Валы Приближенный расчет

Учет массы вала. В приближенных расчетах массу вала учитывают увеличением массы диска. Обычно к массе диска добавляют половину массы вала. Приближенный расчет допустим, если вес вала составляет не более 30% веса диска. [c.500]

При расчете валов приближенно можно принимать F = (Q,2, ,, 0,5) F ,, [c.263]

По данным задачи 16.20 определить из расчета на прочность требуемый диаметр опасного сечения трехопорного вала //. Расчет выполнить по гипотезе энергии изменения формы (приближенный расчет без учета переменности напряжений во времени), принимая [ст] = 50 Мн м . [c.268]

Указание. Расчет вала выполнить на статическую прочность по пониженному допускаемому напряжению [о] = 40 Мн/м (приближенный расчет). Применить гипотезу наибольших касательных напряжений. [c.269]

Минимально допускаемый запас прочности можно также принимать по аналогии с валом в пределах [п]= 1,3...1,5 — при высокой точности расчетных нагрузок и схем [п]= 1,5...1,8 — при приближенных расчетах [rt]= 1,8...2,5 — при пониженной точности расчета и больших диаметрах изделий (d>200 мм). [c.200]

Расчет и конструирование валов производят в такой последовательности 1) выбирают материал, из которого должен быть изготовлен вал 2) определяют размеры диаметрального сечения вала на различных участках на основе приближенных расчетов 3) производят конструирование вала и опорных узлов, в результате чего в первом приближении выявляются форма детали, ее габаритные размеры, а главное — фактическое расстояние между опорами и точками приложения сил 4) составляют расчетную схему и производят поверочный расчет с целью уточнения размеров, полученных при предварительных расчетах вала. [c.385]

Так, например, для приближенного расчета частоты собственных колебаний (Оо вала с диском в середине пролета часто пользуются формулой [c.23]

Типичная конфигурация роторов, вращающихся в полуцилиндрах смесительной камеры,— валы с овальным эксцентричным сечением, изменяющим угловую координацию по длине вала, создавая подачу материала в осевом направлении. Ввиду сложной кинематики перемешиваемых масс в рабочем объеме двухроторных машин, а также вследствие постепенного изменения механических свойств материала и его температуры в процессе переработки теоретические методы анализа данной технологии ограничены косвенной оценкой смешения по энергетическим затратам на деформирование материала в зазоре между ротором и стенкой корпуса, а также приближенным расчетом деформационного критерия смесительного воздействия. [c.140]

Для составленной расчетной схемы вала как балки на опорах производится построение эпюр изгибающих и кр5 тящих моментов от наибольшей кратковременной нагрузки. Если нагрузки, действующие на вал, не лежат в одной плоскости, то их разлагают по двумя взаимно перпендикулярным плоскостям и определяют в этих плоскостях реакции опор п изгибающие моменты, а затем производят геометрическое суммирование реакций п моментов. Суммарная эпюра моментов при проведении приближенных расчетов может быть ограничена прямыми линиями, что идет в запас надежности расчета. Если угол между плоскостями действия сил не превосходит 30°, можно рассматривать все силы как действующие в одной плоскости. [c.103]

Далее производят уточненный расчет вала в уточненных расчетах, в отличие от приближенного расчета, учитывают влияние концентрации напряжений в опасных сечениях вала путем определения запаса прочности в принятой конструкции на основании уточненного расчета вносят изменения в размеры конструкции вала. [c.419]

Ниже приводится один из вариантов приближенного расчета, который дает расхождение порядка 20% по сравнению с точным методом расчета. Он основан на том, что двухступенчатая балка на фиг. 34, б заменяется гладким валом при соответствующей корректировке его длины. [c.64]

Для приближенных расчетов можно принимать, что уменьшение зазора происходит в пределах (0,55-ь0,6) 8 при запрессовке внутреннего кольца на вал и в пределах (0,65- 0,7) 8 при запрессовке наружного кольца в корпус. [c.261]

В приближенных расчетах, на усталостную прочность шлицевых валов учитывают лишь концентрацию напряжений от кручения. Значения теоретических коэффициентов концентрации напряжений при кручении прямобочных шлицевых валов приведены в табл. 3. [c.93]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29), а расчетное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностями. В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев зубчатых колес и шлицевых соединений, вдоль шпонок, вкладышей подшипников скольжения и других деталей, и при составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалентными сосредоточенными силами, приложенными в середине площадки (площадок) контакта 1, [c.131]

Ориентировочное определение диаметра вала производится приближенно, расчетом его только на кручение [c.281]

Критический слой масла в подшипнике определяется величинами неровностей поверхностей вала А и подшипника Ад, а также А , учитывающей искажение геометрических форм сопряженных деталей. Однако учитывая, что неровности, зависящие в начальный момент только от вида механической обработки поверхностей, при работе двигателя уменьшаются (за счет приработки), а определение величины Лр крайне затруднено, для приближенных расчетов можно принимать [c.371]

Для приближенных расчетов тормозной момент конвейера, работающего на опускание груза, может быть определен по запасу торможения = 1,25 относительно суммарного крутящего момента, возникающего на тормозном валу после выключения двигателя привода [35]. [c.40]

Допускаемые напряжения изгиба для приближенного расчета осей и валов [c.482]

В гл. 16 будет показано, что большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительно силой Р . Примеры определения величины для некоторых типов муфт даны в той же главе. При расчете валов приближенно можно принимать Р = (0,2 -г- 0,5) Р , где Р — окружная сила муфты. Направление силы Р в отношении силы Р( может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа). В расчетной схеме (рис. 14.3, а) силу Р направляем так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы Р( (худший случай). [c.304]

Приближенный расчет. После ориентировочного расчета валов производят эскизную компоновку механизма, определяя расстояния между опорами, точки приложения сил, а затем приступают к приближенному расчету на прочность, учитывая совместное [c.134]

Подбираем материал для изготовления вала и определяем допускаемое напряжение. Для приближенного расчета считаем, что [а 1] = 450—600 кГ/см для стали 35, 40, 45 и Ст5, Стб (табл. 39). [c.135]

Приближенный расчет. После ориентировочного расчета валов производят обычно эскизную компоновку механизма, определяя расстояние между опорами, точки приложения сил, а затем приступают к приближенному расчету на прочность, учитывая совместное действие изгиба и кручения. Порядок расчета может быть следующий. [c.87]

ПРИБЛИЖЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ [c.270]

В зависимости от действия нагрузок возможны два случая приближенного расчета валов на прочность расчет только на кручение и расчет на совместное действие кручения и изгиба. [c.270]

Приближенный расчет выполняют как проектный расчет, на основе которого ориентировочно устанавливают диаметры характерных сечений вала (методика изложена в шаге 8.14 или 8.15) с последующим уточнением коэффициентов запаса прочности по выносливости (уточненный расчет см. 5). [c.270]

Приближенный расчет на совместное действие кручения и изгиба для неответственных конструкций валов может быть основным. Уточненный расчет на выносливость (см. 5) можно не производить, если соблюдается условие [c.271]

Расчет и проектирование валов ведут по обычной трехэтапной схеме. На первом этапе (предварительный расчет) при отсутствии данных об изгибающих моментах диаметр вала приближенно можно найти по известной величине вращающего момента Т из условия прочности по заниженным [c.410]

Поперечные колебания, подобные колебанию струны, возникают при наличии несбалансированных масс и искривлении линии вала. Возможны нескольк форм поперечных колебаний, или гармоник, зависящих от числа и расположения опор и схемы нагружения вала. В случае, показанном на рис. VII.6, а, представлены первая (/) и вторая II) формы. Как показала практика, для жестких валов гидротурби при приближенных расчетах можно ограничиться первой формой собственных колебаний, имеющей наименьшую частоту и наибольший период Т = 1/(0. [c.201]

Критическая частота колебаний определяется при приближенных расчетах по энергетическому методу Рэлея [55], где вывод уравнений для определения частоты собственных колебаний системы основан на следующих предположениях энергия, затраченная на деформацию вала, равна кинетической энергии, возбуждаемой при колебан1ях опоры жесткие, силы трения и сопротивления внешней среды отсутствуют. В этом случае вал можно представить как колеб лющуюся балку, нагруженную несколькими силами Д (рис. VII.6, а), вы- [c.201]

Формально число комбинаций и, следовательно, число возможных решений было бы 2х2х2х2х4 = = 64. Однако анализ отличительных признаков сразу же показывает, что признак 1.1 может быть вычеркнут, так как он соответствует неудовлетворительному решению (рис. 17). Для непосредственной передачи враш,ающегося момента от одной ступени шкива к другой применение вала лишено смысла. Таким образом, признак 2.2 также может быть вычеркнут. На вопрос, выполнять ось сплошной или полой, отвечает приближенный расчет или справка в соответствующем руководящем материале [31], из которых видно, что полая ось будет на 70% дороже, чем сплошная. Вследствие этого комбинации с неподвижной полой осью отпадают. [c.60]

Наиболее точной методикой расчета напряжений во всех элементах диафрагмы является методика ХТГЗ. Однако ее использование связано с применением электронных цифровых вычислительных машин. Вследствие этого приближенные расчеты на прочность диафрагм методами Смита и Валя находят довольно широкое применение на стадии эскизного и технического проектирования. В связи с этим ниже приводится краткий анализ возможности применения различных методик расчета Б зависимости от конструктивных данных диафрагм, рассчитываемых на прочность. [c.374]

В приближенных расчетах как наиболее вероятный рассматривают следующий расчетный случай. Принимают, что детали клеммы 7 и 2 (рис. 7.8) обладают малой изгибной жесткостью и при затяжке винтов клемма прижимается к валу всей внутренней поверхностью отверстия в клемме. Возникшее после затяжки винтов давление р считается равномерно распределенным по поверхности контакта полуступиц 1 к 2 клеммы с валом (осью) 3. Равнодействующая давления на каждую полуступицу в таких предпосылках равна [c.166]

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]

При расчете валов приближенно можно принимать 7 =(0,2...0,5)/, а/, где F,Jtf — 01сружная сила на муфте или как 125 у/т—для входных валов редукторов и выходных валов одноступенчатых редукторов Fua25йyJT— для выходных ва- [c.317]

Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной головки шатуна определяют в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. При приближенном расчете крышки кривошипной головки шатуна она рассматривается как равномерно нагруженная балка с защемленными концами и проверяется на изгиб (кПсм ) (см. рис. 111, а) по формуле [c.193]

При расчетном определении частоты собственных колебаний вал с присоёдинен-нымй дисками (зубчатыми колесами и т. п.) принимают в виде стержня (балки) с сосредоточенной массой (массами), шарнирно закрепленного в жестких или упругих опорах. В приближенных расчетах массу вала приводят к массе диска (путем суммирования масс с учетом коэ ициента приведения массы вала, зависящего от расположения опор и диска, а также вида колебаний). [c.140]

Приближенный расчет этих сил и моментов производится в предположении, что коленчатый вал является разрезной балкой это позволяет не учитывать давления газов в цилиндре, так как эти силы, действуя на поршень и одновременно на крышку цилиндра, замыкаются через шатун, коленчатый вал и остов двигателя в каждом отсеке последнего между смежными рамовыми подшипниками. [c.176]

При составлении дпиамических моделей при первоначальном анализе следует пренебречь нелинейностью характеристики жесткости отдельных узлов и деталей пресса, для приближенного расчета можно воспользоваться значением общей характеристики жесткости, взятой для отдельнЕях элементов кривошипно-ползунного механизма или привода. Обычно к сосредоточенным маховым массам. могут быть отнесены вращающиеся детали, размер которых вдоль оси не превышает их полуторного диаметра. Величина распределенных масс (валов), как правило, пренебрежимо мала по сравнению с величиной сосредоточенных. Учет распределенных масс осуществляется путем отнесения их поровну к сосредоточенным масса.м, размещенным на концах данной распределенной массы. Ош ибка в определении собственных частот, имеющая место прн такой замене, зависит от соотношения величин, сосредоточенных н распределенных масс, причем ошибка будет больше при определении более высоких частот колебательной системы. Сосредоточенными массами в приводе пресса являются маховик, зубчатые колеса, диски муфты и тормоза, кривошип коленчатого вала. В исполнительном. механизме — это масса ползуна с нижней частью шатуна и деталями регулирования штампового пространства, а также кривошип с верхней частью шатуна. При этом поступательно перемещающиеся массы приводят к эквивалентным массам крутильной системы, аналогично приводят и коэффициенты линейной жесткости. [c.121]

Сборка узлов с подшипниками качения. Посадки для шарнко-и роликоподшипников, а также отклонение от правильной геометрической формы посадочных поверхностей для вала и отверстия регламентированы ГОСТом 3325—55. При посадке подшипников на вал с большими натягами возможно уменьшение зазоров между кольцами и телами качения или даже защемление последних. Для приближенных расчетов принимают, что уменьшение зазора происходит в пределах (0,55 -f- 0,6) б при запрессовке внутреннего кольца на вал и в пределах (0,65—0,7) б при запрессовке наружного кольца в корпус, где б — натяг в мм. Определение зазоров имеет [c.466]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...