Данные Усилия окружные

Смещение окружного усилия происходит в направлении, перпендикулярном ему, в сторону относительного вращения того колеса, на которое данное усилие действует. Это правило пригодно для сил как на зубьях, так и на осях. [c.87]

Максимально возможная производительность пилы/определяется допустимым для данного диска окружным усилием Т и мощностью двигателя Л/. Практические значения производительности пил указаны в табл. 10. [c.990]

Проверить прочность соединения при следующих данных окружное усилие в клиноременной передаче Р = 2 кн расчетный диаметр шкива D p = 2b0 мм длина ступицы = 65 мм коэффициент трения / = 0,17. [c.108]

Для соединения зубчатого колеса с валом редуктора (рис. 6.9) выбрать призматическую шпонку, дать ее условное обозначение и проверить соединение на смятие по следующим данным окружное усилие в зубчатом зацеплении Р = 3,0 кн материал зубчатого колеса —сталь 45 материал вала —сталь Ст.6 принять I = 1,5 d. [c.110]

Клиноременные передачи рассчитывают я на тяговую способность по допускаемому удельному окружному усилию К, установленному на основе опытных данных [c.45]

Проверить вал червяка на статическую прочность и жесткость. Определить коэффициент запаса прочности s и стрелу прогиба (рис. 12.12) при следующих данных Ni = 4,9 кВт, rii = 400 об/мин, диаметр делительной окружности червяка dj = 64 мм, df =45 мм. Усилия в зацеплении окружное усилие червяка = 2740 И, осевое усилие червяка = 5960 И, радиальное усилие [c.303]

На колесо I действуют три силы окружная Р, =А кН (окружное усилие) радиальная Frl = l,28 кН и осевая ,1 = 0,48 кН. Определить в положении равновесия силы Рц и Ргг — 0,36 ,2, приложенные к колесу 2, а также реакции опор А и В. Необходимые размеры (в мм) даны на рис. 177, а. Весом вала и колес пренебречь. [c.175]

Номинальные допускаемые окружные усилия передаваемые единицей ширины ремня, при угле обхвата а = 180, скорости v = = 10 м/с, спокойной односменной работе и нормальных условиях окружающей среды даны в табл. 9—И. [c.495]

Удельное окружное усилие р при а = 180°, t) = 10 м/с, спокойной односменной работе и нормальных условиях дано в табл. 18 1р] определяют по формуле (30). Для передач с автоматическим натяжением q= 1 при натяжении за счет упругости q = 0,9 0,8 и 0,7 соответственно при угле наклона передачи к горизонту 0—60 60—80 и 80—90 . Коэффициент Са берется в зависимости от угла обхвата [c.508]

На рис. 3.98, г показана схема нагружения вала в плоскости хг, а на рис. 3.98, д — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс у2 или уЕ, что означает момент относительно оси у в сечении 2 под червячным колесом или момент относительно оси у в сечении Е под правым подшипником. Нагрузка вала от натяжения цепной передачи 5ц определяется по формуле (3.117). Если направление силы 5ц не задано (это может быть также сила натяжения ветвей ременной передачи), ее следует направлять так, чтобы она увеличивала деформации и напряжения от окружного усилия, действующего в зубчатой или червячной передаче, в данном случае от силы Р (см. рис. 3.98, г). [c.415]

Преобразование энергии на рабочих лопатках. В результате воздействия потока на рабочие лопатки возникает окружное и осевое усилия первое вращает ротор, второе воспринимается упорным подшипником. Для нахождения их величины применим к рабочему телу уравнение количества движения. В канал, образованный лопатками (рис. 4.4), за время дх поступает элементарная масса рабочего тела со скоростью Су. В установившемся движении такое же количество пара или газа вытекает из канала со скоростью Са- Изменение количества движения рабочего тела равно импульсу сил, действующих на поток (в данном случае сил реакции стенок канала Яр) [c.114]

Недостатком данной конструкции является то, что при разомкнутом тормозе осевое усилие пружины 8 через полумуфту 6, шайбы 7 и шарики 10 передается на подшипники вала двигателя. Когда электродвигатель выключен, а тормоз замкнут, то осевое усилие пружины не передается на подшипники вала двигателя, так как при этом подвижная тормозная полумуфта 6 прижимается к неподвижному диску на корпусе 4 тормозного устройства. На подшипники вала редуктора осевое усилие передается во все периоды работы механизма, что и должно быть учтено при расчете подшипников редуктора. В конструкции по фиг. 189, а этот недостаток устранен. Осевое усилие при разомкнутом тормозе здесь не передается ни на подшипники вала двигателя, ни на подшипники вала редуктора, а замыкается на валу 7 редуктора. В этой конструкции окружное усилие от ведущей полумуфты /, имеющей три наружных выступа 12, передается на пальцы 14 ведомого диска 2 через промежуточную чашку 3, имеющую внутренние выступы 11 и резиновые вкладыши 10. Полумуфта 1 может поворачиваться вместе с чашкой 3 на угол фд в обе стороны относительно ведомого диска 2. При размыкании тормоза осевое усилие сжатой пружины 6 воспринимается с одной стороны заплечиком на валу 7 редуктора, а с другой стороны передается через чашку 3 на шток 8 и затем через гайки 9 и упорный подшипник 13 на тот же вал 7 редуктора. [c.286]

При осесимметричном нагружении натяжение нитей обеих систем на данной параллели одинаково. Обозначим это усилие N = N (s). Установим зависимость между усилием в нитях 5 и интенсивностями внутренних сил Т , в стенках оболочки. Если шаг нитей равен h (рис. 9.2), а число слоев каждого из направлений k, то участок dsg окружного еечения оболочки пересекает fe os p нитей каждого из направлений. Так как усилие [c.384]

Определить, какой груз можно поднять на данной лебедке, если к. п. д. отдельных передач будут следующими Цру,, = 0,97 — к. п. д. рукояток, учитывающий дополнительные потери на трение на валу О1, благодаря тому, что вал будет приводиться во вращение не моментом, а окружными усилиями Р у = "Пг = [c.45]

В связи с образованием шлаков, разрушаемых решёткой, окружное усилие на ободе чаши резко меняется. Теоретический подсчёт усилий не дает точных величин, поэтому при расчёте привода рекомендуется руководствоваться следующими данными [c.413]

Тяговая способность передачи. Номинальные допускаемые удельные окружные усилия кГ/см, передаваемые единицей ширины ремня, при угле обхвата а = 180°, скорости о = 10 м сек, спокойной односменной работе и нормальных условиях окружающей среды даны в табл. 7—11. [c.683]

Удельные окружные усилия Ро в кГ на 1 см ширины ремня при угле обхвата а = 180°, скорости -о = Q м/сек, спокойной односменной работе и нормальных условиях в помещении даны в табл. 21. [c.702]

Нагрузка на гусеничную цепь или окружное усилие на ведущем колесе стенда, принимается равной окружному усилию ведущего колеса трактора на передаче, соответствующей номинальному тяговому усилию для данного класса трактора, и выражается соотношением [c.73]

Данные, взятые из теплового расчета ступени, сведены в табл. 2, Там же вычислены расход пара через участок, окружное и осевое усилия. [c.65]

Наша обработка опытных (1931 г.) данных приводит к характеристикам по фиг. 16-26. Из них видно, что наибольшие к. п. д. и мощность получаются при приведенной оборотности 75 -ь 85 (здесь окружная скорость близка к скорости потока) разгонная оборотность — около 136. Наибольший к. п. д. (на модели)—лишь 23%. Там же указаны прямое и боковое усилия. Первое велико и довольно постоянно, второе быстро растет с оборотностью. Характеристики профилей по фиг. 16-24,0 и б близки между собою и фиг. 16-26 можно относить к любому из них. Сохранение вала внутри колеса лишь немного портит характеристику. [c.236]

Рассмотрим для определенности нагружение конструкции усилием за тяга шпилек, при котором не требуется учет продольной жесткости шпилек. Уточненные расчеты показывают, что изгибной жесткостью шпилек можно пренебречь ввиду большой длины шпилек. Распределенные по окружности радиуса Лт осевые усилия N вызывают сжатие фланца крышки и верхней части нажимного кольца, а также изгиб всех элементов конструкции. Внешние изгибаюш ие моменты, вызванные внецентренным приложением осевых усилий, определяются в сечениях как произведение осевого усилия на соответствующее плечо. Например, в сечении, проходяш ем через точку А, такой момент задается формулой ДМ = (Лл — г) где г — средний радиус фланца в сечении А. Вычисленные таким образом внешние моменты рассматриваются как заданные разрывы и при расчете на ЭВМ записываются в бланке исходных данных (см. табл. 3) в массиве III, б. Для сжатых осевыми усилиями элементов задаются радиальные перемещения срединной поверхности w = ц R /Eh (h — толщина элемента) эти данные при расчете на ЭВМ учитываются как известные частные решения и записываются в массиве IV, а. [c.91]

Учет местной податливости в зонах контакта (условие 5 по табл. 4) при частичном раскрытии стыков. Упругие перемещения в корпусных конструкциях складываются из деформаций составляющих их деталей и перемещений в контактных сопряжениях. Расчет жесткости конструкций без учета контактных перемещений приводит к существенному занижению общих упругих перемещений [8]. Кроме того, из-за трудоемкости такого учета в расчетной практике применяется упрощенная замена контактных давлений, действующих по кольцевым площадкам малой ширины, распределенным по средней окружности площадок усилиями [4, 5]. Такая замена реальных контактных зон идеальными угловыми шарнирами вызывает завышение взаимных угловых перемещений в этих зонах. В работе [б] был рассмотрен способ учета местной податливости в узких кольцевых зонах контакта с нераскрытым стыком с использованием данных работы Г9], полученных численным методом осесимметричной теории [c.91]

Наиболее известным применением данного принципа является 1 предварительная затяжка болтов, работающих на растяжение, в результате чего значительно повышается усталостная прочность, в этом случае сам болт является критическим податливым элементом, а детали, соединенные вместе, — жестким элементом. Оказывается, что болты также являются механизмом обеспечения предварительной нагрузки. Другим примером может служить применение шпилек, болтов, втулок или заклепок, которые имеют тенденцию предварительно нагружать критическую деталь, в которую они вставлены, на растяжение по окружности это является полезным, если к ним прикладываются поперечные или срезывающие усилия. Удачное сочетание предварительно напряженной стали и бетона приводит к высокой усталостной прочности, так как знакопеременная нагрузка стремится пройти через более жесткий бетонный элемент, предварительно нагруженный на сжатие. [c.429]

Для данной оболочки при известном выражении функции [2 величина Я зависит от параметра р, характеризующего количество волн по окружности. При заданном значении р Л находится как наибольшее собственное число матрицы А. Самое большое число Я из всех наибольших собственных чисел Я, соответствующих частным значениям р, определяет наименьшую величину критического усилия [c.224]

В цилиндрической трубе в данном случае имеется только окружное усилие [c.19]

Задача 12-6. Вал цилиндрической зубчатой передачи (редуктора) получает от электродвигателя мощность Л( = 38 л. с. при угловой скорости я=735 об/мин. Чертеж вала дан на рис. 12-16. В зацеплении насаженной на. валу шестерни с зубчатым колесом (на чертеже не показано) возник.ают усилия окружное Р и радиальное Г=0,364Р. Определить ко.эффициент запаса прочности для опасного сечения вала. Материал вала сталь 45 с механическими характеристиками [c.317]

H. М. Шверника) по технологическим возможностям и аппаратурной части является подобием мащины МШК-1603. Основное ее назначение — сварка поперечным швом деталей из нержавеющих сталей, цветных металлов и сплавов толщиной от 0,05 до 0,4 мм, в том числе сварка сильфонных и мембранных компенсаторов, узлов коммутационной аппаратураы, герметизация электровакуумных приборов и изделий неравной толщины. Силовая электрическая схема мащины МШК-1603 аналогична схеме, изоб ра-женной на рис. 2.8, б, за тем лищь исключением, что контур для гашения зарядного тиристора применен здесь и для гащения разрядного тиристора У83. Принудительное гашение тиристора оказывается полезным при сварке относительно высокоомных сплавов, например сталей, когда разряд батареи конденсаторов на сварочный трансформатор носит апериодический характер, т. е. затягивается, что приводит к снижению скорости сварки. Привод сильфонного типа позволяет регулировать усилие сжатия в пределах 17—174 даН. Наименьшая окружная скорость сварки составляет 0,1 м/мин, а наибольшая — [c.106]

Рассчитать ось барабана (рис. 12.6) электрической лебедки. Максимальное натяжение каната Q = 20 кн, окружное усилие на зубчатом колесе Р = 11,7 кн, радиальное Т = 4,25 кн. Допускаемое напряжение изгиба [ст для оси из стали Ст. 4 принять равным 80 Mnju . Остальные данные указаны на чертеже. [c.201]

Оптимальные значения удельного окружного усилия Ко устанавливают на основе обработки эк пepи ентальных данных для [c.41]

Рассчитать редуктор для привода цепного конвейера (см. рис. 10.6). Исход1п,1е данные скорость цепи Уц = 0,09 м/с, шаг цепи Я=160 мм, число зубьев звездочки 2=12, окружное усилие на звездочке ff=7000 Н. Частота вращения червяка ni = 225 об/мин. Работа непрерывная, длительная, нагрузка постоянная, нереверспвцая. [c.251]

Неточности изготовления и монтажа, а также влияние упругих деформаций сопряженных деталей могут привести к тому, что несущие элементы муфт (зубья, пальцы, кулачки) не все нагружены в работе или же эти нагрузки неодинаково распределяются между ними. Это ведет к неполному уравновешиванию окружных усилий и возникновеиию радиальной силы, которая не меняет своего направления по отношению к валу. Возникает так называемый кривошипный эффект работающих муфт, который может несколько изменить схему нагрузок, действующих на валы и подшипники. Кривошипный эффект дан в табл. 15.1 (радиальная схема в долях полной окружной силы на несущих элементах муфт). [c.375]

Для многослойных ремней типа Экстрамультус предельные диаметры шкивов и удельное окружное усилие ро при а = 180°, о = 10 м/с даны в табл. 21. [c.510]

Данная задача встречается в расчете червячного зацепления с обычным, наиболее часто применяемым, архимедовым червяком. Рабочие поверхности нарезки такого червяка образованы наклонными геликоидами . Если пренебречь силами трения между зубцом червячного колеса и ниткой червяка, то вектор /г(щ, п , пз), приложенный в точке 0(0 , 0 , Оз) (лежащей на так называемом начальном цилиндре червяка), можно считать за равнодействующую всех сил, с которыми зуб колеса действует на нитку червяка. Однако для расчетов на прочность важно знать величину не вектора, а его составляющих р, q, г. Поэтому нужно определить эти составляющие, причем либо р (окружное усилие колеса), либо q (окружное усилие червяка) заранее известно, а другие две составляющие нужно выразить через известную третью. Отметим, что угол при вершине трапецеидального профиля, винтовым движе- [c.253]

Проход к вазистационарного температурного поля при соответствующих температурных градиентах приведет к равномерному (подлине) обжатию оболочки,при этом размеры вдоль образующей и толщина должны соответственно возрасти. В данных условиях невозможно возникновение остаточных напряжений, которые приводились бы к осевому или окружному усилиям, так как они не удовлетворяли бы уравнениям статики. Могут возникнуть лишь напряжения, приводящиеся к изгибающим моментам, что явилось бы результатом неравномерной пластической деформации по толщине оболочки (в рассмотренном идеализированном случае, рис. 123, для этого нет причин). Однако эти напряжения, даже если бы они существовали, не способны привести к прекращению односторонней деформации и приспособляемости. Поэтому можно считать, что результаты каждого последующего прохода температурного поля не будут отличаться от предыдущего. [c.224]

Для суждения о возможных погрешностях данного метода он был использован при расчете экспериментальной модели зубчатого барабана. Модель выточена из сварной стальной заготовки и состоит из цилиндрической обечайки (R = Ъ0 мм, Н = 2,1, I = 159 мм), к которой приварено дно в виде кольцевой пластины Лр = 2 мм, зажатой на плите по радиусу = 60 мм-Другой край оболочки свободен и возбуждался с помощью электродинамического вибратора, усилие которого направлено по диаметру. На противоположном конце этого диаметра был установлен пьезоакселерометр, измеряющий радиальные колебания оболочки. Результаты измерений фиксиро-валиеь самописцем (рис. 2). Против резонансных пиков указано т — число волн по окружности, определенное е помощью пьезоакеелерометров, которыми измеряли радиальную составляющую ускорения вдоль окружности. Форма резонансных колебаний определялась также датчиками, расположенными вдоль образующей цилиндра. [c.26]

Как известно [3], величина начального натяжения, обеспечивающего передачу данного окружного усилия Р для передач с натяжением за счет упругости ремня, ог редёляется из зависимости < [c.66]

Для оценки износостойкости шестерён коробок передач часто пользуются упрощённым расчётом по удельному давлению на зуб (окружное усилие, делённое на ширину шестерни). Согласно рекомендации НАМИ окружное усилие следует подсчитывать не по максимальному крутящему моменту двигателя, а по моменту, соответствующему максимальной мощности двигателя. При этом можно принимать следующие удельные давления в Kzj M (данные НАМИ) [c.68]

Удельные окружные усилия р в кПсм для этих ремней при а = = 180° н V = Юм/сек даны в табл. 24 наряду с рекомендуемыми натяжениями и диаметрами шкивов. [c.703]

Допускаемые удельные окружные усилия (но.минальные) [Ро1 иПсм при У < 40 м/сек приведены по данным НИИРП — ЭНИМСа в табл. 31. [c.710]

Рассмотрим проблему подробнее. Усилие Fi от листа к заклепке передается неравномерно как по окружности, так и по длине заклепки. На рис. 19.5а показан примерный вид графика, описывающего закон распределения удельного давления q по поверхности контакта. Здесь дана схема, не учитывающая неравномерность распределения величины q по длине стержня заклепки. Однако в инженерных расчетах на прочность применяют более простую модель с использованием понятия напряжения смятия, которое мы будем обозначать через Стс- Величину Ос определяют как отношение нагрузки F к некоторой условной площади Ас, равной произведению толщины листа / на диаметр заклепки d = 2г (см. площадь AB D на рис. 19.56). Таким образом, имеем [c.325]

Э. И. Григолюка и В. М. Толкачева [13], где получены асимптотические формулы для мембранных усилий в оболочке, загруженной по отрезку образующей произвольными продольными и окружными тангенциальными погонными усилиями. Асимптотические формулы получены для случая ограниченных на концах отрезка нагрузок и неограниченно возрастающих, имея корневую особенность. Такими неограниченными усилиями являются реакции в контактных задачах. Асимптотические формулы для усилий и моментов при загруженнн оболочки по прямоугольным площадкам получены В. М. Даревским [24]. В исследовании В. М. Даревского [25] даны рекомендации по выбору величины накладок нагружения. [c.253]

Продольные деформации 8i и ei оболочек / и 2 на линиях контакта от реакции взаимодействия Qi можно определить согласно выражению (8.88а), подро(5 НЫЙ вывод которого дан в разд. 8.6. Эта формула получена для случая, когда на одинаковых отрезках обра зующих прил[0жены погонные касательные усилия q, направленные в сторону, противоположную направлению продольной координаты g (см. рис. 8.16). Кроме этого, все усилия одинаковые, отрезки образующих расположены с постоянным шагом, число т отрезков может быть произвольным. Формула (8.88а) соответствует случаю, когда на правом бесконечно удаленном торце оболочки, изображенной на рис. 8.16, действуют равномерно распределенные по окружности растягивающие напряжения, а на левом такие же сжимающие. Поэтому при рассмотрении реальных схем нагружения паке-, та (ом. рис. 9.3) к деформациям, определенным по формуле (8.88а), должны быть добавлены деформации растяжения-сжатия оболочки как стержня, чтобы получить соответствие схемам нагружения (ом. рис. 9.3 и 9.4). Эти добавки мы учтем дальше, а сейчас выпишем выражения для деформаций ободочек, пользуясь фор1му-лой (8.88а) и перейдя в ней от координаты а=т% к координате Первая оболочка нагружена шестью усилиями д направленными в сторону, противоположную направлению оси (см. рис. [c.393]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...