Валы Коэффициенты расчетные

За счет влияния щек распределение напряжений в среднем сечении коленчатого вала отличается от номинального [6]. В табл. 11, 12 (гл. 11) приведены коэффициенты, отражающие влияние различных конструктивных фан-торов колена вала на распределение напряжений в шейке, и коэффициент общей неравномерности Р, учитывающий неравномерность распределения напряжений по поверхности вала в расчетном сечении [6]. Напряжения в шейках вала с учетом общей неравномерности распределения напряжений составляют [c.328]

Л гтах — наибольший крутящий момент на валу колеса Б кг-см, определенный исходя из максимального момента на валу червяка к — коэффициент расчетной нагрузки [c.296]

По — КПД передачи от двигателя к приводному валу Но — расчетный коэффициент трения (сцепления) между лентой и барабаном [c.4]

Мр — расчетный момент на валу червячного колеса, Afp = КМ , где К — коэффициент нагрузки и — номинальный момент на валу червячного колеса [c.177]

По данным предыдущей задачи определить (при нормальной нагрузке) расчетную нагрузку (Q) упорного подшипника, установленного на валу червячного колеса. Принять коэффициент динамичности Kg= 1,3. Дополнительно учесть, что червяк одно-заходный и его угловая скорость = 730 об мин к. п. д. червячного зацепления г] = 0,68. [c.265]

Определить момент на валу электродвигателя и расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса г - Принять коэффициент нагрузки К = 1,6 коэффициент износа 7 = 1,5. [c.268]

Определить допускаемое напряжение кручения для цилиндрического конца вала редуктора, ослабленного шпоночной канавкой (см. рис. 1.10, б). Вращающий момент изменяется во времени по симметричному циклу в соответствии с тяжелым режимом нагружения (см. рис. 1.8, в), изгибающий момент пренебрежимо мал по сравнению с вращающим. Расчетный срок службы L = 15 лет, коэффициент использования в течение года =0,8, коэффициент использования в течение суток /С,. = 0,66, частота изменения напряжения = 3 цикла/мин. Материал вала — сталь 45, диаметр d = 85 мм. [c.21]

Выбрать по ГОСТ 8793—68 шпонку клиновую с головкой для крепления на валу d=50 мм чугунного шкива клиноременной передачи (см. рис. 5,8) и проверить прочность соединения при условии, что окружное усилие в клиноременной передаче f1 = 2500 Н, расчетный диаметр шкива D = 300 мм, длина ступицы i = = 70 мм, коэффициент трения /=0,16. [c.95]

Пусть диаметр вала 1 = 100 мм. Вал и ступица стальные. Высота колец = 0,1 1 = 10 мм. Наружным диаметр ступицы г/ ар = 160 мм (- = - - = 0,75), Расчетным коэффициент тре- [c.312]

Уравнение (5.24) является контрольным, поскольку все три слагаемых в его левой части известны. Однако оно может быть и расчетным. Например, когда силовой анализ выполняется для механизма, движущегося в установившемся режиме с малым коэффициентом неравномерности. В этом случае момент Млч обычно неизвестен и его надо определить из уравнения (5.24). Момент М<ы может иметь значительную величину, что весьма существенно для расчета главного вала машины (звена У) на прочность. [c.194]

Коэффициенты запаса и 5 . прочности определяют по формулам (3.223) и (3.224). Расчетный коэффициент запаса прочности 5 в сечении /—/ определяют по формуле (3.222). Если по расчету получилось 5< [5], то следует изменить материал вала или произвести поверхностное упрочнение посадочных диаметров. Увеличение диаметра вала нежелательно, так как возрастает масса конструкции. [c.407]

По традиции основное внимание уделяют расчетам валов на изгиб с кручением. При этом многие преподаватели аргументируют актуальность этого вопроса потребностями курса деталей машин. Эта аргументация явно несостоятельна, так как расчет валов в курсе деталей машин в настоящее время принято вести предварительно на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям, а окончательно — на сопротивление усталости (определение расчетных коэффициентов запаса). Таким образом, расчеты, основанные на гипотезах прочности, не находят применения. В то же время, по-видимому, не следует отказываться от изложения этих расчетов в курсе сопротивления материалов, так как развивающее значение их несомненно. [c.167]

Расчетный коэффициент запаса прочности вала в сечении и- II [c.292]

Назначение. Равномерное движение звеньев механизмов может быть обеспечено в том случае, если во время работы будет соблюдаться равенство подводимой и расходуемой энергии. В этом случае имеет место равенство моментов движущих сил Л1д и моментов сил сопротивления Мс, приведенных к одному валу (при поступательном движении — соответственно Рд и Рс). Однако такие условия при работе механизмов выполняются редко и всегда имеет место избыток или недостаток энергии и избыточный приведенный момент на валу (положительный или отрицательный) АМ = /Ид — — Мс, вызывающий неравномерное движение. Назначение регулятора скорости состоит в сведении к нулю или компенсации влияния этого излишка энергии. Это может быть достигнуто либо за счет изменения движущих сил Мд при регулировании (изменение подачи пара в турбинах, топлива в двигателях, силы тока в электродвигателях), либо за счет изменения сил сопротивления Мс (путем создания добавочных сопротивлений, расходующих излишек энергии). Регуляторы, основанные на первом принципе, используются в нагруженных механизмах (силовых). Они обеспечивают более полное использование подводимой энергии к механизмам, а следовательно, и высокий коэффициент полезного действия. Регуляторы, основанные на втором принципе, используются в ненагруженных механизмах (несиловых), в частности, в приборах. Здесь вопрос полного использования подводимой к механизму энергии теряет свою остроту, так как в большинстве механизмов для возможности преодоления сил сопротивления при их случайном увеличении движущие силы умышленно создаются значительно большими так в лентопротяжных механизмах магнитофонов для обеспечения высокой стабильности вращающего момента мощность двигателя выбирается в три — пять раз больше номинальной расчетной, а в исполнитель- [c.366]

Тип и серию подшипника выбирают в зависимости от диаметра Вала II частоты его вращения, а затем расчетное значение коэффициента работоспособности сравнивают с приведенным в каталоге. [c.304]

Расчет на сопротивление усталости. Этот расчет валов выполняют как проверочный он заключается в определении расчетных коэффициентов запаса прочности в предположительно опасных сечениях, предварительно намеченных в соответствии с эпюрами моментов и расположением зон концентрации напряжений. [c.298]

Р, , где - окружная сила муфты (см. гл. 35). Поскольку направление силы может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа), в расчетной схеме ее направляют так, чтобы она увеличивала напряжения. Необходимые для расчета вала значения коэффициентов /с , к е , е Р , р (/ и можно определить по литературе [19, 20]. Допускаемый коэффициент безопасности в зависимости от назначения вала или оси принимают в пределах [и] = 1,5 ч- 2,5. [c.317]

Расчет на усталостную прочность. Он заключается в определении расчетных коэффициентов запасов прочности в предположительно наиболее опасных сечениях. При работе валы испытывают циклические напряжения. Принимают, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения — по отнулевому (пульсирующему) циклу (см. рис. 13.1, б). [c.387]

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]

Иногда при приведении может измениться размерность коэффициента жесткости. Произведем, например, приведение упругих характеристик ременной передачи (рис. 11,5) при переходе к расчетной схеме эквивалентного упругого вала, вращающегося со скоростью ведомого шкива (рис. И, е). Если обозначить коэффициент жесткости одной ветви ременной передачи с, то, считая [c.36]

Основной характеристикой муфт является передаваемый ими вращающий момент. Наиболее распространенные муфты стандартизованы и их основные параметры регламентируются ГОСТами или нормалями. В этом случае муфты подбирают по большему диа.метру соединяе.мых валов и расчетному моменту Тр — кТ, где Т—действительный передаваемый момент к — коэффициент режима работы муфты в приводах от электродвигателя обычно принимают к=, . .. 1,4 при спокойной нагрузке =1,5. .. 2 при переменной нагрузке к = 2,Б. .. 4 при ударной нагрузке. [c.340]

В формулах М р — наибольший передаваемый крутящий момент d — диаметр вала /р — расчетная длина шпонки (см. рис. 9) Лили h — высота шпонки t или t — глубина паза вала Ь — ширина клиновой шпонкн f — коэффициент трения, для стали и чугуна /= 0,15- 0,2 о1см—допускаемое напряжение смятия материала шпонки или детали в общем машиностроении [а]см = 800 -4- 1500 кгс/см (меньшеа значение для чугуна, большее — для стали). В редукторах [а]см принимают равным 500—1800 кгс/см , для текстолита — 200 кгс/см , для скользящих незакаленных стальных поверхностей — 100—200 кгс/см . [c.380]

Для обеспечения необходимой жесткости вала червяка рекомендуется принимать q = 0,25z2 с последующим округлением до ближайшего стандартного значения ГОСТ 2144—76 установлено два ряда значений 6,3 8 10 12,5 16 20 25 и 7,1 9 11,2 14 18 22,4. Первый ряд следует предпочитать второму. Коэффициент расчетной нагрузки [c.52]

Величина этого коэффициента дая тракторных дизелей, топливные насосы которых снабжены корректорами подачи топлива, должна находиться в пределах 1,2—1,25 при изменении оборотов коленчатого вала, оцениваемого отно-шегшем числа оборотов вала при расчетной мощности к числу оборотов пм при максимальном крутящем моменте, которое должно находиться в пределах 1,4 2,5. [c.282]

Расчетная схема механизма может быть представлена в виде пяти сосре-доточе1П1ых масс со следующими моментами инерции, кг м момент инерции рогора электродвигателя = 6,25 момент инерции муфты J2 = 1Л5 момент инерции тормозного шкива /5 = = 3,17 момент инерции остальных вращающихся частей Уд = 1,59 приведенный к первому валу механизма (валу электродвигателя) момент инерции от веса груза и крюковой подвески, /4 = 0,33. Коэффициенты жесткости соединительных звеньев имеют следующие значения. Н-м 0 2 = 855 100 Сз, = 1 623 000 С35 = 4799000. Приведенный к первому валу коэффициент жесткости канатов С34 = 209,7. [c.259]

Зубчатое зацепление 1 прямозубое. Требуется 1) определить усилия, возникающие в зубчатых зацеплениях 2) составить расчетную схему вала и построить эпюры крутящего момента и изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях 3) определить коэффициент запаса прочности для сечения А—А вала, учитывая концентрацию напряжений от шпоночной канавки (размеры сечения шпонки выбрать самостоятельно) и принимая, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения—по иульсирую- [c.210]

Вал червячного колеса (см. рис. 16.1) смонтирован на двухрядных сферических шарикоподшипниках 1617, имеющих коэффициент работоспособности С = 132-10 . Определить расчетную (теоретическую) долговечность наиболее нагруженного подшипника, если угловая скорость вала п = 55 об1мин, расстояние между серединами подшипников / = 320 мм колесо расположено симметрично относительно опор. Данные для определения усилий в червячном зацеплении взять из задачи 16.1. К. п. д. червячного зацепления ц = 0,83. При определении приведенной нагрузки подшипника принять Kg = 1,2. [c.259]

Расчет подшипников по приведенным формулам и каталожным данным дает лишь средние н притом несколько приуменьшенные значения долговечности. -Согласно статистическим данным у 50% подшипников долговечность в 3 — 4 раза, а у 10% в 10 — 20 раз превышает расчетную, причем у подшипников повышенной точности она значительно больше, чем у подшипников нормальной точности. Долговечность и несущая способность подшипников очень сильно зависит от конструкции узла, правильности установки подшипников, жесткости вала и корпуса, величины натягов на посадочных поверхностях и, особенно, от условий смазки. Полшипипки в правильно сконструированных узлах при целесообразном предварительном натяге нередко работают в течение срока, во много раз превосходящего расчетный. С другой стороны, высокое значение коэффициента работоспособности не является гарантией надежности. Такие подшипники могут быстро выйти из строя вследствие ошибок установки (перетяжка подшипников, перекос осей, недостаточная или избыточная смазка). [c.471]

Аналогичные рассуждения проводят относительно коэффициентов жесткости с,, Сг, Сз, в трехмассной модели, Сд и с — в одномассной модели и соответствующих коэффициентов демпфирования fei, 2 3 и 0- Коэффициенты жесткости с, и с соответствуют коэффициенту жесткости клапанной пружины j — коэффициенту жесткости коромысла Сз — приведенному коэффициенту жесткости штанги 2 С4 — приведенному коэффициенту жесткости участка распределительного вала q — приведенной жесткости механизма. Для упрощения расчетной схемы коэффициенты демпфирования k при-нимакзт в первом приближении равными нулю. [c.473]

Расчетная удельная нагрузка. Наибольшие нормальные силы действуют на зубья колес, когда в зацеплении находится одна пара зубьев, при этом зона их контакта расположена около полюса зацепления. Поэтому усталостное разрушение зубьев (осповидный износ) происходит в средней части боковой поверхности зуба. Неточности изготовления и сборки передачи, упругие деформации валов и колес, толчки и удары, происходящие в момент входа зубьев в зацепление, учитывают путем введения в расчетные формулы коэффициента концентрации нагрузни Хк и коэффициента динамичности нагрузки [c.175]

Для определения коэффициентов безопасности необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. При составлении расчетной схемы вала действительные нагрузки, распределенные по длине ступицы зубчатого колеса, ширине подшипника заменяют сосредоточенными расчетными нагрузками подшипники - шарнирными опорами. Центры опор принято принимать как показано на рис. 286, а-в. В случае наличия муфты учитывают нагрузку от нее на вал, которая имеет место вследствие неизбежной несоос-ности соединяемых валов. Значение этой силы приближенно можно принять = (0,2 [c.317]

Результаты экспериментов показывают, что исходная шероховатость поверхности контртела оказывает существенное влияние на интенсивность изнашивания и величину коэффициента трения. Интенсивность изнашивания зависит от величины комплексного параметра шероховатости А. Так, для полированных поверхностей до У9—10 получены наименьшие интенсивность изнашивания и коэффициент трения, несмотря на разные высоты неровностей, но почти одинаковые величины А. Расчетная величина комплексной характеристики соответствует экспериментальным параметрам шероховатости поверхности контртела, при которых получены наименьшая интенсивность изнашивания и минимальный коэффициент трения для подшипника из метал-лофторопласта, работающего в паре с металлическим валом из стали 45 при установившемся режиме трения. [c.101]

Наконец, апачимость расчета зависит от наличия или отсутствия унифицированных расчетных схем, по которым имеются проверенные практикой значения коэффициентов запаса. Например, более правильно было бы рассчитывать коленчатый вал двигателя, как статически неопределимую многоопорную балку. Такая схема, однако, не применяется, во-первых, вследствие сложности, а во-вторых, ввиду наличия неучитываемых факторов, таких, как выработка вкладышей и т. п. Предпочитают рассчитывать коленчатый вал как разрезную балку, сопоставляя найденный коэффициент запаса с полученными тем же методом коэффициентами запаса для других отлаженных, надежно работающих двигателей. [c.30]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...