Посадки Напряжения — Расчет

Чтобы обеспечить максимальную угловую скорость, необходимо внешнее кольцо выбрать оптимального относительного размера (см. табл. 6.2) из условия одновременного разрушения от радиальных и окружных напряжений, а для обеспечения минимального числа слоев последующие слои выбирать из условия разрушения по радиальным напряжениям. Результаты расчета последовательности толщин колец из современных композитов, образующих многослойные диски с /я =0,1, показали, что минимальное число композитных слоев, необходимое для заполнения всего конструкционного объема, невелико. Расчет показал, что уровень допустимых радиальных напряжений в последнем кольце допускает осуществление жесткой посадки его на вал. Эффективное использование всего конструкционного объема диска-маховика приводит к значительному увеличению удельной объемной энергоемкости. [c.433]

Болт поставлен без зазора (рис. 1.23). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим посадку типа напряженной. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. В общем случае болт можно заменить штифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза [c.41]

Расчет на прочность деталей соединения производят по наибольшему вероятностному натягу выбранной посадки. Этот натяг создает напряжение у соединяемых деталей. Эпюры распределения нормальных напряжений (окружных ст< и радиальных От) в материале сопряженных деталей показаны на (рис. 3.6). [c.43]

Напряжения кручения возникают только при затяжке и в дальнейшем исчезают в результате упругой отдачи болта. Поэтому при расчете стяжных соединений на длительную прочность напряжения кручения обычно не учитывают, ограничиваясь расчетом болта на растяжение силой Р [формула (135)], за исключением специальных случаев, например при посадке на тугой резьбе, когда при затяжке возникают высокие скручивающие напряжения. [c.422]

Болт поставлен без зазора (рис. 209). При этом отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта выполняют с допуском, обеспечивающим посадку с небольшим натягом. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта необязательна. Поэтому стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия по формулам (23.2) и (23.4). Допускаемое напряжение на срез принимают [а] р = 0,4а,,. Допускаемое напряжение на смятие принимают для стали [ст]см = 0,8(7,, и для чугуна [а]ем = (0,4-0,5)а,р. [c.233]

При больших скоростях вращения происходит некоторое растяжение колец подшипника под действием центробежных сил, что может привести к изменению посадочных напряжений. Поэтому при расчете и выборе посадок высокоскоростных опор необходимо учитывать скорость вращения подшипников и рабочую температуру подшипникового узла. Вследствие того что внутреннее кольцо подшипника и ось, на которой оно посажено нагреваются неодинаково, посадка должна быть тем более тугой, чем выше предполагаемая рабочая температура подшипника и чем больше теплоотдача оси. [c.86]

Зная величины напряжений на границах участков, легко определить (если это необходимо) напряжения на любом промежуточном радиусе. В виде примера это сделано для радиусов Хщ = 250 мм и Х2т = 450 мм. В табл. 10 вычислены (в двух последних строках) коэффициенты аир для этих радиусов, в табл. 11 — напряжения. Последние определяют при помощи формул (243) и (244) по истинным напряжениям на внешнем радиусе данного участка. Кривые напряжений по радиусу диска построены на рис. 175, уточненный расчет диска (с учетом необходимого натяга при посадке диска на вал) дан в 55. [c.213]

Расчет сводится к определению 1) величины натяга при посадке диска на вал 2) напряжений в диске при этом натяге и при рабочем числе оборотов 3) напряжений в диске при освобождающем числе оборотов 4) напряжений в неподвижном диске, вызванных натягом при посадке на вал. [c.236]

Напряжения в неподвижном диске от натяга при посадке можно найти с помощью второго из двух расчетов диска (при п = 0 а,а = о и Ща — произвольном), в результате этого расчета на внутренней расточке диска находят напряжения о)1, [c.237]

Напряжения в неподвижном диске от натяга при посадке можно найти по материалам второго расчета в табл. 15. [c.240]

При определении напряженного состояния диска расчет можно закончить, когда напряжения двух последующих приближений будут практически одинаковыми. Для этого обычно бывает достаточно двух-трех приближений. Для правильного подсчета радиального зазора между рабочими лопатками и корпусом и определения посадки диска на вал в рабочем состоянии или для сравнения возникающих пластических деформаций с допустимыми для данного материала нужно будет найти деформированное состояние диска. В этом случае расчет следует закончить, когда, кроме напряжений, будут практически одинаковыми величины Е двух последующих приближений в каждой точке диска. [c.246]

При конструировании диска необходимо прежде всего выбрать способ соединения диска с валом турбины. Наиболее распространенными являются соединения с помощью шпонок или пальцевых втулок. При этом необходимо предусмотреть надежную связь диска с валом, т. е. обеспечить, чтобы за все время работы диск был надежно центрирован и не изменял своего положения относительно вала. Наиболее просто это достигается горячей посадкой диска на вал. Для этого диск изготовляют с внутренней расточкой несколько меньшего диаметра, чем наружный диаметр посадочной части вала. После горячей посадки диска на вал на контактной поверхности возникают радиальные напряжения натяга. Если эти напряжения отличны от нуля во все время работы (что достигается расчетом натяга), то диск надежно фиксирован относительно вала. Крутящий момент передается на вал силой трения, возникающей в результате предварительного натяга, а также шпонками, которые заводят в пазы диска и вала (рис. 95). [c.205]

Для насадных муфт металл выбирают исходя из тех же принципов и условий, что и для дисков, работающих в зоне низких температур. Особое внимание следует обратить на расчет полумуфты с учетом центробежных сил фланца и болтов, напряжений от посадки, крутящего момента (максимального при коротком замыкании) и т. п. Продольные призматические шпонки ставятся лишь при суммарном напряжении на расточке, не превышающем 20 кгс/мм . Желательно заменять эти шпонки штифтами. [c.271]

Все рассуждения велись до сих пор в предположении, что края диска свободны от действия внешних усилий. Эго предположение обычно не соответствует действительности. Посадка диска на вал выполняется в горячем состоянии или с помощью гидравлического пресса с таким натягом, чтобы деформация отверстия диска, вызванная центробежными усилиями, всегда была меньше, чем обратная ей по знаку, деформация при посадке диска, т. е. чтобы в рабочем состоянии диск плотно сидел на вале. Наружный край диска обычно снабжается ободом для закрепления в нем лопаток турбины, при вращении которого возникают дополнительные центробежные усилия, передающиеся на диск. Таким образом, по наружному и внутреннему краю диска обычно действуют некоторые равномерно распределенные растягивающие или сжимающие усилия. Вызванные этими усилиями напряжения в диске могут быть вычислены по формулам, выведенным для расчета толстостенных цилиндров (формулы (25.9) 144). Складывая напряжения по формулам (25.9), а также (29.9) и (29.10), получаем возможность построить полную картину распределения напряжений во вращающемся диске. [c.498]

Натяги и посадки. Формула Ляме. Из курса Сопротивление материалов [39] известно решение (формулы Ляме) для напряжений и деформаций толстостенных труб под действием внутреннего и внешнего давлений. Это решение получено в предположении, что длина трубы существенно больше ее радиуса, материал трубы однороден, поверхности контакта идеально гладкие. Применяя это же решение к расчету соединений с натягом цилиндрических деталей, считают, что расчетный (теоретический) натяг N и давление р на стыке деталей связаны зависимостью Ляме, которая является основой для расчетов соединений с натягом при подборе посадки [c.111]

Для упрощения расчетов считают, что напряжения смятия (давление) распределены равномерно по площади контакта боковых граней шпонок и шпоночных пазов (рис. 6.4, а), а плечо равнодействующей этих напряжений равно Q,Sd (где d — диаметр вала). Давлением на рабочих поверхностях шпонок и пазов, возникающим при посадке шпонок в паз вала с натягом, пренебрегают. При этих упрощениях напряжения смятия на боковых рабочих гранях шпонки или паза в ступице и на валу находят по формуле [c.132]

Болт поставлен без зазора (рис. 1.21). В этом случае отверстие калибруют разверткой, а диаметр стержня болта вьшолняют с допуском, обеспечивающим беззазорную посадку. Такая установка болта в отверстие соединяемых деталей обеспечивает восприятие внешней нагрузки стержнем болта. При расчете прочности соединения не учитывают силы трения в стыке, так как затяжка болта в принципе не обязательна. В общем случае болт можно заменить щтифтом. Стержень болта рассчитывают по напряжениям среза и смятия. Условие прочности по напряжениям среза [c.37]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей [см. формулы (7.6) и (7.8)]. Так, например, для посадки 0 бО/Г7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает наименьший натяг (45 мкм). Во столько же раз могут изменяться действительные нагрузочные способности соединения и напряжения в деталях. Пределы рассеивания натяга уменьшаются с повышением квалитета точности изготовления деталей. [c.111]

Если условие (7.13) не соблюдается, соединение усиливают шпонкой. Расчет шпоночного соединения выполняют по полному моменту нагрузки Т [см. формулу (6.1)]. Влияние посадки на конус учитывают, как и в посадках с натягом, при выборе допускаемых напряжений [асм]. [c.114]

При расчете кулачково-дисковых муфт полагают, что натяг и зазор посадки выступов в пазы равны нулю . В этом случае деформации и напряжения в различных точках поверхности [c.369]

Отсутствие экспериментальных данных по характеру изменения параметров напряженно-деформированного состояния плит сборного покрытия в момент посадки на них тяжелых самолетов делает задачу об оценке точности центральной задачей по обоснованию достоверности результатов теоретических исследований, поэтому основные параметры расчетной схемы (количество и тип КЭ, степень дискретизации массы, аппроксимация нагрузки, шаг интегрирования по времени) назначались на основе многовариантных расчетов. [c.174]

В результате проведенных расчетов были установлены параметры расчетной схемы и определено напряженно-деформированное состояние фрагмента сборного покрытия при посадке на него тяжелого самолета (рис. 6.3, 6.4). Из приведенных на рисунках данных следует, что характер деформирования покрытий под нагрузкой определяется, в основном, вынужденными колебаниями рассматриваемой системы и близок к статическому. Так, амплитуда свободных колебаний после снятия нагрузки не превышает 0,1 от прогиба покрытия под расчетным колесом шасси самолета, а величина последнего практически совпадает с полученной в результате расчета в статической постановке. Характер и величины изгибающих моментов, возникающих в сечениях плиты при воздействии на покрытие посадочного устройства самолета в момент посадки, также близки к статическому (рис. 6.4). Величины изгибающих моментов, действующих в сечениях плит в процессе свободных колебаний, в десять и более раз меньше изгибающих моментов под расчетным колесом опоры, которые, в свою очередь, по величине и характеру соответствуют изгибающим моментам, возникающим в плите при статическом приложении нагрузки. [c.175]

В результате упругого расчета выяснилось, что в начальный момент цилиндры контактируют по всей поверхности напряженной посадки. Распределение контактного давления для этого случая показано на рис. 23 (кривая /). С течением времени происходит частичное освобождение взаимодействующих тел друг от друга. Распределение контактного давления для моментов времени t, равных 10, 105 и 155 ч, показано на рис. 23 кривыми 2, 3 и 4 соответственно. На левой части рис. 22 нанесены линии равных интенсивностей напряжений сплошные для < = О, а штриховые — для t = 155 ч. [c.126]

В результате необратимых процессов пластичности и ползучести деформация дисков может быть значительной и приводить к нежелательным явлениям — изменению зазоров в лабиринтных уплотнениях, короблению, изменению посадок, задеванию лопаток за корпус и т. д. Пластические деформации, появляющиеся сразу после нагружения, в дальнейшем не увеличиваются вследствие упрочнения материала, если нагрузки не превышают первоначально приложенных это используют на практике. Для того чтобы при работе не менялись посадки и зазоры, а материал деформировался упруго, применяют технологическую операцию предварительной раскрутки диска — автофретирование. Диск, почти полностью механически обработанный, за исключением посадочных мест, раскручивается (обычно без лопаток) на специальной технологической установке при постоянной температуре, примерно соответствующей рабочей. Частоту вращения при этой операции определяют расчетным путем таким образом, чтобы напряжения в диске примерно соответствовали напряжениям упругого расчета для облопаченного диска на максимальном рабочем режиме в эксплуатации. Затем диск снимают с установки и подвергают окончательной механической обработке посадочные места, уплотнения и т. п. В табл. 4.2 приведены остаточные удлинения дисков газовых турбин различных размеров (типов) по наружному диаметру после автофретирования и указана относи- [c.122]

Определение в некоторых деталях напряжений, возпикаюш,их от напряженной посадки. В сб. Расчеты на прочность, вып. 2, 1958. [c.683]

Расчет прессовых соединений на коррозионно-механическое изнашивание пока не разработан, но известны методы снижения или даже устра1(ения этого вида изнашивания повышение твердости поверхностей посадки уменьшение напряжений а и т путем увеличения диаметра в месте посадки увеличение давления посадки р, а следовательно, и сил трения, которое сокращает распространение деформаций внутрь ступицы и уменьшает относительные перемещения образование кольцевых проточек по торцам ступицы (см. рис. 7.8). Эти проточки увеличивают податливость ступицы, позволяют ей деформироваться вместе с валом и уменьшают микросдвиги. [c.90]

При расчете кулачково-дисковых муфт полагают, что натяг и. зазор посадки выступов в пазы равны пулю. В этом случае деформации и напряжения в различных точках поверхности соприкосновения пропор циопальны расстояниям этих точек до оси муфты (рис. 17.6, в). [c.303]

В технике высоких давлений, кроме посадки, применяется так называемое автофретирование, которое заключается в предварительной нагрузке цилиндра внутренним давлением, большим рабочего, с таким расчетом, чтобы во внутренних слоях цилиндра возникали пластические деформации. После снятия давления во внешних слоях цилиндра сохраняются упругие напряжения растяжения, а во внутренних слоях возникают напряжения сжатия (рис. 321). [c.286]

На основании этого уровня напряжения были проведены расчеты длительности роста трещины с использованием тех положений фронта трещины, для которых можно было по излому надежно определить соотношение полуосей при расчете КИН по уравнению (15.2) и последующему использованию указанной выше единой кинетической кривой. Рассматривалось нагружение стойки в сечении разрушения с максимальной частотой 10 Гц при посадке и пробеге самолета в течение 30 с, что является наиболее продолжительным нагружением стойки за посадку, а следовательно, оценка длительности роста трещины является в этом случае минимальной ддя выявленных размеров трещины. Результаты проведенного расчета представлены в табл. 15.2 и на рис. 15.9. Анализ полученной закономерности и ее сопоставление с данными рис. 15.8 указывают на их цолное совпадение. Это подтверждает правильность выполнен ной оценки закономерности роста трещины и использованных в расчетах представлений о количестве циклов нагружения детали в рассматриваемом сечении за одну посадку. [c.783]

Из-за большой разницы коэффициентов теплового расширения алюминиевых сплавов и стали или чугуна монометаллические вкладыши из алюминиевого сплава, установленные в стальной или чугунный корпус (наиболее распространенная конструкция подшипника), при рабочих температурах могут иметь высокие внутренние напряжения сжатия, тем большие, чем выше температура (см. табл. 77—78). При некоторой критической температуре внутренние напряжения могут достигать предела текучести материала (при условиях, зависящих от посадки, геометрических размеров, прочности сплава и разницы в коэффициентах теплового расширения корпуса и вкладыша) и вкладыши начнут деформироваться пластически. Вследствие этого при последующем охлаждении вкладышей внутренний диаметр их уменьшается против начального, что приводит к опасному уменьшению или исчезновению зазора между валом и вкладышами. Величина критической температуры, как показали расчеты и экспериментальная прогерка, обратно пропорциональна пределу текучести материала, что и привело к распространению наиболее прочных алюминиевых сплавов в начальный период промышленного применения алюминиевых антифрикционных сплавов. [c.113]

В предыдущих расчетах принималось От1 заданным в пределах 5—15 Мн1м и выше, однако в действительности он определяется величиной натяга и раз.мерами вала. Поэтому, уточняя разобранные выше методы расчета диска, надо определить необходимую величину натяга, гарантирующую плотную посадку диска на любых режимах работы турбины, по этой величине найти напряжения на внутренней поверхности втулки и, базируясь на них, рассчитать диск. [c.232]

В ряде случаев посадки назначают на основе расчетов. Для посадок с гарантированным натягом расчетом устанавливают величину натяга, нужного для передачи сопряжением крутящего момента или усилия, а также споеобность материала дета.тей выдерживать напряжения, создаваемые натягом. Для сопряжений шеек валов с вкладышами опор скольжения расчетом устанавливают величину зазора, необходимого для обеспечения жидкостного режима трения. [c.179]

Оптимизация параметров рычажного механизма. Воз-никаюшая в подвешенных элементах от вращения или вибрации динамическая сила передается в первую очередь на подвесную опору (рис. 7.25) рычажного механизма, которая может ей противостоять, так как обладает способностью накапливать потенциальную энергию. Опору вьшолняют прямоугольного сечения, а подвешенные элементы крепят к ней с помощью оси. Трудности расчета функциональных параметров подвесной опоры вызваны сложностью определения напряженного состояния опоры из-за влияния посадки оси в отверстие, возникающей потерей устойчивости, необходимостью обеспечения виброустойчивости. В рассмотрении напряженного состояния опоры наибольший интерес представляют точки А, В и сечение Е (рис. 7.26). [c.391]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Напр)Окения в составном цилиндре, на внутреннем радиусе при посадке наружной трубы с натягом, уменьшаются. Для составной трубы из разнородных материалов расчет напряжений от давления проводится отдельно для внутреннего и внешнего цилицоров. Для внутренней трубы [c.249]

Решение проблемы обеспечения прочностной надежности элементов конструкций на стадии их проектирования и расчета в значительной степени зависит от достоверности информации о возникающих в эксплуатации воздействиях (нагрузках). Информация эта может быть представлена в различной формами иметь различную степень детализации. Она может быть использована либо непосредственно для анализа нагрузок и напряжений и оценок прочностной надежности, либо быть исходной (входом) при динамическом анализе механических систем. Разнообразие режимов работы и особенностей функционирования различных элементов конструкций обусловливает многообразие возникающих воздействий. В качестве примера рассмотрим осциллограммы реальных нагрузок, возникающих в подрессоренных и неподрес-соренных элементах конструкций транспортных и землеройных машин при движении их по дорогам случайного профиля и при выполнении некоторых технологических операций (рис. 1.1 и 1.21. Качественные и количественные различия в возникающих нагрузках обусловлены различием в условиях нагружения и особенностями выполняемой, технологической операции. Неупорядоченные нагрузки возникают также в элементах строительных конструкций (мачтах, антеннах) при случайных порывах ветра, в самолетах в полете при пульсации давления в пограничном турбулентном слое воздуха и при посадке и движении самолета по взлетной полосе и т. д. Нерегулярные морские волнения приводят к аналогичной картине изменения усилий и напряжений в элементах конструкций судов и береговых гидротехнических сооружений. Вопрос о том, какая по величине нагрузка возникнет в некоторый конкретный момент времени, не имеет определенного (детерминированного) ответа, так как в этот момент времени она может быть, вообще говоря, любой из всего диапазона возможных нагрузок. Введение понятия случайности, мерой которой является вероятность, снимает эту логическую трудность и позволяет ввести количественные оценки в область качественных представлений [c.7]

НРОВЛЕМА НАДЕЖНОСТИ МАТЕРИАЛА — совокупность технологич., конструкционных и эксплуатационных вопросов, определяющих способность материала иметь и сохранять в течение срока службы св-ва, определяющие эффективность работы в заданных условиях на уровне тех предпосылок, к-рые были приняты ири проектировании и расчете изделия для безотказной работы в условиях нормальной эксплуатации, а также сохранять работоспособность при возможных отклонениях условий работы от норм, предусмотренных проектом, технологией и инструкциями по эксплуатации изделия, изготовленного из данного материала. Надежность системы определяется, кроме надежностн материала, также хар-ками изделий их конструкцией, условиями работы, устойчивостью, наличием напряжений остаточных, зазорами, допусками, посадками и их изменением вследствие износа, коррозии, смазкой и др. В статье рассмотрена лишь часть вопросов надежности (И.), зависящая от материала. [c.68]

Для передачи на кромку кольца радиального давления от посадки его в гнездо с натягом, в узлах объёмных элементов, лежащих на поверхности контакта, добавлялись радиально направленные стержневые конечные элементы малой длины и большой жесткости. В узле, на свободном конце стержневого элемента, фиксировалась степень свободы в направлении оси кольца, а в радиальном направлении задавалось смещение узла. В первом приближении жесткости всех стержневых элементов были заданы одинаковыми. Поскольку, в процессе деформирования, на некоторых участках наблюдалось нарущение контакта, то этот процесс моделировался за счет зануления жесткостей тех стержней, в которых появлялись растягивающие напряжения. Обычно процесс стабилизировался после 3-5 итераций. Время выполнения одной итерации на PentiumPro 200 с размером оперативной памяти 64 МБ составляло около 9 минут. Оценка точности вычисления с помощью программной системы OMPASS производилась на примере расчета толстостенного цилиндра, подверженного наружному давлению (задача Ляме) и составила 4,3%. В результате выполненных расчетов было установлено, что контактные напряжения существенно неравномерны на площади контакта как по окружности кольца, так и в осевом направлении. [c.163]

В главе VI рассмотрены примеры расчета машиностроительных конструкций с учетом контактных взаимодействий. Приведены результаты гсследов ний напряженно-деформированного состояния деталей технологической оснастки для холодной листовой штамповки, контактирующих фланцевых и замковых соеди-нений различных типов. Рассмотрена ползучесть составного ротора с учетом изменения зоны контакта во времени, посадка турбинного диска на некруговон вал, контактные задачи для иллюминаторов глубоководных аппаратов. [c.5]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...