусматривает обеспечение взаимозаменяемости как по присоединительным размерам, так и по характеристике, выражаюш,ей зависимость перемещения (деформации) торца пружины или рабочего центра другого элемента от приложенной силы. Оптимальное значение параметров и стабильность характеристики упругих элементов определяются точностью их размеров и формы, механическими свойствами материалов, а также конструктивными и технологическими факторами. Упругие элементы должны иметь мппимальное упругое последействие (т. е. минимальную остаточную обратимую деформацшо, исчезающую в течение некоторого времени после снятия нагрузки) и наименьшую петлю гистерезиса (несовпадение характеристик при нагружении и разгружении, определяемое максимальной разностью между деформациями при нагружении и разгружении упругого элемента). Для определения влияния геометрических, механических и других параметров на работу упругих 76 [c.76]

Простое решение поставленной задачи для управления спускным тормозом дает использование принципа взаимосвязи между числом оборотов и крутящим моментом двигателя, определяемой механической характеристикой двигателя. В таком устройстве (фиг. 212, а и б), разработанном на машиностроительном предприятии Ангсбург-Нюрнберг (ФРГ) [127], корпус вспомогательного двигателя /, подвешенного на подшипниках, связан системой рычагов 7 с тормозными рычагами 6 спускного тормоза, нормально замкнутого усилием сжатой пружины 5. Ротор двигателя 1 соединен через тормозной шкив 2 с зубчатой передачей к барабану 3. При опускании груза вспомогательный двигатель / включается на спуск (главный двигатель 4 при этом работает вхолостую). Под влиянием реактивного момента статора, воздействующего на рычажную систему 7, пружина 5 сжимается дополнительно, а тормоз размыкается, освобождая шкив 2 (на фиг. 212, б сплошной стрелкой показано направление вращения шкива, а пунктирной стрелкой — направление действия крутящего реактивного момента статора при опускании груза). Груз начинает опускаться. По мере увеличения скорости его опускания увеличивается число оборотов ротора вспомогательного двигателя, а крутящий момент его в соответствии с механической характеристикой (фиг. 212, в) уменьшается, и тормоз под воздействием пружины 5 осуществляет притормаживание шкива, уменьшая скорость спуска груза. Величина тормозного момента, развиваемого тормозом, будет тем больше, чем больше скорость опускания и чем, следовательно, меньше реактивный момент статора вспомогательного двигателя. При холостом ходе ротора двигателя 1 (точка А на характеристике) крутящий момент равен нулю и тормоз полностью замкнут. При максимальном возникающем моменте нагрузки (точка В на характеристике) реактивный момент имеет также максимальное значение и тормоз полностью разомкнут. Таким образом, при дан-324 [c.324]

При достижении одного из предельных значений давления подвижной контакт, связанный со стрелкой прибора, замыкает элакт-рическую цепь. При переходе стрелки за предельные значения давления контакты остаются замкнутыми. Оба контакта могут быть использованы как максимальные или как минимальные, причем один из них будет давать предупредительный сигнал, а другой — аварийный. Электроконтактные манометры могут работать при плавных непульсирующих нагрузках при температуре окружающего воздуха от О до +60 и относительной влажности 30—70 /о. По принципу действия приборы аналогичны техническим манометрам с одновитковой трубчатой пружиной и отличаются от них только наличием двухпозиционного -контактного устройства. [c.132]

Лримечания 1. Обозначения Q — усилие зажима заготовки при гарантированном натяге р — рабочая нагрузка пружины при закреплении захватом заготовки номинального диаметра т — масса заготовки — масса губки захвата а , Оу, — мгновенные значения составляющих ускорения захвата при травспортвровке g — ускорение свободного падения К, — коэффициент запаса Ki = = 1,2 1,5 f — коэффициент трения, принимается равным 0,1 Ь длина губок захвата I — расстояние от центра тяжести заготовки до губок захвата, мм 1г — расстояние между осями элементов захвата (пружины, шарниры, призмы) 2, — расстояние между центром тяжести губок и осью шарнира. 2. В расчетных схемах точка О — центр тяжести губки захвата, а О, — центр тяжести заготовки. 3. В схемах 3 и 5 центр тяжести губки совпадает с осью шарнира. Расчет рекомендуется производить, принимая максимальные значения составляющих ускорения захвата, причем направление составляющих, ускорения и а должны совпадать-с ааправленвем ускорения, показан- [c.320]

Анализ выведенных зависимостей показывает, что при данной расчетной схеме рабочее усилие Р на штоке, развиваемое толкателем, изменяется во время движения штока. Вначале оно значительно меньше максимального и по мере подъема поршня увеличивается до номинального значения (рис. 2.42), примерно при 1/3 максимального хода к, а затем снова уменьшается и в конце хода достигает65—70% максимального. Такая характеристика толкателя не является оптимальной, так как при постоянной внешней нагрузке усилие толкателя может быть использовано только примерно на 50% от максимального. В толкателях типаМВ (см. рис.2.31 и 2.32) соотношение между рабочим усилием Р на штоке и усилием Н встроенной пружины выбирается таким, чтобы при полностью выдвинутом штоке усилие Р на 15—20% превышало уси- [c.117]

Содержание и последовательность проектирования пружин растяжения-сжатия зависят от назначения пружины. Обычно исходят из заданных значений рабочего хода (прогиба) (рис. 14.10), максимальной Qi и минимальной Qi рабочей нагрузки. По этим данным легко определять требуемую жесткость пружины kq = (Q — Qi)/Xpae-Пружины сжатия и растяжения рассчитывают по одним и тем же формулам. Сначала, исходя из условий эксплуатации, выбирают материал пружины и определяют допускаемое напряжение кручения [т]. [c.164]

По вёличине максимального значения нагрузки при подхвате падающей плиты определяют необходимую жесткость пружины подвески плиты по формуле [c.279]

Предварительная нагрузка Рщ,, максимальная рабочая нагрузка Р и рабочий ход пружины Храб обычно заданы условиями работы механизма. В таких случаях задача расчета сводится к подбору пружины с характеристикой, удовлетворяющей условию получения заданных величин Рщ, и при заданном значении Храб. [c.501]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...