Коэффициенты для валов и осей

П40. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов и осей с выточками [c.321]

П42. Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении для валов и осей [c.322]

П43. Коэффициенты снижения предела выносливости при изгибе и при кручении для валов и осей у краев насаженных деталей [c.323]

Табл. 12.8. Коэффициенты и — для валов и осей у краев насаженных

Расчет на выносливость. Для валов и осей, подверженных воздействию длительных переменных нагрузок, производится расчет на выносливость. В связи с тем, что на усталостную прочность материалов существенное влияние оказывает концентрация напряжений, масштабный фактор и состояние поверхности (чистота, упрочнение), расчет на выносливость ведется после окончания полного конструирования вала (оси) и носит характер проверочного расчета для определения фактического коэффициента запаса прочности и сопоставления его с допускаемым значением. Поэтому расчету на выносливость должен предшествовать, предварительный расчет на статическую прочность. [c.431]

VI — эффективные коэффициенты концентрации напряжений (отношение предела усталости, полученного в результате испытаний гладких образцов, к пределу усталости, полученного на образцах с концентратором напряжений) соответственно при изгибе и при кручении [1, 10, 31, 33] — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения — масштабный фактор (отношение предела усталости образцов и деталей реальных размеров к пределу усталости, полученному при испытаниях стандартных образцов малых диаметров) [1, 31] Кр — коэффициент влияния шероховатости поверхности [10, 31] Ку — коэффициент влияния упрочнения, вводимый для валов и осей с поверхностным упрочнением (закалка ТВЧ — цементация, азотирование и т. п.) [2, 7] и — коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении (см. табл. 16.2). [c.418]

V.1.61. Эффективные коэффициенты концентрации для валов и осей с различными концентраторами О.Б7, 19) [c.231]

Эффективные коэффициенты концентрации для валов и осей [c.323]

Таблица X Эффективные коэффициенты концентрации киз и к р для валов и осей с поперечными отверстиями

Эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении для валов и осей со шпоночными канавками [c.369]

Коэффициент концентрации у впадин резьбы можно определить и по формуле =1 + 2, / /г, как для валов и осей с канавками. [c.64]

Эффективные коэффициенты концентрации для валов и осей со шпоночными канавками [2] [c.277]

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов н осей с одной и двумя шпоночными канавками [26] [c.609]

Формулы для, определения средних касательных и средних нормальных напряжений, амплитуд касательных и нормальных напряжений и формулы для определения коэффициентов усталостной прочности см. в т. 3, гл. XIV, а также в разделе Прямые валы и оси , стр. 129—147 [10]. [c.161]

По формуле (8.12) определяем расчетный коэффициент запаса прочности п при расчете валов и осей на усталостную прочность (выносливость). По формулам (8.13) и (8.14) рассчитывают коэффициенты запаса прочности при учете изгиба и кручения ( о и Пх), по которым затем определяют п. Для расчета и Пх необходимо знать величины 0д и Ха, которые находят по формуле [c.282]

Для него смазывают механизмы подъемников Во всех механизмах, блочных узлах подъемников вращающиеся валы и оси опираются на подшипники качения или скольжения. Во время вращения при непосредственном контакте между трущимися поверхностями вала и подшипника образуются силы трения, которые приводят к повышению температуры деталей и их износу. Для уменьшения трения, нагрева и износа трущиеся поверхности смазывают. Масло прилипает к поверхности деталей, разъединяя трущиеся поверхности, заменяя сухое трение металла о металл трением внутри масляного слоя. Коэффициент трения снижается, улучшаются и облегчаются условия работы деталей машины. [c.156]

Валы и оси, например, есть круглые стержни, гибкие колеса волновых механизмов—оболочки, зубчатое колесо—совокупность толстостенной оболочки (ступица), круглой пластины (диск), стержней (зубьев). Они рассчитываются методами сопротивления материалов, теории пластин и оболочек, теории упругости. Из-за сложности формы, погрешностей изготовления, износа поверхности решения задач прочности получаются сложными. Для практического применения они упрощаются. Вводятся коэффициенты, определяемые экспериментом или опытом эксплуатации типовых деталей. [c.14]

Коэффициенты срока службы для первого и второго валов при расчете на изгиб по табл. 6 ф< = 1. Для третьего вала и оси барабана гр г 1,15. [c.74]

Вал радиуса г приводится во вращательное движение вокруг горизонтальной оси гирей, подвешенной посредством троса. Для того чтобы угловая скорость вала через некоторое время после начала движения имела величину, близкую к постоянной, с валом соединены п одинаковых пластин сопротивление воздуха, испытываемое пластиной, приводится к силе, нормальной к пластине, приложенной на расстоянии R от оси вала и пропорциональной квадрату ее угловой скорости, причем коэффициент пропорциональности равен к. Масса гири т, момент инерции всех вращающихся частей относительно оси вращения равен / массой троса и трением в опорах пренебречь. [c.279]

Расчет на выносливость заключается в определении действительных коэффициентов запаса усталостной прочности для выбранных опасных сечений валов или осей и является поэтому проверочным. [c.423]

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]

Как видно из последней формулы, величина к. п. д. карданной передачи при заданных ее размерах зависит от коэффициента трения р, и угла у между осями валов. При нормальном техническом состоянии величина высока, составляя для одиночного кардана неравной скорости т] = 0,985 -0,99 (при угле между валами не более 15°). Однако в многоосных автомобилях при наличии нескольких последовательно включенных шарниров общий к. п. д. заметно снижается. [c.235]

Влиянием осевых и перерезывающих сил на напряжение обычно пренебрегают. Для валов и осей, вращающихся относительно векторов нагрузок, коэффициент асимметрии цикла изменения нормальных напряжений назначают К = —1, а для невращающихся относительно векторов нагрузок Я = 0. Обычно для валов, работающих при нереверсивной нагрузке, принимают Я, = 0, а для валов реверсируе.мых передач = —1. [c.171]

Допускаемые значения коэффициента запаса принимают [s],= 1,3+ 1,5, если известны фактические нагрузки, расчетная схема и достоверны механические характеристики материала. Большие значения коэффициентов запаса [л] = 1,62,0 принимают для коротких валов и осей (L/ ) < 3) в связи с пpибл жeннo т]ью расчетной схемы и отклонением действительного значения коэффициента асимметрии цикла от принятого в расчете. Если S < [5] и увеличение размеров сечения невозможно, то наиболее эффективным способом повышения выносливости является применение упрочняющей обработки. [c.172]

Расчет на усталость заключается в определении расчетных коэффициентов запаса по пределу выносливости в опасных сечениях. Такой расчет обычно проводят для валов приводов и передаточных механизмов, работающих при относительно больших силовых нагрузках. На валы и оси действуют силы от установленных на них звеньев передач. Обычно они неподвижны относительно стойки механизма и вызывают в валах и осях напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу (рис. 15.5, б). Большей частью валы передают переменные по значению, но постоянные по направлению вращающие моменты. Эти моменты создают напряжения кручения, изменяющиег ся по отнулевому циклу (рис. 15.5, в). [c.185]

Выведем формулу для определения модуля зацепления. Выразим длину зуба через модуль зацепления Ь = где ф — коэффициент пропорциональности (коэффициент ширины колеса). Коэффициент 1 ) принимают в пределах 6—25. Меньшие значния следует принимать при пониженной точности изготовления зубчатых колес, а также при небольшой жесткости валов и их опор, так как вследствие взаимного перекоса осей парных колес при деформации валов нагрузка вдоль зуба распределяется неравномерно. [c.214]

Комплекс автоматических линий для обработки вагонных осей. Комплекс АЛ (рис. 26) предназначен для механической обработки сложной, крупногабаритной детали повышенной точности—вагонной оси (рис. 27). По своим геометрическим характеристикам вагонная ось относится к симметричным ступенчатым валам. Основными частями, определяющими служебное назначение вагонной оси, являются шейки под роликовые подшипники и предподступич-ные и нодступичные части (несущие элементы колесной пары в сборе). Поверхности вагонной оси сопрягаются переходными поверхностями и разгружающими канавками, образующими плавные переходы. Точность обработанных поверхностей должна быть 8—9-го ква-литета, параметр шероховатости поверхности 2,5 1,25 мкм. Масса готовой детали 400 кг. Материал — сталь 40. Заготовка получается на станках поперечно-винтового проката. Коэффициент использования металла равен 0,82. В некоторых случаях используют поковки, имеющие существенно большие припуски и коэффициент использования металла 0,78. [c.60]

После этого закрепляют подшипник I в плоскости неуравновешенности и повторяют опыт по отношению к плоскости 2. Совершенно очевидно, что при данном методе необязательно знать величины коэффициентов влияния ai2 и aji. Этот метод удобен как для регулировки машин, так и для определения неуравновешенности в тех случаях, когда нетрудно сделать неподвижными один или два подшипника. Величина перемещения измеряется обычным способом. Фазу перемещения легче всего определить по знаку, который зависит от направления вращения тела. В тех случаях, когда перемещения измеряются пропорциональными электрическими величинами, применяют прерыватель, управляемый неразрывно св5нанной с прерывателем дополнительной неуравновешенностью /По (фиг. 13, в). Если исследуют, например, лрогибы вала 2ю и с помощью осциллографа, в контуре которого помещен прерыватель, управляемый ротором, то получается та же картина, которая показана на фиг. 13, а. На основании этого вычерчивают векторы Z)o и 2ц, как это показано на фиг. 13,6. Ввиду того, что всегда рассматриваются векторы, расположенные в параллельных плоскостях (перпендикулярных к оси вращения), умножение и деление векторов производится так же, как умножение комплексных чисел. [c.23]

Анализируя рассмотренные выше построения, следует указать, что метод весовой линии имеет несомненные преимущества по сравнению с другими графическими методами. В первую очередь это простота и точность, так как отпадает двойственность построения, присущая другим методам. Операции с параллельными и пересекающимися векторами (силами) следует простому закону сложения краевых и параллельных составляющих. Вычисление центров масс стержневых систем и механизмов, по методу весовой линии значительно проще, чем по существующим способам. Упрощается также исследование давлений в кинематических парах механизмов и определение реакций опор в стержневых системах. Методом весовой линии весьма просто производится бесполюсное интегрирование и дифференцирование, так как закон распределения сил соответствует закону изменения функции q = f (х). При этом первообразная функция (вес фигуры, заключенной между кривой q = f [х) и координатными осями) представляет собою интеграл. В дискретном анализе понятие бесконечно малая величина" заменяется понятием конечно малая величина со всеми вытекающими отсюда представлениями о производной в конечных разностях и численным интегрированием (вычислением квадратур). Полигоны равновесия узлов в стержневых системах, построенные по методу весовой линии, проще диаграмм Л. Кремоны, так как позволяют вычислять усилие в заданном стержне не прибегая к определению усилий в других стержнях, необходимых для построения диаграмм Кремоны. Графическое решение многочленных линейных уравнений (многоопорные валы и балки, звенья, имеющие форму пластин, и т. д.) производится по опорным весам или коэффициентам при неизвестных. Такой путь наиболее прост и надежен для проверки правильности решения. Впервые в технической литературе. дано графическое решение дифференциальных уравнений для балки переменного сечения на упругом основании и для круглых пластин с отверстиями, аналитическое решение которых требует сложного математического аппарата. В заключение отметим предельно простое решение дифференциальных уравнений теории упругости (в частных производных) указанным методом. [c.150]

При воздействии поля центробежных сил (частота вращения 3000 об/мин) на ротор с трещиной значения Я и У определены в зоне центрального отверстия (первая серия), в зоне придиско-вой галтели (пятая серия), для вала с трещиной, выходящей на внутреннюю (седьмая серия) и наружную (восьмая серия) поверхности. Оказалось, что для трещин, расположенных в плоскости, перпендикулярной оси вращения ротора, значения Кц равны нулю, а значения Кх на один-два порядка меньше, чем значения этого коэффициента при температурном нагружении роторов (валов), характерном для реальных режимов эксплуатации. Отсюда следует, что развитие трещин критической длины, в плоскостях, перпендикулярных оси вращения ротора, зарождающихся в зоне центрального отверстия, маловероятно. Наибольшую опасность в этой зоне представляют трещины, развивающиеся под некоторым небольшим углом к оси вращения ротора. Для этих трещин значения Ki от температурных нагрузок и от центробежных сил будут близки. Этот вывод подтверждается результатами анализа разрушений роторов. [c.102]

Примеры параметрически возбуждаемых колебаний в машиностроении. Параметрические колебания часто встречаются в задачах динамики механизмов и машин. Вал, сечение которого имеет неодинаковые главные жесткости при изгибе, может испытывать незатухающие поперечные колебания даже в том случае, когда он полностью уравновешен. Причиной поперечных колебаний является периодическое (при постоянной угловой скорости) изменение изгибных жесткостей относительно неподвижных осей. В неподвижной системе координат поперечные колебания вала описываются дифференциальными уравнениями с периодическими коэффициентами. Если использовать координатную систему, которая вращается вместе с валом, то придем к дифференциальным уравнениям с постоянными коэффициентами. Поэтому в данном примере изгибные колебания можно трактовать и как параметрически возбуждаемые колебания, и как автоколебания. Для вала, который может совершать поперечные колебания только в одной плоскости, причиной поперечных колебаний является периодическое изменение изгибной жесткости вала в этой плоскости. Примером системы с периодически изменяющейся приведенной массой служит шатунно-кривошипный механизм. Параметрическое возбуждение колебаний возможно во многих системах, где движение передается через упруго деформируемые звенья, например, в спарниковой передаче в локомотивах. [c.116]

Определение р меров элементов литых конических зубчатых колес. Размеры элементов литых зубчатых колес зависят не только от прочности, но и от необходимых соотношений между ними, определяемых технологическим процессом отливки. В зависимости от размеров изготовляются однодисковые зубчатые колеса с четырьмя, шестью и восьмью ребрами. Выбор четного числа ребер объясняется наиболее выгодным расположением прибылей и устранением дефектов в виде раковин и т. п. Формулы для определения размеров элементов литых конических зубчатых колес приведены в табл. 11. Для подсчета толщины обода литых и кованых конических зубчатых колес принята формула, как и.для подсчета толщины обода литых цилиндрических зубчатых колес, с учетом влияния коэффициента ширины зуба и суммарного числа зубьев Zj . В конических зубчатых колесах при уменьшении угла ф возрастает величина радиальной нагрузки и увеличивается расстояние от точки приложения этой нагрузки до оси симметрии диска. Для уменьшения влияния моментов от радиальной и осевой нагрузок расстояниеот торца окружности выступов на малом конусе до диска определяют в зависимости от угла ф. Б табл. 11 приведены формулы для предварительного определения отверстия в ступице колеса под вал. Учитыва технологию отливки в местах, указанных буквой N (лист 10, рис. 2, 3, 4), допускается утолщение обода до высоты ребер. При изготовлении кованых и литых конических зубчатых колес используют те же стали, что и для цилиндрических зубчатых колее. [c.29]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...