Валы Расчетные положения

Расчетные положения коленчатого вала. Для расчета коленчатого вала двигателя внутреннего сгорания необходимо иметь индикаторные диаграммы для эксплуатационного режима п для периода пуска. [c.162]

Силы инерции возвратно движущихся масс при пуске дизеля малы и ими можно пренебрегать. Отсюда следует, что для оценки степени надежности работы коленчатого вала по максимальному напряжению допустимо производить расчет колена на прочность при его положении в в. н. т. в период сгорания при угловой скорости, соответствующей максимальному крутящему моменту. При этом первом расчетном положении кривошипа коленчатый вал одноцилиндрового двигателя не скручивается, а только изгибается нормальной силой. [c.162]

Если набегающий момент значителен, то необходимо проверить колено на кручение (см. табл. 18) и рассчитать суммарное приведенное напряжение, как это показано в проделанном ниже расчете вала для его второго расчетного положения. [c.168]

Предельный момент, передаваемый валом при положении тележки у опоры, при расчете по второму расчетному случаю М кр = Мсц = 1970 кгс-см (стр. 166). Расчетный момент [c.168]

Правильно выбранный интервал изменения независимой переменной а позволяет без интерполяции суммировать крутящие моменты, действующие на коленчатый вал от отдельных цилиндров, и определяет расчетные положения механизма [c.145]

Расчетные положения коленчатого вала и его нагрузка ([16]. [18]) [c.162]

Если набегающий крутящий момент значителен, что имеет место для коленчатых валов многоцилиндровых двигателей, то, кроме расчета колена на изгиб нормальными силами, необходимо проверить колено на кручение набегающим моментом (см. например, табл. 16) и рассчитать суммарное приведенное напряжение, как это показано в проделанном ниже расчете вала для его второго расчетного положения [c.170]

Расчет коленчатого вала в его втором расчетном положении [c.170]

Основным расчетным положением при определении к прямой лопаты является рабочее положение теоретического плеча рукоять — ковш , близкое к горизонтальному на среднем вылете. Это положение отвечает в обычных условиях моменту, предшествующему выходу ковша из грунта в забое нормальной высоты (т. е. равной высоте оси напорного вала над землей). Ось напорного вала является центром вращения теоретического плеча рукоять — ковш при разработке забоя. В этом положении имеют место максимальные значения толщины стружки и усилий на ковше. [c.201]

Различают базы проектные, конструкторские, измерительные и технологические. Проектными называют базы, выбранные при проектировании изделия. Они определяют расчетное положение деталн относительно других деталей или частей изделия. На чертежах изделий эти базы часто представляют в виде геометрических элементов (оси отверстий и валов, плоскости симметрии, биссектрисы углов). Конструкторскими базами называют базы, используемые для определения положения деталн в изделии. Сборку изделия обычно производят, сопрягая конструкторские базы его элементов друг с другом без выверки. Конструкторские базы при этом представляют собой реальные поверхности. В отдельных случаях сборку изделия производят с выверкой взаимного положения его элементов по про- [c.39]

Активное напорное усилие, т. е. усилие, которое необходимо для работы напорного механизма, определяется при трех расчетных положениях. Первое расчетное положение / соответствует началу копания. Угол наклона стрелы равен 60°, рукоять опущена, ковш пустой. Активное напорное усилие должно преодолеть реакцию грунта Роа и составляющую той силы S , которая действует в полиспасте подъема ковша. Заглублению ковша способствует его масса и масса рукояти. Сила 5 определяется из уравнения моментов относительно оси напорного вала. Активное напорное усилие 5н может быть найдено аналитическим путем или графически — построением многоугольника тех сил, которые действуют на ковш с рукоятью. [c.185]

Второе расчетное положение соответствует копанию грунта на уровне напорного вала (рис. 130, б). При этом предполагается, что рукоять занимает горизонтальное положение и полностью выдвинута, а канаты подъема перпендикулярны к оси стрелы. Стрела установлена под минимальным углом, а напорный механизм заторможен. Принимается, что [c.202]

Посредством ЭБУ включается топливный насос. Подается напряжение к форсунке с регулируемой ЭБУ продолжительностью времени впрыска топлива. ЭБУ определяет оптимальный момент зажигания в соответствии со входным сигналом от датчика частоты вращения и положения коленчатого вала. В зависимости от температуры охлаждающей жидкости ЭБУ устанавливает дроссельную заслонку в расчетное положение. [c.189]

Основной расчет валов. Для каждого вала составляются расчетные схемы в соответствии с нагрузками, действующими в зубчатых зацеплениях при различных положениях колес и муфт, что дает возможность отыскать наиболее опасный случай нагружения вала и принять его з качестве расчетного. Пр t этом вычерчивается схема [c.310]

В дистанционно управляемых копирующих манипуляторах применяют обратимые следящие системы симметричного типа, состоящие из двух взаимосвязанных следящих систем, обеспечивающих активное отражение усилий вариант такой системы, наиболее простой, дан на рис. 11.19, а. При наличии нагрузки на исполнительном звене в виде момента М и движущемся или неподвижном звене управления сельсин на стороне нагрузки развивает момент а сельсин на стороне оператора — равный ему, но противоположный по знаку синхронизирующий момент Мц. В результате оператор ощущает внешнюю нагрузку от объекта манипулирования не только при движении, но и при неподвижном положении схвата манипулятора. Динамика таких систем весьма сложна, уравнения движения составляются и исследуются с помощью чисто механического аналога (динамической модели, рис. 11.19,6). Здесь учитывают внешнюю нагрузку в виде момента М,,, приведенные моменты инерции Vi, У2, /и масс механизмов, связанных с валом оператора, с валом нагрузки и самой нагрузки, угол рассогласования между осями сельсинов в виде некоторой расчетной жесткости с упругой передачи, зависимость динамических синхронизирующих моментов Мц, Мдо, развиваемых сельсинами при вращении, от скорости вра- [c.336]

Пространственно-криволинейные упругие элементы, сводящиеся к расчетной модели стержня, являются составной частью многих машиностроительных конструкций. Они используются для различных целей, например для передачи усилий и моментов (или для реализации заданного движения) в системах, использующих гибкие валы (рис. В.6). На рис. В.6 сечение О является входом, а сечение К — выходом. При программном управлении исполнительным механизмом машины часто бывает необходимо, чтобы сечение вала К поворачивалось во времени, повторяя заданный поворот сечения О, причем в процессе работы механизма само положение сечения К в пространстве может сильно изменяться (на рис. В.6 возможное положение сечения К показано пунктиром). При изменении положения выхода из- [c.6]

Расчетные схемы простого (фиг. 33) и сдвоенного (фиг. 34) колен в первом положении вала могут быть представлены в виде балки, свободно лежащей на двух опорах и нагруженной сосредоточенной силой Р, расположенной на расстоянии а от левой опоры. [c.166]

Сравнение расчетных и экспериментальных результатов показывает, что разработанную методику можно использовать для оценки осевого положения дефекта и его размера. При этом в рассмотренных случаях расчетная оценка размера дефекта является консервативной. Таким образом, испытания обеспечивают получение достаточно острых резонансных кривых и выявления малых (площадью порядка 3 % от площади поперечного сечения вала ротора) трещин [12]. [c.182]

Из приведенной на рис. 15.3, а расчетной схемы видно, что векторы сил Р, и Ра расположены в вертикальной плоскости (в плоскости чертежа рис. 15.1 или рис. 15.3), а вектор окружной силы Р, — в горизонтальной плоскости. Вектор силы Ри расположен в плоскости смещения рассчитываемого и присоединяемого к нему валов. Положение этой плоскости на стадии расчетов определить невозможно, оно может быть любым, так как зависит от случайных неточностей монтажа. В связи с этим расчетную схему вала по рис. 15.3, а целесообразно представить в виде трех отдельных схем — см. рис. 15.3, б, в, г, где Р Р, и Ра приведены [c.317]

Хотя приведенная методика анализа и соответствующие ей диаграммы служат руководством для проектирования, однако при их применении требуется серьезная инженерная интерпретация. Иллюстрацией этого положения может служить гипотетический пример дефекта вблизи осевого отверстия вращающегося вала. Для не разрушающего контроля ультразвуковым и другими методами необходимо определить эквивалент круглой трещины. Принято считать, что диаметр такого дефекта равен 12 мм. Кроме того, необходимо знать минимальную рабочую температуру и переходную температуру по Шарпи в зоне дефекта. Переходную температуру следует определять с учетом изменений, которые происходят в процессе работы турбогенераторной установки и связаны с охрупчиванием в результате отпуска или деформационного старения. Предположительно Те = —45° С. Пока это точно не установлено, следует считать, что дефект располагается перпендикулярно тангенциальным напряжениям, поскольку они являются максимальными напряжениями в зоне отверстия вала. Предполагается, что при расчетной скорости вращения вала эти напряжения составляют 35 кгс/мм , а предел текучести материала 50 кгс/мм . На рис. 54 видно, что такой дефект не приведет к хрупкому разрушению при однократном нагружении и расчетной частоте вращения. Однако в случае значительного превышения расчетной частоты вращения тангенциальные напряжения существенно возрастают и могут превысить предел текучести. Однако для расчетов и в этом случае принимаются напряжения в пределах упругости. Если превышение [c.138]

Расчетный допуск на исходный размер - 4,4 мм значительно превышает заданное значение / = 0,3 мм. Как определено в примере ранее, суммарный зазор, который можно использовать для выверки положения узлов, равен 1,8 мм. Часть этого зазора (1,45 мм) может быть использована для выверки соосности валов в горизонтальной плоскости. Оставшийся свободный зазор, который можно использовать для компенсации погрешностей в осевом направлении, [c.531]

Один из присоединительных размеров узла - расстояние от торца заплечика выступающего конца вала до линии расположения крепежных отверстий в лапе корпуса. Если конец вала конический, то присоединительным размером служит расстояние от границы между конической и цилиндрической поверхностями вала до крепежных отверстий. Эти размеры в расчетных схемах, определяющих осевое положение вала, являются исходными. В компоновочных схемах подобные размеры относят к влияющим (см. размеры В2 и Вб на рис. 6.13). [c.541]

Рис. 6.20. Расчетная схема к определению точности осевого положения вала

Рис. 6.21. Расчетная схема к определению точности осевого положения вала конической шестерни

Рис. 6.22. Расчетная схема к определению точности осевого положения вала конической шестерни, установленного на конических подшипниках с бортами на наружных кольцах

При таком же центрировании соосность цилиндрических поверхностей, определяющихся внутренним и наружным диаметрами сопряжения, контролируется по схеме, показанной на рис. П.114 [4]. Шлицевой вал устанавливается в центрах на поверочной плите и контроль осуществляется с помощью стрелочных приборов / и II, укрепленных на стойках. Прибор / настраивается в нулевое положение по вершине зуба, а прибор II выставляется на нуль по плиткам на величину, меньшую, чем прибор на расчетную высоту зуба, т. е. по впадине. Разность показаний приборов оценивает величину несоосности при последовательном измерении каждого зуба совместно с левой или правой соседней впадиной. [c.435]

Валы обычно рассматривают как балки на шарнирных опорах. Эта расчетная схема точно соответствует действительному положению только для валов на подшипниках качения, установленных по одному или по два в опоре при двух подшипниках должна быть обеспечена самоустанавливаемость опоры (например, при установке конических роликоподшипников вершинами роликов в разные стороны). [c.299]

Расчетные нагрузки и расчетное число циклов. Этот расчет рассмотрим на примере трансмиссионного вала. Согласно стр. 15 расчет этого вала на усталостную прочность производим по нагрузкам, соответствующим положению тележки с грузом на расстоянии 1 I от опоры (рис. 42, а). Нагрузка на наиболее нагруженную опору А при этом будет равна [c.163]

Другой применяющийся метод расчета вала на прочность основан на определении номинальных напряжений в элементах вала в двух опасных положениях при действии на расчетную шейку максимального давления цикла и максимального крутящего момента. [c.266]

После определения всех действующих на ось сил вычисляют моменты для расчетных сечений шейки оси, подступичной части колесной пары и сечений /—/, II—II и III—III средней части оси в вертикальной и горизонтальной плоскостях, по которым определяют результирующие моменты и расчетные напряжения. Расчет на статическую прочность следует выполнить по максимальным силам и на усталостную прочность по циклу, соответствующему средней технической скорости. При наклонном положении карданного вала силы Р, N п Q раскладываются на вертикальные и горизонтальные составляющие. [c.177]

По разделу Статика студенты выполняют расчетно-графическую работу, в которой предлагается определить а) положение центра тяжести вала ротора заданной конфигурации б) усилия в опорных подшипниках при заданной внешней нагрузке. [c.25]

Табл. 18 показывает, что в рассматриваемом двигателе набегающие моменты не составляют основной нагрузки вала. Поэтому положения для расчета вала на выносливость следует определять по амплитудам изменения тангенциаль ных и радиальных сил с учетом набе гающих моментов по этим пpизнaкa наибольшие амплитуды нагрузок полу чаются для третьего (предпоследнего) ко лена вала. Числовые значения расчетных нагрузок для этого колена отмечены в таблице мсирным шрифтом. [c.166]

Последовательный расчет моментов, скручивающих рамовые шейки, начиная со свободного конца коленчатого вала, называется определением набегающих моментов. Для этой цели составляется табл. 12 набегающих тангенциальных сил с числом столбцов 2г. В третьей строке головки таблицы указаны необходимые математические операции. При этом цифра в скобках указывает номер столбца. В первом столбце (под по1 ером 0) указываются расчетные положения механизма первого цилиндра, а во втором — соответствующие им крутящие моменты (или тангенциальные силы). Затем заполняются столбцы с четными номерами, в которых должны быть помещены те же значения, что и в столбце 1, но со сдвигом фазы. Для этого определяют начальные фазы (как описано выше) для каждого кривошипа 2,1> 1з,1 Д- [c.151]

Расчетные сечения совпадают с положениями кулачков, являющихся местом ириложения сил. При этом местные усиления кулачкового вала кулачками ие учитываем, условно определяя момент сопротивления изгибу Wu для свободных участков вала. Для рассчитываемого кулачка наибольшие нагрузки соответствуют обычно его первому расчетному положению. Нормально отношение экстремальных значений изгибающего момента. ....д весьма невелико, поэтому, приближенно. [c.311]

Однако для расчета коленчатого вала на выносливость расчетные положения кривошипа нужно устанавливать по нагрузкам длительных режимов, при которых двигатели работают ббльшую часть своего времени. Этому требованию удовлетворяет номинальный нагрузочный и скоростной режим работы двигателя, как указано выше. Кроме того, для расчета на выносливость расчетные положения вала необходимо определять не по максимальной нагрузке, а по максимальным амплитудам изменения н.агрузск от максимума до мннниума, учитывая при этом не только [c.166]

Указанная теория обладает тем недостатком, что расчетные величины напряжений наименее достоверны как раз в области наиболее высоких их значений — вблизи перехода от цилиндрической части вала к фланцу, где в некоторой кольцевой зоне действительное напряженное состояние не соответствует ни напряжениям в кольце, ни напряжениям в оболочке. Как следствие условности расчетной схемы, теоретические величины наибольших напряжений в оболочке существенно зависят от положения в пределах переходного закругления произвольно задаваемой границы т — п между оболочкой и кольцом (загругление может быть полностью или частично отнесено к сечению кольца). В этой связи была сделана попытка подобрать такое расчетное положение сечения т — п, при котором результаты расчета приблизительно соответствовали бы экспериментальным напряжениям, найденным по измерениям деформаций трубчатой части вала. Оказалось, что для каждого определенного вала указанное положение сечения т — п действительно существует, но при различных соотношениях размеров вала условная граница должна быть проведена в каждом случае по-разному относительно центра переходного загругления. Если к тому же принять во внимание, что в пределах переходного закругления характер распределения напряжений по толщине стенки вала отклоняется от линейного закона, что затрудняет переход от вычисленных усилий к напряжениям, приходится сделать заключение, что надежные данные о наибольших напряжениях в валу могут быть получены только непосредственно на основании опыта. [c.378]

После определения диаметров в намеченных сечениях разрабатывают конструкцию вала, устанавливают места посадки сопряженных G ними деталей (зубчатых или червячных колес, звездочек, шкивов, полумуфт и др.), расположения подшипников—все перечисленные действия воплощают в эскизную компоновку редуктора. Эскизная компоновка редуктора имеет целью установить положение редукторной и открытой передач относительно опор (подшипников), определить расстояние между средними плоскостями подшипников и расстояние от подшипников до открытой передачи, а также расстояние между точками приложения реакций подшипников (методику выполнения эскизной компоновки см. 7.1 в пособии [14]). На основании полученной расчетной схемы вы-чнсляют действующие на валы изгибающие н5 -. грузки, строят эпюры изгибающих и крутящих моментов (О построении эпюр см. в 9.2 второго раздела данной книги). На рис. 3.123, а в качестве примера показан ведомый вал червячного редуктора. На вал насажено червячное колесо диаметром dai на выходной конец вала насажена звездочка цепной передачи. Опорами вала являются радиально-упорные конические роликоподшипники. Выступающий конец вала имеет наименьший диаметр d диаметр цапф под подшипники d несколько больше. Диаметр участка вала под червячным колесом еще больше. Левый торец ступицы червячного колеса упирается в заплечики бурта, диаметр [c.514]

Гидромуфты делятся на нерегулируемые и регулируемые. К нерегулируемым относятся муфты, у которых при постоянной скорости вращения ведущего вала число оборотов ве- м% домого вала зависит только от нагрузочного момента на ведомом валу. В регулируемой гидромуфте число оборотов ведомого вала зависит также и от положения управляемого извне регулирующего устройства. Как нерегулируемые, так и регулируемые гидромуфты могут быть постоянного заполнения или переменного. Возрастание передаваемого момента в 20—25 раз по сравнению с расчетным при изменении скольжения в пределах [c.305]

При работе турбины на ВРШ режим частичных нагрузок задается изменением шага винта, которое оператор осуществляет поворотом рукоятки. Режим работы двигателя при этом автоматически устанавливается регулятором. При изменении шагового отношения против расчетного падает КПД ВРШ. Ввиду этого, а также с учетом пологого изменения мощностной характеристики турбины в области ее максимума целесообразно изменять положение лопастей ВРШ на малых ходах, поддерживая п = onst, а на режимах, близких к расчетному, регулировать скорость судна путем изменения частоты вращения вала при фиксированном положении лопастей винта. [c.316]

Повреждения поверхностей вследствие фреттинг-коррозии служат концентраторами напряжений и снижают предел выносливости. Более сильное действие оказывает электроэрозия образуются вакантные (не занятые атомами) места в кристаллической решетке в результате термотоков, возникающих при неравномерном распределении температур в зоне неметаллического контакта трущихся металлов 145]. Снижение сопротивления усталости от действия этих факторов колеблется в широких пределах (10. .. 60 %). Иногда усталостные трещины из-за фреттинг-коррозии появляются на валах под напрессованными деталями в местах, расположенных вдали от расчетных опасных сечений. Автомобильная фирма Рольс-Ройс (Англия) около 50 лет назад столкнулась с фактами коррозионных повреждений и последующих поломок листов рессор автомобилей. Предполагая вначале, что коррозия является следствием проникновения влаги между листами, фирма тщательно обработала рабочие поверхности листов. Однако корродирование и разрушение продолжалось. Так и не установив причин этого явления, фирма вышла из создавшегося положения, введя кадмиевое покрытие листов. Фактически здесь имела место фреттинг-коррозня, которая в то время не была еще широко известна как особое явление. [c.221]

Изгибающие и крутящие моменты от действия наибольших кратковременных 15агрузок определяем для первого варианта (а), причем надо иметь в виду, что наихудшее в.заимное положение вращающихся п иеврашающихся относительно вала рщгрузок соответствует суммарной (по абсолютным величинам) эпюре моментов. В табл. 15 указаны величины изгибающих и крутящих моментов для первого варианта в ряде сечений вала. По второму варианту получаются меньшие изгибающие моменты и поэтому он не является расчетным. На рис. 13 приведены эпюры изгибающих и крутящих моментов. [c.119]

В сх. а зубчатые м. 3 и 5 соединены параллельно в замкнутый контур. Соединяемые звенья предварительно подвернуты относительно друг друга в пределах упругости системы и закреплены в этом положении муфтой 4. При этом зубчатые м. и их валы нагружены. Для их вращения требуется приложить к одному из звеньев вращающий момент, величина которого определяется. только силами трения в зацеплениях и подшипниках. Вращение осуществляют баланснрным двигателем /. Корпус такого двигателя установлен в подшипниковых опорах 2 и соединен че-рез динамометр eg стойкой. О величине вращающего момента судят по показаниям динамометра ff. Таким образом осущесГЬляют испытания при расчетном нагружении, но при малых затратах энергии. Процесс внутри замкнутого контура характеризуется циркуляцией энергии. [c.112]

Расчетные схемы валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых- или гладких балок на шарнирных опорах. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы — шарнирно подвижными опорами. Положение шарнирной опоры определяют с учетом угла контакта а подшипника качения (с. 186). При а = 0 для радиальных подшипников положение опоры принимают в середине ширины подшипника. Невращающиеся относительно вектора нагрузки оси сателлитов могут рассматриваться как статически неопределимые балки с упругой заделкой. [c.169]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...