Валы Расчетные схемы

Легко видеть, что под действием натяжений ремней вал, помимо кручения, испытывает и изгиб. Если пренебречь влиянием изгиба (так поступают при предварительном, ориентировочном расчете валов) расчетная схема вала будет иметь [c.152]

Расчетная схема варианта с зубчатым соединением изображена на рис. 2.11. Линии со стрелками обозначают диски круглый на правом краю цилиндра и по форме генератора волн на левом (эти формы рассмотрены в 5.2). Диски ограничивают радиальное перемещение но допускают перемещения у и н, а также поворот образующей. С некоторым приближением к такой же расчетной схеме может быть приведен вариант мембранного соединения при условии, что толщина мембраны близка к толщине стенок цилиндра, а ее внутренний диаметр мал (0,5...0,6) ё (см. рис. 6.1) ). При глухом соединении цилиндра с валом расчетная схема изме- [c.25]

Легко видеть, что под действием натяжений ремней вал помимо кручения испытывает и изгиб. Если пренебречь влиянием изгиба (так поступают при предварительном, ориентировочном расчете валов), расчетная схема вала будет иметь вид, представленный на рис. 5.5. Там же показана эпюра крутящих моментов. [c.117]

В зависимости от соотношения величин масс и жесткостей деталей сочленения, в котором есть зазор, а также величин соседних масс и жесткостей прилегающих валов расчетные схемы принято [121] делить на схемы с разрывающимися связями (рис. 56, а) и схемы с распадающимися массами (рис. 56, б). Практика исследования систем с зазорами сложилась так, что для исследования систем того или иного вида составляется [c.127]

Валы воспринимают разнообразные нагрузки усилия в передачах, крутящий момент, передаваемый валом, массу всех деталей, смонтированных на валу. Однако при расчете учитывают только основные нагрузки массу во внимание не принимают (за исключением массы тяжелых маховиков). Для анализа прочности вала необходимо составить его расчетную схему, в которой должны быть указаны расположение опор и все нагрузки, действующие на вал. Расчетная схема вала, показанного на рис. 4.37, приведена на рис. 4.38. [c.244]

Расчет валов. Расчетные схемы валов определяются а) расположением и размерами посаженных на вал деталей б) типом и расположением опор в) местами приложения, направлением и величиной действующих сил. [c.369]

Порядок расчета всех валов одинаков, поэтому далее этот расчет рассмотрим только на примере первого вала. Расчетная схема этого вала приведена на фиг. 13. [c.88]

На рис. 9.13 показана расчетная схема для определения реакций опор. Выходной вал нагружен силами Я и По формуле (9.12) 5=0,1 Т /й = 0,1-476-10 78,75 = 603 Н. Кон- [c.163]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора приведены на рис. 13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) но ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении были определены выше С,,=С 2= 411 Н, 2 = 7055 Н, / , = 2568 Н. [c.241]

Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок. Расчет валов базируют на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривают неоднородное напряженное состояние и [c.262]

Вал (рис. 12.23, а) получает через ременную передачу мощность N = 30 кет при а = 33 рад/сек. На рис. 12.23, б показана расчетная схема вала. Требуется а) определить величины [c.209]

По данным предыдущей задачи составить расчетную схему вала II. [c.268]

Расчетная схема вала дана на рис. 16.17. [c.273]

Трехопорный вал, схема нагрузки которого показана на рис. 17.21, решили рассчитывать приближенно, рассматривая его при построении эпюр изгибающих моментов как две отдельные двухопорные балки. Для частичной компенсации ошибки, получающейся от принятия указанной расчетной схемы, предложено не- [c.291]

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]

Рис. 8.19. Расчетная схема III вала прп вклю к ими муфты влево и зацеплении

Расчет /// вала на выносливость. Вь паса усталостной прочности для трех п сечений А—А, Б—Б и В—В (рис. 8.21), и касательные напряжения изменяются так как вал имеет реверсивное враш,ение Па расчетной схеме (см. рис. 8.21) по указанием размеров, предположительно суммарных изгибающих и крутящих мом Сечение А — А. В этом сечении [c.328]

Pu . 12.8. Расчетная схема промежуточного вала [c.297]

Силы, действующие на валы и оси со стороны установленных на них деталей передач, определяют по методам, изложенным выше при изучении передач. При составлении расчетной схемы вес осей или валов и деталей, расположенных на них, а также силы трения в опорах не учитывают. [c.421]

На основании расчетных схем валы рассчитывают на статическую прочность при одновременном действии изгиба и кручения. Для этого необходимо определить величину изгибающих и крутящих моментов в различных сечениях вала, особенно в опасных сечениях, используя известную методику из курса сопротивления материалов. При этом силы, действующие на вал в разных плоскостях, раскладывают по двум взаимно перпендикулярным плоскостям и в этих плоскостях определяют опорные реакции и изгибающие моменты. Суммарный изгибающий момент [c.422]

Брус прямоугольного сечения. На практике часто встречаются стержни некруглого сечения, подверженные действию крутящих и изгибающих моментов. В качестве примера рассмотрим брус прямоугольного сечения (рнс. 341, а), нагруженный силами Pi и Pj, вызывающими в поперечных сечениях изгибающие моменты и а также поперечные силы Qy и Расчет выполняем в такой последовательности. Раскладываем заданные нагрузки (силы Pi и Pj) на составляющие вдоль координатных осей и приводим их к оси вала при этом получаем в поперечных сечениях, в плоскостях которых находятся точки приложения сил, внешние скручивающие моменты и Mwi = Mix- Полученная таким образом расчетная схема представлена на рис. 341, б. [c.349]

РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ. КРИТЕРИИ РАСЧЕТА [c.321]

Рис. 17,13. Опоры вала-червяка и расчетная схема

Решение. 1. Составим расчетную схему вала (рис. 2.106, б), для этого приведем силу Р к точке С на оси вала, присоединив пару сил с моментом Л1х=Р(й/2), и освободим вал в точках Д и В от опор, заменив их реакциями в горизонтальной (ЙД2- Ляг) И вертикальной (/ ду, Яву) плоскостях. [c.242]

В системах уравнений (2.56) и (2.57), описывающих динамику разгона троллейбуса, рекомендуется заменить углы поворота валов и их сечений на угловые скорости поворота этих сечений. Это позволит снять ограничение на время исследования на ЭВМ процесса разгона, вьованное быстрым нарастанием величины угла поворота валов расчетной схемы, которое может привести к прерыванию выполнения программы. Расчет на ЭВМ следует заканчивать, когда крутящий момент тягового двигателя станет равным приведенному моменту сопротивления движению. [c.131]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рис. 13.1. Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов на шариковых радиальных однорядных подшипниках легкой серии (206 и 208 соотвегствепио) берут по компоновочной схеме (см. рис. 3.11) /,=34, /, = 68 /з = 58 /4 = 35 /5 = 70 /(, = 72 т/,= 35,255 т/з = 174,745. Силы в зацеплении / , = 2464 Н, /, = 916 Н, / = 518 Н. Сила / = 2972 Н, [c.218]

Предположим, что входной вал редуктора соединяется с валом электродвигтттеля муфтой упругой втулочно-нальце-вой. Тогда Т = 50 Т=50у/44,3 = 333 Н. Здесь Г вращающий момент на валу. Нм. Направление / заранее не известно и на расчетной схеме показано условно (рис. 13.1, о). Быстроходный вал. Реакции от сил в зацеплении а) в плоскости YOZ [c.219]

Выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости. Расчет проводят в такой последовательности по чертежу сборочной единицы вала составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной X и вертикальной У). Затем определяют реакции опор в гбризонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих моментов Мх Му, отдельно эпюру крутящего момента Предположительно устанавливают опасные сечения исходя из эпюр моментов, размеров сечений вала и концентраторов напряжений (обьршо сечения, в которых приложены внешние силы, моменты, реакции опор или места изменений сечения вала, нагруженные моментами). Проверяют прочность вала в опасных сечениях. [c.165]

Напомним, что в расчетных схемах используют три основных типа опор шарнирно-неподвижную, шарнирно-подвижную, защемление или заделку. Защемление применяют иногда в опорах не-1ЮДВНЖНЫХ осей. Для вращающихся осей н валов защемление не допускают. Выбирая тип расчетной опоры, необходимо учитывать, что деформативные перемещения валов обычно весьма малы, и если конструкция действительной опоры допускает хотя бы неболыной поворот или перемещение, то этого достаточно, чтобы считать ее шарнирной или подвижной. При этих условиях подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подшипники, воспринимающие только [c.262]

Под расчетной схемой построены эпюры изгибающих п крутящих моментов-В вертикальной и горизонтальЕюй плоскостях от всех ден-ствуюш,их нагрузок (рис. 15.3, в, г, д). По этим эпюрам легко определить суммарные изгибающие моменты в любом сечении вала. Например, для сечения /—J изгибающий момент [c.263]

Зубчатое зацепление 1 прямозубое. Требуется 1) определить усилия, возникающие в зубчатых зацеплениях 2) составить расчетную схему вала и построить эпюры крутящего момента и изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях 3) определить коэффициент запаса прочности для сечения А—А вала, учитывая концентрацию напряжений от шпоночной канавки (размеры сечения шпонки выбрать самостоятельно) и принимая, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения кручения—по иульсирую- [c.210]

Наибольшее расстояние между центрами подшипников обусловливается монтажными и осевыми размерами деталей, посаженных на II валу (см. рис. 8.3). Поскольку э о расстояние оказывается большим 350 мм, на одной из опор устанавливается радиальный шариковый подшипник (плавающая олора), на второй — два шариковые радиально-упорные подшипника. По найденным осевым и радиальным размерам деталей, а также монтажным размерам (расстояния между различными деталями) вычерчивается компоновочная схема (см. рис. 87). В результате п )едварительной компоновки деталей на валах ориентировочно иолу la M необходимые расстояния между плоскостями действия сил. Диаметр вала рассчитывается более точно по эквивалентному моменту только после вычерчивания развертки, необходимой для составления расчетных схем. [c.310]

На расчетных схемах вычерчиваются пюры изгибающих, кру> тящих и эквивалентных моментов. Для удобства построения эпюр изгибающих моментов и контроля их на схемах нагружения валов указываются числовые значения активные сил и реакциу опор. Затем определяются изгибающие моменты в сечениях под силами без составления уравнений моментов. На расчетных схемах единицы измерения не указываются, а заранее ого )ариваются (сила — в И, расстояние — в мм, момент— в Н-м). [c.311]

При правом — получим fa=I279 H, f = —286H. Шкив посажен на разгрузочной втулке, поэтому силы от ременной передачи не действуют на вал. Построим расчетные схеми для вала И. [c.311]

Рис. 8 9. Расчетная схема И валов при включении иуфты вправо

Рис. 8.18. Расчетная схема III вала при включен m муфты вправо и запсплении

При выполнении проектного расчета на статЕЕческую прочность конструктивные размеры валов, как правило, еще неизвестны, и составление расчетной схемы вызывает трудности. В этой связи часто пользуются предварЕЕтельным расчетом валов только на кру- [c.421]

Аналогичные рассуждения проводят относительно коэффициентов жесткости с,, Сг, Сз, в трехмассной модели, Сд и с — в одномассной модели и соответствующих коэффициентов демпфирования fei, 2 3 и 0- Коэффициенты жесткости с, и с соответствуют коэффициенту жесткости клапанной пружины j — коэффициенту жесткости коромысла Сз — приведенному коэффициенту жесткости штанги 2 С4 — приведенному коэффициенту жесткости участка распределительного вала q — приведенной жесткости механизма. Для упрощения расчетной схемы коэффициенты демпфирования k при-нимакзт в первом приближении равными нулю. [c.473]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...