Расчет валов фланцев

Последовательность расчета вала и фланца вала следующая. [c.200]

Замена моментов и сил их выражениями через Wi в соответствии с формулами (2.61) вновь приводит к, равенству (2.69). В качестве примера рассмотрим расчет гибкого фланца, используемого для соединения валов, допускающего их перекосы (рис. 2.20). Расчетная схема фланца представляет собой заделанную по внешнему контуру радиуса R пластину с жестким центром радиуса а (рис. 2.21). Пластина деформируется вследствие поворота жесткого центра вокруг оси на некоторый малый угол 0 (0 — половина угла взаимного поворота валов). При этом точки жесткого центра, лежащие на радиусе г, получают осевое перемещение [c.87]

При расчете вала на прочность с учетом нагрузочных режимов диаметр его должен быть выполнен 70 мм, что потребует соответствующего увеличения отверстия во фланце. Вследствие этого при сохранении толщины стенки фланца увеличится и его наружный диаметр, а также габариты корпуса механизма. [c.128]

Произвести ориентировочный расчет валов, предварительно выбрать подшипники, определить размеры элементов корпуса, степок, фланцев и пр. [c.12]

Pa — давление над ступицей рабочего колеса, определяется при расчете уплотнений / крш. уп и Гв — соответственно радиусы фланца крышки, уплотнения и вала (см. рис. III.12, б). В поворотнолопастных турбинах уплотнения нет, и выражение (III.63) для них имеет вид [c.79]

В маслоприемниках корпуса, маслосборники, маслосбрасывающие козырьки выполняются из чугуна СЧ 28-48, ВП 48-10 или из стали ЗОЛ, штанги и вставки в корпусе — из бесшовных труб, а фланцы — из листовой углеродистой стали. Штанги и соответствующие полости корпуса рассчитывают на внутреннее давление. Штанги, кроме того, проверяют на поперечные колебания аналогично валу. Подробно этот расчет дан в работе [27]. [c.208]

Рассмотрим устройство редукторов серии РГП (см. рис. 25). Он состоит из корпуса 19, крышки Ь. Крышка крепится к корпусу болтами. Для предотвращения взаимных смещений при изготовлении и сборке редуктора корпус и крышка жестко фиксируются двумя коническими штифтами. В корпусе редуктора смонтирован червячный вал 13. Для удобства сборки радиально-упорные подшипники, которые воспринимают осевую и радиальную нагрузки червяка, помещены в специальном стакане 6. Между подшипниками установлены дистанционные кольца 20, толщина которых выбрана с таким расчетом, чтобы осевой люфт червячного вала был минимальным (не более 0,02—0,05 мм в зависимости от габаритов подшипника и класса его точности). Для предотвращения осевых смещений подшипников относительно червячного вала служат специальные стопорные шайбы и гайки 5, которые поджимают подшипники к заплечикам вала. Смещение наружных колец радиально-упорных подшипников относительно стакана предотвращает специальная разрезная гайка 18 (планшайба). На другом конце вала установлен радиальный подшипник, который имеет возможность смещаться в осевом направлении во время работы. Этот подшипник так же, как и радиально-упорный, расположен в стакане. Для точной установки червячного вала на зубофрезерном станке и в корпусе редуктора на червяке имеются две базовые шейки 16 и торец 17. Совмещение горловины (средней плоскости червяка) с осью червячного колеса достигается установкой специальных разрезных прокладок 21 между стаканом 6 и корпусом. Стаканы крепятся к корпусу шестью шпильками. Чтобы предотвратить течь масла из корпуса редуктора через подшипниковые узлы, в стаканы устанавливают армированные манжеты, изготовленные но ГОСТ 8752—70. Колесо (венец) 23 устанавливается иа специальный вал-ступицу 22 (вал с фланцем для крепления колеса) я [c.65]

Составной полый вал гидротурбины. Напряжения в гладкой части вала определяются расчетом. Экспериментально должно определяться неравномерное распределение напряжений в зоне фланца вала, соединяемого с другим фланцем или с крышкой рабочего колеса гидротурбины. Так как напряжения во фланце не превосходят предела пропорциональности, то исследования могут проводиться на упругих моделях. Это исследование при проектировании должно быть выполнено для различных вариантов формы фланца и с учетом условий сопряжения фланца с присоединяемыми деталями. Методом замораживания указанные условия не обеспечиваются. Поэтому задача решается на модели из оптически нечувствительного материала с нагрузкой ее при комнатной температуре и без разрезки модели. Ниже, как пример, рассматривается определение напряжений в вале гидротурбины (фиг. П1. 31) от осевой нагрузки. [c.221]

На модели определялись напряжения в зоне фланца для нескольких вариантов формы сопряжения и нескольких величин затяга в соединении. Необходимое усилие, растягивающее вал модели, оценивается расчетом или подбирается экспериментально. Пружины , установленные в болтовом соединении модели, обеспечивают необходимую податливость соединения. Вместо жестких болтов с пружинами могут быть применены стяжки из тонкой проволоки с датчиками для замера и регулирования сил затяга. Диаметр проволоки подбирается так, чтобы жесткость соединения соответствовала натурной. [c.221]

Местные утолщения вала в виде узких буртов или фланцев в расчет не принимают. [c.28]

Вал разрезают на части с постоянными моментами инерции. При этом местные утолщения в виде узких буртиков и фланцев, канавок, фасок и т. д. при расчете не учитывают. Для всей ступени вала момент инерции берут равным моменту инерции обработанного участка вала. По рис. 41,6 определим [c.228]

Конструкция. Коленчатые валы в зависимости от размеров выполняются цельноковаными или составными, соединяемыми на фланцах. Выбор расположения колен зависит от ряда условий, а именно числа цилиндров, необходимой степени неравномерности, возможно полного уравновешивания, характера рабочего процесса и от данных расчета коленчатого вала на крутильные колебания. [c.41]

Литые фланцы по сравнению с коваными позволяют (из расчета на один вал) [c.197]

Вал с гребнями или фланцами — расчет производится по формуле случая 6. Для фланцев а принимается по окружности болтов [c.183]

Толщина фланцев плоскости разъема — по той же таблице, 5 л 12 мм. Здесь расчет ведется, как для литого корпуса. Принято верхнее значение коэффициента (1,5), так как при малой толщине фланца трудно обеспечить плотность стыка. Кроме того, эти фланцы имеют существенное значение для обеспечения жесткости корпуса в направлении оси вала червячного колеса. С целью унификации материала нижний и верхний фланцы выполняем одинаковыми. [c.355]

В случае более осторожного подхода к расчету можно считать, что предел несущей способности вала отвечает не предельному пластическому, а предельному упругому состоянию фланца, когда предел текучести теоретически достигается только в наиболее напряженном волокне кольца. В этом случае аналогичные рассуждения 384 [c.384]

Если масло отгоняется в сторону выходного конца вала, то необходимо предусматривать уплотнение повышенной надежности. При относительно длинном вале червяка и при значительном нагреве его рассмотренные варианты опор будут непригодны, так как осевой зазор в радиально-упорных подшипниках может оказаться выбранным, и они заклинятся. В таких случаях необходимо оба радиально-упорных подшипника устанавливать на одной опоре, а на другой ставить радиальный плавающий подшипник (фиг. 125 и 126). Характерной особенностью таких конструкций является наличие стакана с заплечиком (буртом), в котором монтируются оба радиально-упорных подшипника. Так, например, на фиг. 125, а и б приведены конструкции, выполненные по III варианту, в которых на фиксирующей опоре подшипники установлены в стаканах, имеющих упорные заплечики, а для того чтобы обработка гнезд под подшипники могла производиться сразу за один проход, на другой опоре плавающий подшипник установлен либо в специальном стакане (фиг. 125, б), либо в крышке с фланцем (фиг. 125, а). Иногда в целях расточки подшипниковых гнезд под один диаметр плавающий подшипник подбирают с таким расчетом, чтобы его наружный диаметр был равен внешнему диаметру стакана фиксирующей опоры. [c.191]

Каждая часть передачи состоит из корпуса, в котором установлены роликовый подшипник и радиально-упорные шариковые подшипники. Между внутренними кольцами роликового и радиально-упорного подшипников устанавливается распорная втулка. Стопорное кольцо предохраняет наружное кольцо роликового подщипника от выпадения из корпуса. Наружные кольца радиально-упорных подшипников закреплены в корпусе передачи нажимным фланцем. Верхний и нижний валы передачи вращаются на подшипниках качения, внутренние кольца которых насажены на валы с натягом. Соосность верхнего и нижнего валов обеспечивается точностью расточки гнезд в блоке под корпуса передачи. Между внутренними и наружными кольцами радиально-упорных подшипников установлены регулировочное и проставочное (внешнее) кольца, подобранные по толщине с таким расчетом, чтобы в собранном подшипниковом узле был обеспечен осевой натяг 0,03...0,05 мм, благодаря которому вал зафиксирован от осевого перемещения в корпусе. Это необходимо для обеспечения нормальной работы конического зубчатого зацепления с нижним и верхним коленчатыми валами. [c.157]

Обычно диски имеют толщину, меняющуюся в зависимости от радиуса задаваясь надлежащим профилем диска, можно добиться его наибольшей прочности. На рис. 225 приведены схемы типичных конструкций дисков. В случае а диск соединен со ступицей, которая сажается на вал, в случае б диск просто имеет центральное отверстие и сажается на вал непосредственно, в случае в диск изготовлен сплошным и крепится к концу вала при помощи фланца. Обозначим толщину диска Н(г) и будем считать распределение напряжений постоянным по толщине. Такое предположение совершенно аналогично основному предположению при расчете стержней переменного сечения ( 21), оно является в такой же мере нестрогим. Вырежем теперь бесконечно малый элемент двумя соседними меридиональными сече- [c.326]

Для уменьшения размеров фланца следует при расчетах определять наименьший допустимый диаметр полумуфты. Если диаметральные размеры полумуфты, определенные по передаваемому моменту, велики, следует секционировать муфту, т. е. на один вал устанавливать несколько одинаковых муфт. [c.334]

На КС, очевидно, возникнет вопрос о возможности переделки ранее поставленных клапанов с гидравлическими приводами на самозакрывающиеся. На некоторых КС такая переделка уже проведена с положительными результатами. Для этого необходимо внутри корпуса, не трогая седла, срезать донышко сервомотора расточкой на токарном станке под углом 45° относительно приемного фланца из любой стали изготовить крышку и запрессовать в нее бронзовую буксу для направления штока. Длину штока необходимо увеличить с помощью наделки с таким расчетом, чтобы ход клапана составлял 25 мм. При использовании имеющейся пружины необходимо следить, чтобы ее максимальная деформация (сжатие) не превышала 55 мм. При использовании старой пружины настройка клапанов должна производиться на давление 0,35 0,02 и 0,45 0,02 кгс/см . При закрытии и открытии модернизированных клапанов разница в оборотах вала работающей турбины будет больше, чем при штатных клапанах,— до 500 об./мин, что вполне допустимо. [c.49]

Основное значение приобретает, таким образом, расчет вала на растяжение. По общепринятой схеме цилиндрическая часть вала рассматривается как тонкостенная оболочка, отделенная некоторой условной границей тп (фиг. 2) от фланца, работающего как кольцо с сечением АтпВС, которое при деформации поворачивается не искажаясь. В сечении кольца возникают нормальные напряжения изгиба, причем положение нейтральной оси г (фиг. 2) отвечает положению центральной оси некоторого приведенного сечения, получающегося заменой ширины фигуры АтпВС в каждом поперечном сечении вала логарифмом отношения соответствующих радиусов наружного и внутреннего кольцевых волокон, при сохранении неизменных размеров в направлении оси вала. Угол поворота сечения фланца представляется в виде [c.376]

Фланцевый вал 1 (рис. 34, а), нагруженный постоянным крутящим моментом, на участке между фланцем и шлицами неравнопрочен. Напряжения максимальны на шлицевом участке между шлицами и фланцем, где наружный диаметр вала увеличен, напряжения значительно меньше. Расчет из условия постоянства момента сопротивления кручению по сечениям вала приводит к равнопрочной конструкции II. [c.110]

Расчет фланца вала на г рочность приближенными методами обычно ведется в предположении, что сечения фланца сохраняют свою форму, а силы, приложенные к болтам, считаются свободными внешними силами и определяются без учета сил затяга. Если толщина фланца превышает толщину стенки вала, [c.197]

Ведут расчет фланцев. Определяют по (VI 1.6) коэффициент А, по (VI 1.7)— приведенную осевую силу, по (VII.8) — коэффициент р, по (VII.5) определяют напряжения изгиба в сечении 2—2, по (VI 1.9) — напряжения кручения, по (VII. 11) — приведенные напряжения. При расчете тонкостенных валов (б с < O.lSdj), кроме того, находят по (VII.14) коэффициенты к и г), по (VII.13)— изгибающий момент, по (VII.15) — напряжения изгиба в сечении 3—3, по (VII. 16)— изгибающий момент, по (VII. 17)—напряжения изгиба, по (VII. 18)— приведенные напряжения в сечении 2—2. Толщину фланца выбирают в соответствии с условием равнопрочности и достаточной жесткости. [c.200]

Двухконусные фрикционные муфты Коналус типа КВА (рис. IV.29, табл. IV. 15) и типа КВС (рис. IV.30, табл. IV. 16) служат для соединения двух валов, имеющих до сцепления различные угловые скорости. В муфте КВС одна из втулок т рисунке — левая) заменена фланцем в расчете на присоединение к другому фланцу, связанному с одним из валов. В остальном оба типа муфт полностью идентичны. [c.175]

При растяжении (или сжатии) без изгиба суммарная деформация е равна г=а1Е+Ёр +ед+а1. Первое слагаемое в правой части соответствует упругой деформации, второе — быстрая (практически мгновенная) иластич. деформация в момент приложения нагрузки третье — деформация П., растущая со временем четвертое — температурная деформация а — коэфф. линейного расширения, t — разность темп-р). Величины в и в определяются различными физич. "процессами и потому их следует разграничивать. В условиях установившейся П. а, t, е от времени не зависят и потому rfe/rft== —dz ldx, т. е. со временем меняется лишь g. Расчеты па П. позволяют определять напряжения, деформации и время работы в условиях П., исходя из св-в данного материала, задаваемых или графически — кривой П., или нек-рыми хар-ками сопротивления П. Такие расчеты проводят Гл. обр. для стадии установившейся П., предполагая, что Spp ajE. Существуют расчеты на 11. для тонкостенных и толстостенных труб, пластин, вращающихся дисков, турбинных лопаток и диафрагм, фланцев, оболочек, пружин, валов и т. д. П. играет важнейшую роль для материалов паропроводов, паровых котлов, турбинных лопаток, частей атомных реакторов, ракет и др. деталей, длительно подвергаемых механич. и термич. нагрузкам и нагреву. Ввиду отсутствия в б. ч. случаев соответствия между кратковременными ( статическими ) испытаниями и испытаниями на П. оценка жаропрочных сплавов проводится в значит, море по их сопротивлению П. [c.7]

Методика расчета фланцевых соединений МКЭ с использованием контактных элементов является удобной и достаточно универсальной. Она позволяет успешно рассматривать конструкции различных типов и конфигурации при наличии прокладок и без них, с непосредственно прилегающими фланцами [32, учитывать температурные и пластические деформации, кусочную однородность подобластей соединения. Использование контактных элементов в роли прокладки позволяет описать одновременно ее геометрию, жесткость в направлении сжатия и определить условия взаимодействия, характеризующиеся отсутствием касательных напряжений в радиальном направлении. Результаты расчетов фланцевых соединений по предложенной методике имеются также в работе [77], где проводится сравнение с решением по технической теории оболочек. Решения контактных задач для фланцевых соединений валов гидротурбин с непосредственно прилегающими торцами приведены в рабзте [32]. [c.207]

Расчет шкалы на срез и смятие. Фланцы, к которш крепятся щеточные планки, соединяются о валом щетки обычно посредством се1 ментных шпонок. На рис. 41 приведена эпюра крутящих моментов ва валу щетки. Величины крутящих моментов в сечениях 1,2,3,4 являются исходными для расчета шпонок. Сам расчет производится по известным формулам [c.166]

Для ее соблюдения следует применить электродвигатель повышенной, точности, уменьшить зазор в сопряжении фланца с корпусом редуктора, заменив поле допуска ]в6 на рБ, и уменьшить зазоры в сопряжений колец подшипников вала колеса с корпу-, сом, заменив поле допуска отвератия Н7 на, N7 или Р7, Выполните по измененным данным такой расчет самостоятельно. > Радиально-сверлильный станок. На рис. 5.17 показаны схема радиально-сверлильного станка и расчетная схема, определяющая перпендикулярность оси шпинделя к опорной поверхности плиты. На этой схеме г )2 — исходный размер — отклонение от прямолинейности поверхности плиты г )2 — отклонение от перпендикулярности оси колонны к поверхности плиты г]) — отклонение [c.147]

Указанная теория обладает тем недостатком, что расчетные величины напряжений наименее достоверны как раз в области наиболее высоких их значений — вблизи перехода от цилиндрической части вала к фланцу, где в некоторой кольцевой зоне действительное напряженное состояние не соответствует ни напряжениям в кольце, ни напряжениям в оболочке. Как следствие условности расчетной схемы, теоретические величины наибольших напряжений в оболочке существенно зависят от положения в пределах переходного закругления произвольно задаваемой границы т — п между оболочкой и кольцом (загругление может быть полностью или частично отнесено к сечению кольца). В этой связи была сделана попытка подобрать такое расчетное положение сечения т — п, при котором результаты расчета приблизительно соответствовали бы экспериментальным напряжениям, найденным по измерениям деформаций трубчатой части вала. Оказалось, что для каждого определенного вала указанное положение сечения т — п действительно существует, но при различных соотношениях размеров вала условная граница должна быть проведена в каждом случае по-разному относительно центра переходного загругления. Если к тому же принять во внимание, что в пределах переходного закругления характер распределения напряжений по толщине стенки вала отклоняется от линейного закона, что затрудняет переход от вычисленных усилий к напряжениям, приходится сделать заключение, что надежные данные о наибольших напряжениях в валу могут быть получены только непосредственно на основании опыта. [c.378]

После испытания моделей трубчатых валов не было обнаружено остаточного искривления радиальных линии на фланцах, наружные плоскости которых переходили вследствие пластической деформации в некоторые конические поверхности. Этот результат указывает на возможность расчета фланца в области пластических деформаций, по аналогии с упругими деформациями, как кольца с некоторым неискажающимся сечением АВСВЕ (фиг. 3, в) Между этим кольцом и трубчатой частью вала должна находиться кольцевая пластическая зона (с сечением ВЕР О), обеспечивающая неразрывность деформаций всего вала. Пластическое деформирование фланцев должно сопровождаться пластической деформацией болтов. Но в отличие от случая пластического деформирования одних только болтов, теперь на краю смежных фланцев между ними должен сохраниться контакт. Вследствие наличия сжимающих контактных уси- [c.381]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...