Валы Жесткость изгибная и крутильная

Большие перемещения сечений вала от изгиба могут привести к выходу из строя конструкции вследствие заклинивания подшипников. Изгибная и крутильная жесткость валов существенно влияет на частотные характеристики системы при возникновении изгибных и крутильных колебаний. [c.416]

Для обеспечения требуемой жесткости вала выполняют его расчет на изгибную и крутильную жесткость. Изгибная жесткость валов определяется условиями правильной работы зубчатых передач и подшипников. Под действием нагрузок возникают прогибы валов и повороты их сечений под зубчатыми колесами и в подшипниках (рис. 14.7). Стрела прогиба вала у2 и его поворот Oj под зубчатым колесом приводят к увеличению межосевого расстояния передачи, вызывают перекос колеса, по- [c.288]

Расчет на жесткость. Размеры вала во многих случаях определяются не прочностью, а жесткостью (валы коробок передач, редукторов и др.). При недостаточной жесткости вала действующие на него силы могут вызвать недопустимо большой прогиб. Величина этого прогиба при пульсирующей нагрузке не остается постоянной. Неизбежно появляются вибрации вала, ухудшающие условия передачи в зубчатых колесах возникает дополнительное скольжение зубьев, появляется неравномерность распределения давлений по длине зубьев. Кроме того, возникают значительные динамические нагрузки на зубья, которые ухудшают условия работы подшипников. В таких случаях производят поверочный расчет на изгибную и крутильную жесткость валов. [c.390]

В трансмиссии автомобиля имеют место изгибные и крутильные колебания. Изгибные колебания влияют на долговечность картеров маховика и сцепления, удлинителя коробки передач, элементы промежуточной опоры трехшарнирной карданной передачи и детали главной передачи. В результате экспериментальных исследований [21, 101, 113] определены основные причины возникновения изгиб-ных колебаний дисбаланс вращающихся деталей, в частности маховика и карданных валов, особенности кинематики карданной передачи, недостаточная жесткость картеров силового агрегата и их соединений и др.. [c.104]

Упругие перемещения валов оказывают неблагоприятное влияние на работу подшипников, зубчатых передач, соединений, вызывая увеличение концентрации напряжений, повышение изнашивания, снижение сопротивления усталости, понижение точности и равномерности вращения или перемещения. Изгибная и крутильная жесткость валов влияет на частотные характеристики системы при изгибных и крутильных колебаниях. [c.118]

Исходя из условий работы двигателя, к конструкции коленчатого вала предъявляют следующие требования 1) статическая и динамическая уравновешенность 2) прочность, жесткость и износостойкость шеек вала 3) отсутствие опасных резонансных изгибных и крутильных колебаний 4) обтекаемость форм. [c.201]

Расчеты собственных колебаний упругих систем иллюстрируются примерами. Выведенные на основании точных методов трансцендентные уравнения частот изгибных и крутильных колебаний стержней сопровождаются графиками корней этих уравнений. Много примеров расчета частот собственных колебаний систем с переменной жесткостью выполнено по методу последовательных приближений. Специальный раздел посвящен расчетам собственных крутильных колебаний валов с сосредоточенными массами, а также разветвленных валов, соединенных зубчатыми передачами. [c.3]

Для обеспечения требуемой жесткости вала выполняют его расчет на изгибную или крутильную жесткость. Требуемая изгибная жесткость валов определяется условиями правильной работы зубчатых передач и подшипников. Под действием нагрузок возникают прогибы валов и повороты их сечений под зубчатыми колесами и в подшипниках (рис. 3.139). Прогиб вала /2 и его поворот 02 под зубчатым колесом приводит к увеличению межосевого расстояния передачи, вызывает перекос колеса, повышенную концентрацию нагрузки по ширине зубчатого венца и, как следствие, усиленный износ и даже излом зубьев. Поворот вала (угол наклона цапф 0) в подшипниках вызывает неравномерное распределение нагрузки по их ширине и особенно по длине роликов, что может вызвать защемление тел качения и кромочное разрушение роликов. [c.405]

Определить эквивалентную длину i прямого вала, имеющего крутильную жесткость С1 такую же, как кривошип коленчатого вала (рис. 15). Щеки кривошипа СЕ а ОР имеют изгибную жесткость В Предположить, что подшипники А и В имеют достаточные зазоры и не препятствуют свободе поперечных перемещений узлов С и О при кручении вала. Шатунная шейка Ер имеет крутильную жесткость Са и отстоит от оси вала на рас- [c.21]

Силы, периодически изменяющиеся по величине или направлению, являются основной причиной возникновения вынужденных колебаний валов и осей. Однако колебательные процессы могут возникать и от действия постоянных по величине, а иногда и по направлению сил. Свободное колебательное движение валов и осей может быть изгибным (поперечным) или крутильным (угловым). Период и частота этих колебаний зависят от жесткости вала, распределения масс, формы упругой линии вала, гироскопического эффекта от вращающихся масс вала и деталей, расположенных на валу, влияния перерезывающих сил, осевых сил и т. д. Уточненные расчеты многомассовых систем довольно сложны и разрабатываются теорией колебаний. Свободные (собственные) колебания происходят только под действием сил упругости самой системы и не представляют опасности для прочности вала, так как внутренние сопротивления трения в материале приводят к их затуханию. Когда частота или период вынужденных и свободных колебании со- [c.286]

Уравнения движения привода выписаны на основе уравнений Лагранжа, а рассеяние энергии в системе учтено в виде модели вязкого трения. Численные значения коэффициентов затухания колебаний определили расчетным путем с последующим уточнением в процессе экспериментального исследования. При расчете параметров дифференциальных уравнений движения учли, что баланс крутильной податливости складывается из податливостей валов па кручение, контактных деформаций сопряженных деталей, податливостей опор и изгибных деформаций валов, приведенных к крутильной податливости. Уравнения движения главного привода, имеющего переменные массы и жесткости, представили [c.131]

Примем в качестве обобщенных координат угловую координату абсолютного движения на входе 9i = 7i, крутильную деформацию вала фг — 4>i Qi и деформацию упругого элемента с коэффициентом жесткости с , равную ijs. В качестве лишней координаты примем 74 = 11 (q + q ). На первом этапе будем условно считать, что изгибные колебания в сечении кулака нам известны. Тогда можно записать, что абсолютная координата массы ведомого звена Шз равна q + + з- Запишем кинетическую и потенциальную энергии, связанные с поворотом вала и движением массы т -. [c.70]

Данные экспериментальных определений крутильной и изгибной жесткости коленчатых валов широко используются при расчете систем коленчатых валов на крутильные и изгибные колебания и определении дополнительных напряжений, возникающих при этих колебаниях. [c.222]

Увеличение размеров коренных шеек и щек, а тем самым и повышение жесткостей (крутильной и изгибной) коленчатого вала является наиболее эффективным способом увеличения частоты свободных колебаний его системы и вывода опасных резонансных оборотов за пределы рабочих оборотов двигателя. [c.224]

Увеличение диаметра шатунных шеек нецелесообразно, так как хотя при этом крутильная и изгибная жесткости коленчатого вала повышаются, но одновременно увеличиваются и веса шатуна и коленчатого. вала, а также противовесов и в некоторых случаях картера. [c.224]

При работе двигателя вал нагружается силами давления газов, а также силами инерции движущихся возвратно-поступательно и вращающихся деталей, вызывающими значительные напряжения кручения и изгибные напряжения. Кроме того, возникают напряжения от крутильных колебаний. Шейки вала испытывают переменное давление, обусловливающее значительную работу трения и износ шеек. Вследствие этого коленчатый вал двигателя должен обладать высокой прочностью, жесткостью и износостойкостью трущихся поверхностей (шеек) при относительна небольшой массе (масса вала составляет 7—15 % массы двигателя). [c.95]

Для анализа поведения механизма в случае, когда ведомое звено выстаивает, следует общую модель разделить на две независимые, одна из которых будет представлять систему батана с моментами инерции /3, /4, /5 /7, а другая с моментами инерции, расположенными на главном валу и /5. Жесткости промежуточных участков между массами останутся такими же, как для общей динамической модели (рис. 5.2). В этом случае поведение механизма будет определяться колебаниями на собственной частоте, если они протекают в пределах зазоров в паре кулачок - ролик. Если конструкция выполнена с предварительным натягом или с монтажными нагрузками, то следует воспользоваться данными, приведенными в главе 3. В любом случае при рассмотрении свободных колебаний надо обращать внимание на характер изменения сил, вызывающих как крутильные, так и изгибные колебания. О наличии колебательного процесса ведомых масс можно судить по результатам расчетов, приведенных в виде графика на рис. 5.4. [c.73]

Различают изгибную и крутильную я есткость. При чрезмерном прогибе вала f (рис. 3.10) происходит пезекос зубчатых колес и возникает концентрация нагрузки по длиье зуба. При значительных углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в подшипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты запаса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жесткост . для обеспечения правильности зацепления червячной пары. [c.58]

Жесткость спиц оказывает влияние не только на изгибные и крутильные колебания вала, но и на крутильные колебания маховика. Если ступица с валом повернется округ оси вращения на угол Фд. (фиг. 178) так, что обод останется на месте, то на спицы и на ступицу будут действовать изгибающий момент Mq и поперечная сила Р. Опять предполагаем, что обод абсолютно жесткий. Гаким образом, получаем [c.392]

В настоящее время условные способы расчета коленчатых валов автомобильных и тракторных двигателей заменены более точными методами определения запасов прочности валов, учитывающими особенности конструкции и применяемых материалов, изменение нагрузок по времейи, а также изгибные и крутильные колебания. Большое значение при проектировании коленчатых валов приобретает в настоящее время расчет их на жесткость, так как жесткость вала может определять не только работоспособность и износостойкость шатунных и коренных шеек вала и его подшипников, но и связанных с ним механизмов (механизма газораспределения и др.). [c.222]

Большие перемещения сечений вала от изгиба мог т привести к выходу из сгро1 конструкции вследстьие заклинивания подшипников. Изгибная и крутильная жесткость валов существенно влияет ка частотные характе- [c.133]

На рис. 174 показана схема кривошипно-коромыслового механизма. Если считать упругим звеноОС и его валП, то надо будет принять во внимание как изгибную жесткость звена, так и крутильную жесткость его вала. За счет некоторого уменьшения коэффициента крутильной жесткости вала О можно не вводить в расчет изгиб-ной жесткости звена ОС. Теоретически, в особенности при сложной конструктивной форме звена ОС, коэффициент изгибной жесткости определить трудно, но экспериментальное определение коэффициента крутильной жесткости вала О с учетом коэффициента изгибной жесткости звена возможно. Мы будем считать коэффициент Сд крутильной жесткости заданным с учетом жесткости изгибной. [c.264]

В процессе работы двигателя коленчатый вал нагружается силами давления газов, а также силами инерции движущихся возвратно-поступательно и вращающихся деталей. Эти силы вызывают значительные напряжения кручения, изгибные напряжения и крутильные колебания, вследствие чего щейки вала испытывают переменное давление, которое вызывает значительную работу трения и износ шеек. Поэтому коленчатый вал должен обладать высокой прочностью, жесткостью и износостойкостью трущихся поверхностей при относительно небольшой массе, составляющей не более 15 % массы двигателя. Коленчатые валы изготавливаются из качественных углеродистых или легированных сталей ковкой или штамповкой, а также литьем из высококачественного чугуна или стали. [c.153]

ДЫШИ базируются опоры качения 3, ротор и статор импульсного датчика скорости 4. При увеличении числа каналов токосъема изменяется только длина его корпуса и вала. Такая конструкция позволила получить высокую точность взаимного расположения контактных колец и минимальное биение (менее 0,02 мм) вращающихся колец, что существенно уменьшает диспергирование ртути в зазоре и повышает надежность электрического контакта. Проволочные выводы, соединяющие контактные кольца с неподвижным 5 и вращающимся блоками выводов, свободно уложены в дуговых секторах вала и корпуса между вкладышами 1. Такое решение резко упростило сборку и разборку токосъемов. Привод вала токосъема осуществляется через сильфонную муфту 6. Благодаря отсутствию люфтов, большой крутильной жесткости и изгибной податливости сильфонная муфта обеспечивает высокую точность передачи вращения валу внутри одного оборота при некоторой несоосности и угловом перекосе соединяемых валов. При необходимости токосъем комплектуется герконным переключателем каналов 7. [c.155]

Расчетная схема. Для расчетной схемы вала с насаженными на него деталями должны быть определены или заданы величины масс и моментов инерции этих деталей, а также изгибной жесткости различных участков вала. Определение моментов инерции масс для изгибных колебаний не отличается от определения моментов инерции массс при крутильных колебаниях, но в этом случае должны быть определены как осевые, так и экваториальные моменты инерции. [c.411]

Эта система уравнений не является, однако хорошей моделью изгиба лопасти в двух плоскс > ях. Лишь для лопасти, не имеющей крутки и работающей при нулевом угле установки, не будет существенной жесткостной взаимосвязи между изгибом в плоскости вращения и изгибом в плоскости взмаха. При изменении угла установки оси жесткости поворачиваются, тогда как центробежные силы не меняют своего направления относительно осей, связанных с валом винта. Таким образом, если угол установки лопасти не равен нулю, то направление действия центробежной силы не совпадает с осью жесткости и свободные колебания лопасти уже нельзя рассматривать как происходящие независимо в плоскостях взмаха и вращения, как предполагалось выше. Более совершенная модель может быть получена при использовании одного разложения в ряд, описывающего связанные тоны изгибных колебаний в плоскостях взмаха и вращения. В таком анализе следует учесть н крутильные колебания лопасти, поскольку связь между изгибом и углом установки оказывает наибольшее влияние на динамику, Жесткост-ная взаимосвязь наиболее существенна у комля лопасти, так что эти соображения наиболее существенны применительно к бесшарнирному винту. Для шарнирного несущего винта уравнения движения, приведенные здесь, могут быть удовлетворительными, поскольку часто есть необходимость в более простом [c.372]

На рис. 11.43 представлен упругий карданный вал, выпускаемый фирмой Лер (ФРГ). Шарнирные муфты 7, расположенные на концах промежуточного вала переменной длины, имеют игольчатые опоры. Наружная гильза I, имеющая на одном конце вилку шарнира, упруго соединяется G внутренней гильзой 3 через слой привул-канизированной резины 2. Гильза 3 шлицами подвижно соединяется о валом 4, имеющим на конце вилку шарнира. Благодаря центрирующему кольцу 5, соединенному с гильзой 1 винтами, шипу 9, запрессованному в гильзу 3, и опорам скольжения с самосвязывающи-мися вкладышами 6 и 8, достигается значительная изгибная жесткость карданного вала, что способствует повышению предельной угловой скорости. Допустимый угол перекоса валов одной муфтой 15°. Благодаря слою резины, работающей на сдвиг и сжатие, карданный вал обладает значительной крутильной податливостью и допускает относительный поворот концов вала до 15°. Коническая форма гильз 1 и 3 позволяет получить значительную рабочую длину карданного вала при достаточной его изгибной жесткости. В табл. 11.14 приведены основные размеры и параметры карданного вала. [c.49]

Характерной особенностью системы двигатель — трансмиссия—винт является необходимость устранения резонансов ее крутильных колебаний. С этой целью проводятся расчеты собственных частот крутильных колебаний и экспериментальная их проверка на опытном вертолете перед началом полетов. Практика показывает, что нельзя оставлять без внимания различные ответвления системы — приводы агрегатов (насосов, генераторов и т. п.). По результатам расчетов и испытаний принимают решения по изменению параметров системы (в основном крутильных жесткостей валов) и установке гасителей колебаний (аналогичных рассмотренным в гл. 6 и др.). Также анализируют изгибные колебания валов, входящих в трансмиссию. Обяза- [c.198]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...