Длинные консольные — Расчет

Отличие этой схемы от приведенной на рис. 83, в заключается только в длине консольного участка, поэтому приведем лишь выражения для основных величин, используемых в расчете. [c.211]

Определить собственную частоту продольных колебаний груза массы ш, расположенного на свободном краю консольно закрепленного невесомого стержня длины I. В расчетах принять т = 2 кг, I = 0,5 м площадь поперечного сечения стержня F = 1 см , модуль упругости Е = 7 10 МПа. [c.437]

Деревянные элементы подвесных площадок изготовляют и з древесины хвойных пород не ниже П сорта (влажность их не должна превышать 25%) и при изготовлении обрабатывают огнезащитным составом. Размеры поперечного сечения прогонов определяют расчетом, ширину сечения принимают не менее 150 мм из условия опирания на прогон досок настила площадки. Концы прогонов при монтаже площадки выпускают за пределы несущей рамы на 200—250 мм (рис. 37). Длину консольной части прогонов со стороны стенки ствола трубы принимают не более 1100 мм. Максимальное расстояние между прогонами по наружному периметру площадки составляет не более 1500 мм. Составные прогоны не применяют. Со стороны шахтного подъемника устанавливают бортовое ограждение. Настил и бортовое ограждение площадки изготовляют из досок толщиной не менее 50 м.м и шириной не менее 150 мм. Длину опорной части доски настила принимают не менее 75 мм. Выпол- [c.78]

Чем объяснить, что при консольном расположении хотя бы одного из зацепляющихся зубчатых колес рекомендуется принимать при расчете меньшие значения коэффициента длины зуба, чем в случае, если оба колеса расположены между опорами соответствующих валов [c.288]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

В чем основные особенности гидравлических расчетов консольного перепада (сброса) Как определяется длина падения (отлета струи) на дно русла Назовите и другие гидравлические параметры. [c.256]

В большинстве автоматических манипуляторов применяется консольное расположение схвата. Это существенно изменяет условия работы механизмов линейного позиционирования по сравнению с портальными устройствами, так как трение в направляющих изменяется с увеличением вылета руки. Кроме того, с увеличением вылета увеличиваются амплитуды колебаний схвата из-за изгиба руки, что снижает точность и увеличивает затраты времени на позиционирование. С другой стороны, при увеличении длины хода Lj средняя скорость возрастает за счет уменьшения влияния участков разгона и торможения. При консольном расположении руки робота для расчета скорости могут быть использованы формулы (52) и (54) в гл. 3. Однако зависимость от в этом случае будет более сложной и может быть упрощена лишь в определенном диапазоне изменения L . [c.111]

Рассмотрим два примера. Первый - консольной балка, которая характеризуется отношением длины к высоте - L/h. Выполним конечно-элементную модель балки в виде стенки из мембранных элементов. При L/h > 120 ее матрица жесткости становится плохо обусловленной, что приводит к прерыванию расчета. Это не означает, что матрица жесткости системы становится вырожденной, однако возможное решение может быть некачественным, как показывает второй пример. [c.517]

При выборе расчетной схемы для решения задачи о вынужденных колебаниях груза, укрепленного на упругой консольной балке, имеются особенности. Простейшей расчетной схемой может быть система с одной степенью свободы в виде точечной массы, подвешенной на невесомой упругой балке. Схема соответствует низшей (основной) частоте свободных колебаний, которая в данном случае будет определена с завышением. Уточнить основную собственную частоту можно путем присоединения к массе груза части массы балки и учета момента инерции груза относительно оси, проходящей через нейтральную линию балки. Если необходимо учитывать изгибные колебания балки с боле высокими собственными частотами, то в основу расчета надо положить уравнения поперечных колебаний упругой балки. Для длинной балки в уравнениях можно не учитывать перерезывающие силы и моменты инерции поперечных сечений балки [c.13]

При расчете на устойчивость консольных оболочек, нагруженных на некотором расстоянии от свободного края, жесткость свободного от нагрузки участка оболочки можно не учитывать, если его длина мала по сравнению с длиной нагруженного участка. [c.195]

Для консольно защемленной балки длиной /, нагруженной на свободном краю крутящим моментом М и поперечной силой Р, провести проектировочный и поверочные расчеты на прочность с использованием третьей и четвертой теорий прочности. Балка имеет поперечное квадратное сечение со стороной Ь. Для вычислений в расчетах принять М = 2Р/, Р = 1 кН, I = = 0,4 м = 270 МПа, п = 3. [c.343]

П ример 12.5. Один конец вала длины I и диаметра d консольно закреплен, а на другой насажен диск диаметра D и массы т. Конструкция вращается с угловой скоростью со. Определить максимальное касательное напряжение в вале в момент его внезапной остановки (крутящий удар). В расчетах принять D = 15 см, ш = 40 кг, / = 0,5 м d = 5 см, со = 40 с 0 = 7- 10 МПа. Массой вала и деформациями диска пренебречь. [c.419]

П ример 12.6. Определить собственную частоту крутильных колебаний невесомого консольно закрепленного вала длины I и кругового поперечного сечения диаметра d, несущего на свободном краю жесткий круглый диск массы т и диаметра D В расчетах принять / = 2м, g = 4 m, D = 0,8m ш = 25 кг, модуль сдвига G — 7 10 МПа. [c.428]

На свободном краю консольно закрепленной невесомой балки длины I закреплен груз массы т. Определить модуль упругости Е материала балки. В расчетах принять т = 1 кг, / = 1 м, собственная частота изгибных колебаний со = 20,9 с момент инерции поперечного сечения J = 2 10 м . [c.437]

Расчет влияния прогиба консольно закрепленного валика на упругий мертвый ход следует производить только в тех случаях, когда консольная длина валика L (расстояние от средней плоскости шестерни до торца подшипника) не менее чем в 5—10 раз превосходит его диаметр и нагрузка на него достаточно велика. [c.571]

В конфузорном газоотводящем стволе с консольными выступами для опирания футеровки местные сопротивления, обусловленные дополнительным сужением сечения ствола в местах этих выступов, а затем внезапным расширением потока после них, можно учесть, принимая увеличенным коэффициент сопротивления трения ствола. При расчете потерь на трение на участке газоотводящего ствола длиной I и диаметром О воспользуемся известной гидравлической формулой [c.50]

Обратим внимание, что решение этой и аналогичных задач хотя и имеет прямой целью описание поведения рам, но за счет введенных аппроксимаций фактически сводится к расчету консольных балок. В связи с этим здесь могут быть с успехом использованы результаты, полученные для описания движения консольных балок (см. п. 4.2). Это позволит учитывать рассредоточенные по длине массы и, в частности, решить задачу о распространении по высокому сооружению изгибных волн, вызванных сейсмическим толчком. [c.320]

Гардеробные проектируются для верхней одежды из расчета площади на 1 место 0,08 м при вешалках консольного типа и 0,1 м при обычных и подвесных вешалках. Глубина гардеробной принимается не более 6 м. Исключение составляют гардеробные детских школьных учреждений и спортивных сооружений, которые проектируются по нормам соответствующих глав СНиП. Барьер для выдачи одежды имеет ширину 0,6-0,7 м и удаляется от вешалок на 0,8-1 м. Примерная длина барьера в зданиях с массовым режимом движения устанавливается из расчета 1 пог. м барьера на 30 мест в зданиях с равномерным немассовым -1 пог. м на 50-60 мест. Перед фронтом барьера предусматривается свободное пространство шириной 3-4 м для размещения сдающих и получающих верхнюю одежду. [c.44]

Р, условно считая их в виде консольных балок длиной заделанных в ступице по ее диаметральному сечению. Учитывая неравномерность распределения нагрузки между спицами и условность данного расчета спиц, принимают, что окружная сила Р воспринимается одной третью всех спиц. Таким образом, требуемый момент сопротивления условного поперечного сечения спицы, проходящего через ось шкива, определяется по формуле [c.198]

Расчет шипа на прочность. При расчете рассматриваем шип, как балку, консольно закрепленную с нагрузкой, равномерно распределенной по всей длине I шипа (рис. 96). [c.129]

Вертикальные станины (стойки) при расчете заменяют консольными балками или открытыми рамами (рис. 100, б) с расчетной длиной /р деформируемой части. Для портальных станин расчетной схемой будет жесткая, статически неопределимая рама (рис. 100, в). Силы, действующие на станину, определяются усилиями резания, весом узлов и обрабатываемых заготовок, инерционными нагрузками. Определение усилий, действующих на основные звенья станка и в первую очередь на станину, показано в главе 12, 2. [c.216]

При угле отклонения канатов а следует рассмотреть случаи Л и 5 (рис. 3.88, а), изменяя соответственно и направление ветра. При этом будет изменяться усилие 8р. Собственный вес стрелы О, силу давления ветра ] и касательную силу инерции массы стрелы при торможении механизма поворота рассматривают либо как сосредоточенные, либо как распределенные по длине стрелы силы. При расчете в вертикальной плоскости стрела представляет собой.ферму (балку) на двух шарнирных опорах О и О с консолью, а в горизонтальной плоскости — консольную ферму с [c.355]

Задача 3. Консольный стержень длиной 2а (рис. 4.193), нагруженный в середине силой Р, левым концом опирается на шарнирную опору. Определить величину смещения А шарнирной опоры по вертикали, при которой стержень будет обладать наибольшей прочностью. Подобрать номер двутаврового поперечного сечения. Расчеты выполнить для [c.547]

Влияние стеснения депланаций при изгибе консольной балки, нагруженной на свободном конце сосредоточенной силой, изменяется по длине балки по закону гиперболического синуса и быстро уменьшается по направлению от места стеснения к свободному концу. Поэтому при расчете сечений со стеснением депланаций коэффициент перенапряжения определяется по расчетной длине I, измеряемой от свободного конца эквивалентной балки. Такие коэффициенты удобно обозначать в виде ф (/). Если обозначить координату, измеряемую вдоль оси эквивалентной балки от ее свободного конца через г, то координата места заделки (стеснения) будет соответствовать условию г=1. [c.253]

Непостоянство. силы резания и неоднородность жесткости станочных приспособлений и других элементов упругой технологи-чес-кой системы предопределяют возникновение вибраций, которые часто являются самовозбуждающимися (автоколебаниями). При вибрации повышается шероховатость обрабатываемой поверхности, ухудшаются условия работы режущего инструмента и усиливается динамический характер силы резания. Если частота собственных колебаний приспособления совпадает с частотой колебаний при резании, то возникает резонанс, при котором амплитуда колебаний сильно возрастает. С повышением жесткости приспособлений увеличивается частота и уменьшается амплитуда их собственных колебаний. Смещение зоны резонанса выгодно производить в область высоких скоростей резания, одновременно повышая жесткость приспособлений и частоту их собственных колебаний. Это помимо отмеченных выше мероприятий обеспечивается уменьшением высоты приспособлений и длины выступающих консольных элементов, использованием дополнительных опор и увеличением размеров опорных поверхностей. Для уменьшения вибраций полезно применение демпфирующих элементов. Расчет приспособлений на виброустойчивость сложен и еще не разработан. [c.185]

На основании обобщений известных работ [38,53 - 60] нами предлагается методика расчета на прочность и жесткость длинных шнековых валов с учетом действия перепада давлений, сил трения, собственного веса и наличия разрывных витков для консольных шнековых валов с постоянным поперечным сечением применительно к экструзионным и литьевым машинам. [c.51]

Последние соотношения важны при анализе колебаний элементов активной зоны реакторов и трубопроводов АЭС под действием движения теплоносителя, так как именно изгибные колебания возбуждаются в этих условиях ввиду меньших значений изгибных жесткостей по сравнению с продольной жесткостью. Представление о точности вычислений частот дает рис. 3.8, на котором приведены зависимости погрешностей (результаты расчета всюду завышены) от отношения длины стержня / к его радиусу инерции для различных форм колебаний консольно закрепленной балки. Здесь же на горизонтальной оси отмечены значения отношения длины круглого стержня к его диаметру d [c.73]

Выражениями (1.51) определяются деформации оболочки при произвольном распределении нормальных и касательных усилий на торце. Рассмотрим достаточно длинную консольную оболотеу, которая в сечении a=llR усилена абсолютно жестким кольцом. Пусть на кольцо действует сосредоточенная сила Q и изгибающий момент М (рис. 1. 18). При расчете такой конструкции можно воспользоваться гипотезой плоских сечений, т. е. принять [c.39]

Подобрать из расчета по предельному состоянию номер прокатной двутавровой консольной балки при действии сплошной нагрузки постоянной интенсивности р=750 кГ м по всей длине балки L=7,2 м. Предел текучести =2400 кГ1см , коэффициент запаса /г=1,71, пролет балки /=5,1 м, длина консоли а=2,1 м. Какой номер двутавра нужно взять, если подбор сечения вести по допускаемым напряжениям [c.121]

На рис. 29, б представлена первая форма колебаний. Так как консольные части шпинделя имеют сравнительно малую длину, а форма их колебаний близка к прямолинейной, то при приближенных расчетах можно считать консоли (включая блочек и камеру) как абсолютно твердые тела. [c.228]

Упругий мертвый ход, вызванный деформациями деталей передачи, зависит главным образом от закручивания валиков, а также от прогиби длинкы. г консольных валиков. Упругий мертвый ход может стать особенно заметным при большой цене оборота валика, а также при большой нагрузке, длине и малом диаметре валика. Расчет угла закручивания валика производится по формуле [c.509]

Диаметры оправок и рз1сточных штанг выбираются с расчетом, чтобы между оправкой и отверстием оставался зазор для выхода стружки. Работа консольной оправкой целесообразна только в случае, если ее длина не превышает 5 диаметров оправки (/<5й). Консольная оправка с большим вылетом должна поддерживаться специальным башмаком, закрепленным на планшайбе, люнетом, установленным перед деталью, или втулкой, закрепленной в расточенном отверстии первой стенки. Работа с опорой в башмаке или по расточенному отверстию получила широкое применение в условиях производства крупногабаритных деталей. [c.176]

Пример расчета. Консольный цилиндрический стержень радиусом Н = = 0,1 ми длиной / = 1 м нагружен силой Q = 10 Н, приложенной на конце г = I (рис. 2.12). Стенка стержня является трехслойной и состоит из несущих слоев и легкого заполнителя — пенопласта (рис. 2.13, а). Несущие слои образованы из углепластика с характеристиками = 180 ГПа, Е = 6,2 ГПа, 012= 5 ГПа, v 2 = = 0,007, Г21 = 0,21, состоят из спиральных с.чоев с углами армирования 45° толщиной 0,6-10" м и кольцевых слоев (ф = 90°) толщиной 0,3 X X 10 м (для каждого из несущих слоев). Стержень усилен 12 одинако- [c.342]

При выводе формул принимают следующие упрощения и допущения а) зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, работающую на изгиб б) вся нагрузка, действующая в зацеплении, передается одной парой зубьев и приложена к вершине зубьев нагрузка равномерно распределена по длине зуба Ь в) сила трения Р и радиальная сила Т в расчет не вводятся, как маловлияю-щие на напряжения. [c.90]

При консольном закреплении заготовки в патроне наибольшее значенне величины 2Аг/ будет на свободном конце консоли, т. е. там, где жесткость системы наименьшая. Расчет погрешностей для этого случая см. гл. II. При обтачивании гладкого вала с подвижным люнетом упругими элементами технологической системы являются передняя и задняя бабкн, люнетная стойка, суппорт и обрабатываемая заготовка (рис. 112). При перемещении резца вдоль образующей происходит перераспределение упругих отжатий этих элементов. Приняв действие силы Р,/ в плоскости люнет-ной стойки, расчет отжатий упругой системы ведем, как и при установке на два центра, но с учетом жесткости люнета У.,. Для произвольного положения резца по длине заготовки [c.313]

Величайший в мире железобетонный консольный мост сквозной системы построен такше в Париже в предместьи Шараптон через р. Сену (1927—1928 гг.). Мост сооружен для укладки электрич. кабелей, по к-рым передается энергия с одного берега на другой. Вес кабелей составляет 8,5 т/м. Река Сена перекрыта двумя сквозными фермами средним пролетом 135 м с консолями по 37,5 м, общая длина моста составляет 210 м. Высота на опорах 15 ж, по середине 8 м, ширина моста 10 ж. Для уменьшения момента и следовательно высоты по середине пролета консоли загружены по концам массивными бетонными башнями, к-рые отделены от фундамента сквозным запором. Точный расчет усилий в элементах ферм показал, что влияние жесткости узлов увеличивает окончательные напряжения в среднем на 20%. Наибольший размер сечения элементов (пояса) доходит до 1,0 X 1,2 м. Прутья арматуры в стыках соединялись винтовыми муфтами с обратной нарезкой. [c.386]

Соотношение между значениями указанных напряжений зависит от режима работы ТНА. В момент запуска ТНА на лопатках турбины действует в основном газовая сила, которая в общем случае вызывает изгиб и кручение лопатки. Обычно при определении напряжений принято рассматривать лопатку как консольный стержень, жестко заделанный в диске. При этой газовая сила рассматривается как распределенная по длине стержня поперечная сила. Наличие такой силы приводит к изгибу лопатки. Кручение лопатки под действием газодинамических сил возникает в том случае, если с центром жесткости С не совпадает центр парусности Е — точка приложения равнодействующей газодинамических сил (рис. 11.9). В выполненных конструкциях напряжения изгиба от газовых сил в корневых сечениях лопаток а = (2...6) Ю Па. Напряжения кручения от га-зовых сил значительно меньше, и их обьмно не учитывают при расчете лопатки. [c.277]

Полученные в разд. 4.3 выводы можно обобщить на системы с бесконечным числом степеней свободы. На прар тике часто встречаются задачи расчета изгибных колебани балки. Масса балки распределена по ее длине, поэтому така система является системой с бесконечным числом степеней свс боды. Чтобы определить положение каждой массы, необходим задать прогиб как функцию координаты х, отсчитываемо вдоль оси балки у=Цх). Для такой системы собственные ча( ТОТЫ составляют бесконечную последовательность ри р , рз, Их значения зависят от вида законов распределения по длин балки изгибной жесткости Е1 Е — модуль упругости I — м( мент инерции сечения) и погонной массы т (массы участка ба ки единичной длины), а также от вида граничных услови Граничными называются условия на концах балки, которы должны удовлетворять прогибы, углы поворота сечений, пош речные силы или моменты. Пусть конец балки при х=0 з щемлен — консольная заделка (рис. 4.15, а). В этом случае пр [c.62]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...