Шейки расчет на прочность

Определение диаметров вала и шатунной шейки. Расчет на прочность круглого бруса при изгибе с кручением по IV теории производится по формуле (12.40), откуда [c.355]

При заданных условиях необходимо определить размеры сечений вала и шатунной шейки, а также назначить размеры прямоугольного сечения щек в зависимости от большего из диаметров по соотношениям h = 1,250 Ь = 0,6/ , после чего провести проверочный расчет на прочность. Принять допускаемые напряжения а] 800 кгс/см . Расчет вести по IV теории прочности. [c.353]

Расчет на прочность шейки производят по эквивалентному моменту, действующ,ему в среднем сечении шейки. Расчетная фор мула имеет вид [c.349]

Шатунные шейки валов судовых двигателей помимо обычного расчета на прочность проверяются также по формулам Морского Регистра СССР. [c.261]

Шейки (коренные и шатунные) 161 —, диаграмма износа 573, 574 —, обработка 185 —, подвод смазки 573 —, размеры L61, 162 —, расчет на прочность 180, 183 —, реакции на них 29 Шестеренчатые масляные помпы, см. Помпы масляные [c.606]

Усилия, действующие на шатунные и коренные шейки и подшипники коленчатого вала, находят построением векторных диаграмм (рис. 113) и их развертки в функции угла поворота кривошипа. Расчет на прочность и жесткость подшипникового разъемного узла может быть проведен по методам, предложенным в работе [35]. Вкладыши подшипников обычно рассчитывают на основе гидродинамической теории смазки [7, 10]. Предварительный расчет их заключается в проверке работоспособности в пусковых условиях под действием сил давления газа без учета сил инерции, в рабочих условиях под действием суммарных сил давления газа и сил инерции. [c.195]

Отношением нагрузки (в точке Г) к площади поперечного сечения образца определяется предел текучести. Если на диаграмме растяжения нет ярко выраженной площадки текучести, то пределом текучести условно считают то напряжение, при котором остаточное удлинение образца составляет 0,2 % его первоначальной длины. При расчете деталей машин на прочность конструктор чаще всего исходит из значения предела текучести. Это объясняется тем, что предел текучести определить значительно проще, чем предел упругости, численно же они близки между собой. При дальнейшем увеличении растягивающего усилия (выше значения предела текучести) образец будет все больше удлиняться, при этом диаметр его будет уменьшаться. Когда усилие достигнет наибольшего значения, в образце образуется шейка, т. е. в каком-то месте по длине образца диаметр его уменьшится больше, чем в других местах. [c.19]

Шейки подвергают поверхностной закалке до твердости НДС 50—60. Допускаемые напряжения при расчете на статическую прочность в шатунных [c.252]

При необходимости выполнения проектировочного расчета задаются значением так называемого геометрического параметра цапфы (относительной длиной подшипника) ф = = Ш принимают ф 0,4...1,0 (как исключение до 1,5) для опор с неподвижным вкладышем ф 1,5...2,5 — для опор с самоустанавливающимся вкладышем. Меньшее значение ф рекомендуется принимать при значительных нагрузках и частотах вращения вала, а большие — при высокой точности изготовления и сборки, а также жестких валах. Так как диаметр цапфы (шипа, шейки, пяты) определяют при расчете вала (оси) на прочность и жесткость, то проектировочный расчет подшипника сводится к определению его длины. Из формулы (12.3) и выражения й =//ф получим [c.309]

Тело крюка рассчитывается на статическую прочность как кривой брус при допускаемых напряжениях для стали 20 [а д] = = 1500-т-1600 кгс/см (при одинаковых размерах горизонтального и вертикального сечений тела крюка) и [ r g] = 1250- -1400 кгс/см (при разных сечениях). Шейка рассчитывается на разрыв при напряжениях [Стр] = 500- 600 кгс/см/. Учитывая большую концентрацию напряжений в резьбе, целесообразно производить дополнительную проверку шейки на усталостную прочность (подробно этот расчет рассмотрен на стр. 108). [c.59]

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]

Запас прочности при расчете на выносливость, определяемый по пределу выносливости, должен быть не меньше 1,3—1,5. Если есть только приближенная расчетная схема и нет ее экспериментальной проверки, то запас прочности следует увеличить до 1,5—1,8. На рис. 122 показаны силы, действующие на отдельные элементы оси при прохождении кривого участка, где Qн — нагрузка на шейку оси набегающего на наружный рельс колеса [c.167]

Пример 2. Определить диаметр шейки из расчета на усталостную прочность. Расчетная схема дана ранее (см. рис. 122). Ои = 700 кГ/см па = 1,5 [c.174]

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]

Расчет шатунных шеек. Шатунные шейки рассчитывают на кручение и изгиб. Скручивание шатунной шейки происходит под действием набегающего момента Мш.ш , а изгиб — под действием изгибающих моментов в плоскости кривошипа М и в перпендикулярной плоскости Мт. Так как максимальные значения скручивающего и изгибающих моментов не совпадают по времени, запасы прочности шейки от кручения и изгиба определяют независимо друг от д уга, а затем их суммируют, определяя общий запас прочности. [c.250]

Кривошипная головка шатуна. Размеры кривошипной головки, шатуна определяют в зависимости от размеров шатунной шейки коленчатого вала. Вследствие трудностей учета влияния на прочность кривошипной головки шатуна ряда факторов (непостоянства поперечных сечений вкладышей, бобышек под шатунные болты и т. д.) точный ее расчет практически невозможен. Далее приводятся предложенные Р. С. Кинасошвили [5] условные расчетные формулы, учитывающие основные, влияющие на прочность и жесткость кривошипной головки факторы. Эти формулы дают возможность судить о сравнительной прочности кривошипных головок шатунов с большим основанием, чем другие, ранее применявшиеся формулы. Формулы выведены в предположении, что крышка составляет одно целое с верхней частью головки и вследствие сильной затяжки болтов раскрытие стыка не может иметь места. Распределение давлений на крышку принято косинусоидальным (рис. 369). [c.167]

При расчете шипа на прочность исходят из того, что он находится на конце вала и подвергается только действию изгиба. В отличие от шипа шейка находится в средней части вала и обычно испытывает как изгиб, так и кручение. В остальном расчеты шипа и шейки не имеют различий. [c.230]

Диаметр цапфы (шипа, шейки, пяты) определяют при расчете вала (оси) на прочность и жесткость (см. занятие 20). [c.203]

Исследование напряженного состояния коленчатого вала в исходном состоянии (на новом дизеле) и в процессе эксплуатации проводят как расчетными, так и экспериментальными методами. Коленчатые валы тепловозных дизелей рассчитывают на прочность с учетом концентраторов напряжений, обусловленных резким изменением геометрических форм элементов вала, например на галтелях при переходе шейки в щеку. Выбор схемы расчета [7,35] по разрезной или неразрезной схеме зависит от целей расчета. На стадии проектирования расчетом рациональной схемы и основных размеров коленчатого вала, обеспечивающих решение всего комплекса вопросов динамики дизеля, может выполняться по разрезной схеме [29]. Для учета действительной картины распределения усилий по длине многоколенного вала при условии непрерывности упругой оси вала, возможного учета смещения и деформаций промежуточных опор в условиях эксплуатации необходимо применение расчета вала как многоопорной балки [35]. [c.156]

Истинное сопротивление отрыву (S = PJF )- Эта величина напряжения соответствует моменту разрушения образца, однако нельзя сказать, что она характеризует предельную прочность металла. Обусловлено это тем, что, как отмечалось выше, величина усилия существенно зависит от жесткости машины с уменьшением жесткости значение Рк растет, в результате фиксируется заниженное значение (см. рис. 1.15). Кроме того, расчет предполагает, что в момент разрушения в шейке действует схема одноосного растяжения, хотя на самом деле возникает объемное напряженное состояние [1, 3], которое вообще нельзя охарактеризовать одним нормальным напряжением. Однако принципиальная возможность расчета величины гидростатической компоненты показана в работах [3, 7, 50, 51] и проанализирована в разделах 4.1 и 4.2. [c.34]

При проектировании приспособлений и инструмента для протяжных станков сопоставляют схему наладки станка, включающую определение длины рабочего хода, длины хода сопровождения протяжки (для внутреннего протягивания), длины переднего и заднего хвостовиков протяжки, а также возможность и удобство подачи заготовки. Исходные данные предварительных расчетов сила резания при протягивании заготовки длина рабочей части протяжки, состояшей из режущих, калибрующих и деформирующих зубьев диаметр шейки переднего хвостовика протяжки из условия прочности на разрыв. Номинальное тяговое усилие станка должно быть на 15...25 % больше расчетной силы резания для протягивания заготовки. [c.458]

Пример 70. Проверить прочность двухопорного коленчатого вала (риа 310) при нагружении его силой, приложенной к шатунной шейке перпендикулярно к плоскости колена, если [о] = 1 200 кГ смК При расчете принять,, что опоры сопротивляются скручиванию коренных шеек, но не препятствуют их повороту при изгибе (реактивные усилия в опорах изображены на рис. 310). Сечение шеек—-круглое, й = 2 сж сечение щек — прямоугольное, 1x4 см. [c.315]

В шатунных и коренных шейках опасными местами являются края отверстий для смазки, в щеках — сопряжения их с шейками, вследствие чего при расчете коленчатого вала на усталость запасы прочности определяют именно для этих мест. [c.215]

Прочность стекла на растяжение. Б качестве образцов используются бруски квадратного, прямоугольного или круглого сечения. Образцы первых двух видов для придания им соответствующей формы и размеров требуют дополнительной механической обработки, которая вызывает значительное изменение прочности. Круглые палочки обычно получаются путем вытягивания из расплава стекломассы и имеют более однородное строение и меньшее количество дефектов. Кроме того, распределение напряжений в круглом стержне поддается более точному расчету, чем в бруске с прямоугольным сечением. Значительной трудностью при испытании является центрировка и крепление образца на испытательной разрывной машине, так как в результате перекоса или сильного сжатия при механическом зажиме концов образца в оправе машины на концах бруска могут возникнуть дополнительные напряжения и разрыв может произойти не в центральной части образца, а около его концов. Поэтому образцы изготовляют так, чтобы в центральной части их длины была шейка с меньшим диаметром цилиндрической части, чем на концах. [c.76]

Разрушение образцов при определенных температурно-силовых условиях нагружения происходило с образованием шейки. Поэтому расчет истинных разрушающих напряжений можно производить как по результатам обмера образцов в зоне разрушения, так и по предельным равномерным деформациям (без учета шейки). Характер деформированного состояния, а следовательно, и уровень предельных напряжений в этих случаях могут оказаться различными. Экспериментальные точки (в относительных координатах), соответствующие предельным напряжениям, рассчитанным по результатам обмеров образцов в зоне разрушения, показаны на рис. 195, из которого видно, что пределы прочности при двухосном растяжении меньше, чем при одноосном, причем ожидаемых закономерностей их расположения не наблюдается. [c.368]

Расчет на износостойкость обычно выполняют как проверочный диаметр шипа или шейки намечают конструктивно в соответствии с известным из расчета на прочность диаметром вала (или оси), а длину назначают, ориентируясь на рекомендуемые отношения /ц1 ц=0,4—1,2 (в редких случаях, при специальных самоустанавлива-ющихся подшипниках больше). При неудовлетворительном результате расчета по формуле (3.74) вносят коррективы в размеры и повторяют расчет. Для концевых цапф иногда определяют размеры непосредственно на основе формулы (3.74), задавшись отношением /ц ц, при этом специальной проверки на прочность (шип работает на изгиб при напряжениях, изменяющихся по симметричному циклу) не требуется расчеты показывают, что при выполнении неравенства (3.74) прочность шипа оказывается обеспеченной. [c.381]

Опорные реакции осей и валов, действующие на шипы и шейки, вызывают их изгиб. Цапфа должна обладать достаточными прочностью и жесткостью, так как малейший перекос или прогиб цапфы вызывает резкое перераспределение давления на поверхности цапфы. Трение скольжения цапфы о подшипник вызывает ее износ с выделением теплоты. Смазка подшипника и цапфы уменьшает трение и износ трущейся пары. Однако с повышением температуры смазка теряет вязкость и может легко выдавливаться из-под цапфы, что нарушает нормальное действие машины. Поэтому цапфы подвергают расчетам на прочность, на невыдавливание смазки и на нагрев. [c.396]

В расчетах на прочность либо в расчетах напряженного состог>-ния принято, что при однородном одноосном напряженном состоянии вдоль цилиндрического или плоского образца, каким бы он не был длинным, действуют одинаковые напряжения во всех сечениях. Однако в действительности относительное удлинение в разных частях образца изменяется от самого незначительного до наибольшего около места разрыва (шейка образца). В частности, в связи с этим было признано, что более показательной характеристикой пластичности материала является поперечное сужение, которое сравнительно легко определяется для цилиндрических образцов и значительно сложнее —для листовых материалов. [c.47]

Условный предел текучести широко применяют в расчетах на прочность. При дальнейшем нагружении пластическая деформация все больше увеличивается, равномерно распределяясь по всему объему образца. В точке В нагрузка достигает максимального значения, в наиболее слабом месте образца начинается образование шейки — сужения поперечного сечения, деформация из равно-Рис. 54 Диаграмма истинных мерной пврвходит В местную. Напряжсние (S) и условных (о) напряжений g материале В ЭТОТ момент испытания называют пределом прочности. [c.110]

Все эти сложности, обусловленные образованием шейки, не влияют на пределы пропорциональности и текучести, что очень удачно, так как именно они являются наиболее в 1жными характеристиками при расчетах. Прежде считалось общепринятым основывать расчет на прёделе прочности, но теперь этот подход считается устаревшим, н теперь при расчете за основу берут предел [c.30]

Известно, что действительный натяг всегда ниже табличной (стандартного для данной посадки), а фактическая поверхность соприкосновения сопрягаемых деталей меньше геометрической вследствие наличия выступов и впадин на поверхности деталей после механической обра тки. Отсюда следует, что для прочной посадки втулок в отверстиях или на шейках валов необходимо чище обрабатывать поверхность детали и втулку, а величину неровностей учитывать при расчете действительного натяга. Исследованиями доказано, что с уменьшением шероховатости поверхностей коэффициент трения увеличивается, а это, в свою очередь, благоприятно сказывается на прочности посадок с натягом. Однако стремиться к получению шероховатости поверхности выше 8—9-ГО классов нет необходимости, так как более чистые поверхности преимуществ в прочности сопряжений не дают. [c.204]

Расчет роликов на прочность. Расчет двухопорных и консольных роликов транспортных рольгангов производится на изгиб, что определяет уровень напряжений в зоне действия максимального изгабаю-щего момента от статической хрузовой нагрузки. Касательные напряжения находятся от действия вращающего момента в приводной шейке. Однако, в ряде случаев (ролики рабочего рольганга, рольганга у кантователей заготовок и Т.Д.) возможны ударные нагрузки на ролики от падения заготовки или резкого изменения по высоте ее центра тяжести. В этом случае для двухопорного ролика динамическая сила Р, Н, определяется по формуле [c.742]

Хотя в сечении изгибающий момент больше, чем в сечении ЕЕ, расчет допускаемых нагрузок по усталостной прочности вала здесь можно не проводить. Объясняется это тем, что на значении эквивалентного напряжения в сечении ЕЕ для щековых коленчатых валов существенно сказывается концентрация напряжений. Возросший изгибающий момент, безусловно, влияет на эквивалентное напряжение в сечении РР для бесщековых валов эксцентрикового типа. Однако в конструкторской практике коленную (эксцентриковую) шейку, как правило, не просчитывают, имея в виду ее повышенную прочность вследствие большого диаметра. Только для щековых валов, когда диаметр коленной шейки занижен с < 1,3< ), рекомендуют проводить расчет на усталостную прочность и в сечении ЕЕ. [c.112]

Таким образом, при статическом нагружегии деталей из пластичных материалов концентрация напряжений практически не оказывает влияния на их прочность и не )Л1итывается при расчетах. Исключение составляют элементы с острыми надреза ш, тонкими пропилами и трещинами, в зоне располо Кения которых развитие пластических деформаций а следовательно, перераспределение и выравнива1ше напряжений невозможны такие элементы из пластичного материала разрушаются хрупко (без текучест i и образования шейки). [c.72]

Пример 8.1. Проводится определение запаса прочности и вероятности разрушения для определенной детали парка находящихся в эксплуатации однотипных стационарно нагруженных изделий применительно к многоопорному коленчатому валу однорядного четырехцилиндрового двигателя, поставленного как привод стационарно нагруженных насосных, компрессорных и технологических агрегатов. Основным расчетным случаем проверки прочности для этой детали является циклический изтиб колена под действием оил шатунно-лоршневой группы. Эти силы при постоянной мощности и числе оборотов двигателя находятся на одном уровне с незначительными отклонениями, связанными глайным образом с отступлениями в регулировке подачи топлива и компрессии в цилиндрах. Причиной существенных отклонений изгибных усилий является несоосность опор в пределах допуска на размеры вкладышей коренных подшипников и опорные шейки вала, возникающая при сборке двигателя, а также несоосность, накапливающаяся в процессе службы от неравномерного износа в местах опоры вала на коренные подшипники. Соответствующие расчеты допусков и непосредственные измерения на двигателях позволили получить функции плотности распределения несоосности опор и функцию распределения размаха [c.175]

Расчеты коленчатых валов показывают, что наиболее напряжены галтели сопряжения щек с шейками. Запасы прочности в этих местах имеют обычно минимальное значение. На величину коаффицнентоп концентрации напряжений в галтелях существенное влияние оказывают не только относительная величина радиуса галтели, но и ряд других конструктивных параметров вала. [c.257]

При расчете прочности коленчатых валов следует иметь в виду, что прочность валов значительно снижается при слишком малых радиусах закруглений на концах шеек вала или при наличии зади-ров и глубоких рисок на этих закруглениях (галтелях). При ремонте прессов следует следить, чтобы при замене валов галтели у последних имели радиус не менее 0,07 о (где диаметр опорной шейки), так как в противном случае будет иметь место дополнительная концентрация напряжений, снижающая прочность вала в опасных сечениях. [c.223]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...