Примеры Силы осевые

Аналогичный пример уравновешивания осевых сил в коническом фрикционном сцеплении приведен на рис. 64, ж и з. В центробежном компрессоре с открытой крыльчаткой (н) подшипники испытывают большое давление, действующее иа спинку крыльчатки. В закрытой крыльчатке (к) эта сила уравновешивается действующим в обратном направлении давлением иа крышечный диск. Полностью разгружена от осевых сил крыльчатка с двусторонним входом (л). [c.134]

Рассмотрим числовой пример. Определим осевую силу и напряжения в стальном стержне, если I = 80 см f = 20 см Е = 2 X X 10 кгс/см а = 125 10- Та = 10°С Тв = 55Х. Температура по длине стержня изменяется по закону параболы второго порядка (п = 2). [c.145]

Пример 57. На косозубую шестерню диаметром = 200 мм вала редуктора действуют следующие силы осевая Qi==360 , [c.108]

Выполнение неравенства (V.5) возможно лишь при догружении оболочки контактным давлением, поэтому возникает задача об отыскании такого значения параметра нагружения конструкции, превышение которого ведет к потере устойчивости процесса нагружения. Для того чтобы пояснить это положение рассмотрим в качестве примера задачу о потере устойчивости кольца, под действием сжимающего его одностороннего кругового основания. В основном (осесимметричном) состоянии равновесия контактное давление, действующее на кольцо, qk — с W — а) i , причем а<0 ш — а>0 1 з 1в силу осевой симметрии. Подчеркнем, что величина w — а имеет конечное значение, поэтому бесконечно малые отклонения бш(Р) от радиального перемещения w не могут привести к отрыву кольца от основания и, как показано выше, зоны контакта в смежном и основном состояниях совпадают. Если отбросить условие (V.5), получим критическую нагрузку для кольца, спаянного с основанием в зоне контакта, возникшей в докритическом состоянии. Такой подход отвечает задаче о потере устойчивости состояния равновесия. [c.81]

Рассмотренный пример распределения осевых сил показывает, что детали ГТД находятся под воздействием больи их внутренних газодинамических сил. В процессе проектирования двигателя необходимо весьма тщательно определять эти силы для оценки прочности и надежности конструкции его деталей и достижения минимальной массы двигателя. [c.48]

Болт затянут, внешняя нагрузка отсутствует. Примером служат болты для крепления ненагруженных герметичных крышек и люков корпусов машин (рис. 1.19.). В этом случае стержень болта растягивается осевой силой возникаюш,ей от затяжки болта, и закручивается моментом сил в резьбе — см. формулу (1.5), где F равна [c.28]

На рис. 64 приведены примеры уравновешивания внутренних сил в механизмах. Осевые силы, возникающие в передачах со спиральным зубом и нагружающие подшипники зубчатых колес (и), уравновешивают ребордами (и) на одном из колес (конструкцию применяют при небольших диаметрах колес), спариванием колес с противоположны , направлением зубьев (б) и (конструкция наиболее рациональная) применением шевронного зуба (г). [c.134]

Некоторые примеры разгрузки сварных швов показаны на видах б, 7 (стержень, нагруженный осевой силой) и на видах 8, 9 (упорный фланец). [c.178]

В качестве примера построения эпюр осевых сил рассмотрим стержень (рис. 42), нагруженный в течках А, В к С сосредоточенными силами Pi, Pi, Ps, направленными вдо/ib оси. [c.40]

Общий случай действия сил на брус. В качестве примера более общего случая сложного сопротивления рассмотрим расчет коленчатого вала. Для него в ряде сечений имеет место одновременное действие осевых сил, крутящих и изгибающих моментов. [c.353]

Пример 1Х.З. При сверлении детали на шпиндель Б сверлильного станка действует осевая сила, равная 10 кН (рис. IX.8). Определить диаметр сплошной чугунной колонны В. Допускаемое напряжение на растяжение а ,4т = 40 МПа = 40-10 кПа. [c.249]

Пример 9.3. Стальной стержень установлен с натягом в стальной плите (рис. 322). Какую силу следует приложить к стержню в осевом направлении, чтобы вытянуть его из плиты Известен натяг Д=0,03 мм, диаметр стержня ) = 60 мм, толщина плиты Л= 100 мм, коэффициент трения между плитой и стержнем /=0,25. [c.287]

Простым примером расчета допускаемой погрешности на основе эксплуатационных требований является определение допускаемого отклонения угла конуса а в неподвижных конических соединениях. Основное эксплуатационное требование для них —больший момент трения Mjp в соединении (для конусов шпинделей точных станков, разверток, хвостовых долбяков и других соединений) необходимо учитывать также требования к точности центрирования осей соединяемых деталей). При заданных размерах конусных /деталей и осевой силе момент зависит от точности совпадения углов наружного и внутреннего конусов и отклонений от их правильной формы. [c.19]

Пример 3.6. Подобрать шариковые радиальные подшипники для ведомого вала цилиндрического редуктора (см. рис. 3.140) по следующим данным суммарные радиальные опорные реакции R J =2,l кН и i,. =l,3 кН осевая сила =0,7 кН частота вращения вала 2=720 об/мин диаметр цапф 2=40 мм температура подшипника /<100°С. Требуемая долговечность / =15 000 ч. [c.429]

Пример 3.7. Подобрать роликовые конические подшипники для вала червяка червячного редуктора (см. рис. 3.167) по следующим данным суммарные радиальные опорные реакции / ,.1=0,6 кН и / ,.2=1,1 кН осевая сила =2,4 кН частота вращения вала 1= 1440 об/мин диаметр цапф =45 мм температура подшипника /<100°С. Требуемая долговечность / =20 000 ч. [c.429]

Пример 2.12. Определить напряжения, возникающие в поперечных сечениях стержня, жестко заделанного обоими концами и нагруженного осевыми силами, как показано на рис. 238,а. [c.233]

Пример 2.46. Двутавровая стойка жестко защемлена одним концом (см. рис. 323,6) и сжата осевой силой Р=125 т. Длина стойки /=1,6 м. Материал стойки—сталь Ст. 2, основное допускаемое напряжение на сжатие [0] = 120 н мм . Определить требуемый номер профиля двутавра. [c.318]

Рассмотрим случай, когда силы следят за некоторой прямой в пространстве (линия А—А на рис. 3.10), оставаясь в плоскости, перпендикулярной этой прямой. Примеры таких сил приведены на рис. 3.11 и 3.12. На рис. 3.11 показан стерл<ень, вращающийся относительно оси Х2- При потере устойчивости плоской формы стержня распределенная нагрузка q всегда перпендикулярна оси xj. На рис. 3.12 показан стержень, находящейся в магнитном поле. Распределенные силы притяжения магнита (при малых перемещениях точек осевой линии стержня после потери устойчивости) можно считать перпендикулярными А—А. В этом примере распределенные силы имеют направление, противоположное силам, возникающим при вращении стержня (рис. 3.11). Кроме того, в этих примерах (рис. 3.11 и 3.12) модуль сил после потери устойчивости не остается постоянным, так как зависит от радиуса г. [c.114]

Рассмотрим более подробно начальные условия для приведенных примеров на рис. 5.1—5.3. Под действием силы Ро (рис. 5.1) (для большей определенности считаем силу Ро мертвой ) и упругой связи точки осевой линии стержня займут новое положение, которое определяется вектором перемещений ио > и вектором поворота сечений стержня связанных уравнением (5.1). Если [c.119]

Рассмотрим в качестве примера параметрических колебаний стержень постоянного сечения, лежащий на упругом основании (рис. 7.29). Стержень нагружен осевой периодической силой. Требуется получить области главного параметрического резонанса методом Рэлея, ограничившись первым приближением (одночленным). Уравнение изгибных параметрических колебаний стержня имеет вид [c.230]

В результате получаем стержень, нагруженный осевой растягивающей силой Qio, зависящей от скорости потока w, а от осевой силы зависят частоты колебаний стержня. Более подробно этот пример рассмотрен в 9.2. [c.257]

Действие осевой силы, вызываемой винтом, ввинчиваемым в гайку, аналогично подъему по наклонной плоскости груза т движущей силой Д/, направленной параллельно основанию наклонной плоскости. Рассмотрим связь между силами Ра и Р на примере винтовой пары с прямоугольной резьбой (рис. 3.21, а). Груз гп можно рассматривать как элемент гайки, к которому условно прн- [c.371]

Расчет затянутого болтового соединения, нагруженного внешней осевой силой. Примером такого соединения может служить крепление z болтами крышки работающего под внутренним давлением резервуара (рис. 3.17). Для такого соединения необходимо обеспечить отсутствие зазора между крышкой и резервуаром при приложении нагрузки иначе говоря, обеспечить нераскрытие стыка. Введем следующие обозначения Q—сила первоначальной затяжки болтового соединения R — внешняя сила, приходящаяся на один болт F— суммарная нагрузка на один болт (после приложения внешней силы R). [c.46]

Пример 3.7.1. Определить нормальную и осевую силы, создаваемые интерцептором, расположенным на расстоянии xi = 0,14 м от передней кромки крыла и обтекаемым потоком воздуха (fe = 1,4) с числом Mi = 1,83. Высота интерцептора h — 8 мм, ширина /и = 100 мм.Полет происходит на уровне моря высота траектории Я = 0), [c.298]

Пример 77. Две витые цилиндрические пружины малого шага вставлены одна в другую концентрически (рис. 145) На них действует сжимающая осевая сила Р = 430 кГ. У наружной пружины [c.250]

Пример 6. Определить силу осевого давления Рй на верхний обод рабочего колеса гидравлической турбины, если гидродинамическое давление у периферии рабочего колеса равно р = 6 am (рис. 36). Диаметр колеса турбины D = 2000 мм, число оборотов п = 300 об1мин. Искомая сила осевого давления Pq будет [c.56]

В качестве примера вращательно-осевых соединений, обесиечиваю-пщх свободу вращения одной детали относительно другой при одновременной фиксации в осевом направлении и при наличии осевой силы, можно привести соединение тарелки запорного клапана со штоком, перемещающимся в резьбе и осуществляющим посадку тарелки на седло и подъем тарелки. [c.275]

Пример 2. Подобрать посадку соединения венца червячного колеса с центром. Соединение нагружепо <рутяш,им моментом Т = 500 Н м и осевой силой / =1,5 кН. Размеры соединения указаны на рис. 3.7. [c.46]

Пример 1. Вал ролика выходного рольганга трубоэлектросварочного стана с механизмом поворота опирается на два шариковых радиальных однорядных подшипника. Частота вращения вала — 1600 об/мпн. Радиальная нагрузка на каждый иодшииник — 2300 Н. Оба подшипника для удобства имеют одинаковые размеры, но один из них в процессе эксплуатации может нагружаться осевой силой [c.360]

Полые цилиндрические детали. На практике встречаются случаи, когда при перепаде температур форма детали в силу ее конфигурации не меняется или меняется незначительно. Типичным примером является цилиндрическая труба большой длины. При одностороннем нагреве, например изнутри (рис. 242, а) труба, расширяясь в радиальном и осевом направлениях, сохраняет в целом цилиндрическую форму. Внутренние, наиболее нагретые слои стенки при этом испытывают Напряжения сжатия, а наружные, более холодные — напряжения растяжения. Напряжения падают только на свободном торце трубы, где сдерживающее влияние кольцевых сечений ослабевает, вследствие чего труба воройкообразно расширяется. [c.371]

Отсутствие азимутальной составляющей вектора скорости в рассмотренных вариационных задачах при осевой симметрии является ограничением, которое может, например, снизить силу тяти оптимального сопла. В работах [19, 20] на примере присутствия потенциальной закрутки потока вокруг оси симметрии выведены необходимые условия экстремума и продемонстрировано увеличение силы тяги. Дальнейшие исследования в этом направлении проведены Гудерлеем, Табаком, Брей-тером и Бхутани [21]. Систематическое сравнение оптимальных сопел этого типа выполнено Тилляевой [22]. [c.47]

Пример. Подобрать посадку с натягом для соединения (D = 185мм /, = 110 мм dj = 265 мм I = 170 мм), которое работает без внбраций и нагружено осевой силой Р = 392,2 кН, Детали изготовлены из стали 40 (Е = Ej = 206 ГПа = 313 МПа) параметры шероховатости Rzi = 8 мкм, Rz. = 7 мкм. Рабочая температура деталей соединения близка к температуре сборки. Сборку производят при нагреве охватывающей детали, поэтому принимаем /=0,14. [c.226]

Пример 2.1. Защемленный в сечешш О брус нагружен в сечениях А, В л С осевыми силами, как показано на рис. 2.12, а. Пренебрегая силой тяжести бруса, [c.160]

Пример 2.27. Определить величину допускаемой осевой нагрузки на пружину и величину ее осадки под действием этом силы, если пружина изготовлена из стальной проволоки диаметром = 5 мм. Индекс пружины с 8, число рабочих витков п 10. Напряжение, возникающее в пружине, не должно превышать допускаемого [т] — 500 н1мм . [c.243]

Пример 2.59. Двутавровая стойка жестко защемлена одним концом (см. рис. 2.159, б) и сжата осевой силой Р = 125 кн. Длина стойки I = 1,6 м. Материал стойки — сталь Ст2, основное допускаемое напряжение на сжатие [o]j 120 н1мм . Определить требуемый номер профиля двутавра. Решение. Из формулы (2.96) следует, что [c.312]

Если стержень нагрузить силой Р, показанной на рис. 1.11 пунктиром, то изменится ривизна осевой линии стержня и изменится в соответствии с (1.38) распределенная нагрузка q. Направление вектора q по отношению к осевой линии стержня при любых деформациях всегда остается неизменным (q e2). Это пример следящей распределенной нагрузки, когда направление вектора q в связанной системе координат остается неизменным при деформировании стержня, а модуль q зависит от деформированного состояния стержня [модуль распределенной нагрузки зависит от кривизны осевой линии стержня (1.38)]. Рассмотрим этот случай более подробно на примере следящей силы Р в связанной системе координат [c.25]

В качестве второго примера рассмотрим стержень, показанный на рис. 2.5,а. Стержень имеет круглое сечение, поэтому при нагружении силами, лежащими в плоскости XiOxj, осевая линия стержня остается плоской кривой. Распределенная нагрузка 2= 2 iE- [c.75]

Рассмотрим в качестве примера консольно закрепленный криволинейный стержень постоянного сечения с сосредоточенной массой (рис. 5.1). Пунктиром показано естественное состояние стержня. Уравнение осевой линии стержня в естественном состоянии считается известным [л 1о(е),. сгоСе) и ) зо(е)]. При ускоренном движении с постоянным ускорением стержень нагружается распределенными силами q = mofli2 и сосредоточенной силой P = Afai2. где а — ускорение. Требуется определить новое равновесное состояние стержня и внутренние силовые факторы (Qi, Q2 и. [c.187]

В качестве второго примера рассмотрим стержень, показанный на рис. 4.2. Сте(ржень нагружен следящими силой Ро и моментом М.О. постоянны.ми во времени. Равновесная форма осевой линии стержня (например, прямолинейного до нагружения) есть пространственная кривая. На конце стержня имеется сосредоточенная масса т. Примем приближенно, что точка О (центр масс) совпадает с центром то рцового сечения стержня. Для следящих сил уравнения малых колебаний стержня в связанной системе координат будут однородными, так как проекции следящих сил и моментов в уравнения движения в связанной системе координат не входят. В данном примере имеем следующие краевые условия 1) е=-0, ио(0)=0,до(0)=0 2) в—1, АМ(1)- М =0, АО( 1) + Л = 0, где М , — соответственно момент инерции и сила инерции, дей- [c.80]

В качестве примера рассмотри.м цилиндрическую тонкостенную оболочку, ослабленную продольными и кольцевыми мягкими швами (рис 3.57), Нагруженность оболочки и варьируется действием внутреннего давления р и осевой силы F. При этом необходимо иметь в виду. что при О < и = 0 / а, < 1 несущая способность цилиндрической оболочки лимитиру ется мягким швом, расположенным вдоль образутощей оболочки (кольцевая прослойка при этом разгру жена), а при < п < х — поперечным кольцевым швом. [c.190]

Пример 12.1. Рассчитать ведущий вал цилиндрического редуктора с косозубыми колесами, расчетная схема которого представлена на рис. 12.5, а. Дано диаметр делительной окружности шестерни /, = 100мм, ft = 50 мм, с = 90мм, радиальная сила F, = 960 Н, осевая сила / = 370 Н, вращающий момент на валу Г=131 Н-м. [c.219]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...