Расчет валов вращения

Расчет валов на колебания. Расчет сводится к определению критической частоты вращения п р, npv которой вал работает с сильной вибрацией и может разрушиться [c.60]

Кинематический расчет. Частоты вращения, выходного вала механизма являются членами геометрической прогрессии со знаменателем [c.285]

Расчеты валов включают определение максимального прогиба, проверку соотношения критических и рабочих частот вращения, а также расчеты на выносливость, выполняемые как на начальных этапах проектирования для предварительной оценки правильности выбора размеров и материалов, так и для окончательных проверок после внесения изменений и уточнений предварительно выбранной конструктивной схемы. [c.187]

Иногда при расчете вала известна передаваемая им мощность Д, заданная в киловаттах, и частота вращения п в оборотах в минуту. В этом случае скручивающие моменты в расчетных формулах можно выразить непосредственно через мощность К и частоту вращения п, исходя из формулы (3.1) [c.234]

При расчете валов в ряде случаев внешние скручивающие моменты определяются по потребляемой мощности и по частоте вращения вала. Если вал делает в минуту и оборотов, то угол поворота вала за 1 с, выраженный в радианах, равен (п/60)-2л или лл/ЗО. Работа скручивающего момента ТО за 1 с, т. е. мощность К, передаваемая валом, равна произведению момента на угол поворота вала (в радианах) за 1 с [c.166]

На рис. 9.19 представлено поле зацепления цилиндрического косозубого колеса (обозначения геометрических величин введены ранее). Элементарные силы давления первого колеса (радиус Га ) на второе (радиус Га< , распределенные по длине контактных линий, направлены по общей нормали соприкасающихся поверхностей и потому лежат в плоскости поля зацепления и нормальны к линиям контакта. Действие этого распределенного давления статически эквивалентно действию сосредоточенной в точке О силы (рис. 9.19, вид Б). Для последующего расчета валов и опор удобно разложить (рис. 9.20) на трн ортогональных компонента Р — окружную силу, лежащую в плоскости вращения и направленную по касательной к делительной окружности Р— радиальную, илн распорную, силу, лежащую в той же плоскости и направленную по линии центров Р — осевую силу, направленную вдоль образующей делительного цилиндра. [c.252]

Расчет вала на прочность. Принятые при проектировании турбомашины размеры ротора проверяют вначале в процессе определения критической частоты вращения ротора (см. 8.5), а затем в процессе определения напряжений. [c.291]

Расчет валов с учетом колебаний. Оценка соответствия принятой ж-есткости вала также производится упругими колебаниями. Эта проверка сводится к определению критической частоты вращения вала, т. е. такой частоты вращения, при которой наступает резонанс. Явление резонанса наступает при условии совпадения собственных колебаний упругого вала с периодом действующей силы. Необходимо принять такие конструктивные формы вала, при которых исключалось бы явление резонанса. [c.391]

Из этих уравнений можно вычислить углы закручивания Fq и Fn+2 в начале и в конце вала. Если имеется только одно маховое колесо, как изображено на фиг. 120, то матрица В определяется формулой (6. 24). Этот способ можно, например, применять при расчете неравномерности вращения махового колеса, вызываемой синхронно изменяющимися моментами, когда неравномерность будет наибольшей. [c.291]

Из предыдущего расчета частота вращения вала муфты п = 800 об/мин угловая скорость Wi = 2ЯП/60 = 84 с . Площадь диска на поверхности трения F = 340 см . Число пар трения 13. Тогда площадь трущихся поверхностей всех дисков S F = 2Fz = = 2.3 Ю-13 = 8840 см = 0,8840 м [c.157]

При использовании приведенных формул для расчета валов необходимо выражать крутящий момент через передаваемую мощность и угловую скорость вращения вала, тогда [c.96]

Если бы вращающий момент и момент сопротивления были величинами постоянными, то уравнению (3) можно было бы удовлетворить, положив, что ф1 — фа равно некоторой постоянной величине Лф, так что угол закручивания не меняется со временем. Такой случай мы будем иметь тогда, например, когда вал приводится во вращение электромотором, вращающий момент которого можно считать постоянным. Расчет вала в подобных случаях нужно вести по формулам, относящимся к статически приложенным силам. [c.15]

Нагрузки на каждый шпиндель и суммарные рассчитывают с учетом их изменения во времени. При неавтоматизированном проектировании переменность нагрузок обычно не учитывают из-за большой трудоемкости расчетов, что приводит к завышению крутящего момента приводного электродвигателя и увеличению, массы валов и шпинделей из-за больших коэффициентов запаса прочности валов и шпинделей. Проверка совместимости узлов и деталей включает проверку отсутствия касания валов, шпинделей и корпусных деталей зубчатыми колесами, а также выполнение ограничений на межцентровые расстояния промежуточных валов и шпинделей. Силовой расчет деталей и узлов состоит из расчета частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения шпинделей, расчета мощности холостого и рабочего хода расчета на прочность, жесткость и долговечность шпинделей, промежуточных валов, их опор и шпоночных соединений расчета на изгиб и контактную прочность зубьев зубчатых колес. [c.243]

При расчете валов в,ряде случаев величины внешних скручивающих моментов определяются по величине потребляемой мощности и по скорости вращения вала. Если вал делает в минуту п оборотов, то угол поворота вала за 1 сек, выраженный в радианах, равен 2те, или Работа скручивающего момента ЭЛ [c.187]

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]

При расчетах валов редукторов общемашиностроительного применения учитывают неопределенность условия работы — допустимые нагрузки могут быть постоянными и переменными как по величине, так и по направлению работа непрерывная, длительная или с периодическими остановками, вращение валов в любую сторону с произвольной частотой [c.183]

Для сравнения различных редукторов по показателям технического уровня, надежности и долговечности расчет валов обычно выполняется при постоянных нагрузках и частотах вращения. За расчетную принимают нагрузку из условия длительной выносливости зубчатых передач при частоте вращения входного вала редуктора 1500 об/мин. [c.183]

Пример расчета вала. Определить диаметр быстроходного вала редуктора в опасном сечении, если передаваемая мощность N 13,8 кВт, частота вращения вала п — 980 об/мин и окружное усилие на зубчатом колесе Ft = 305 кгс (см. рис. 78). [c.99]

В общем случае конструктор располагает следующими исходными данными нагрузкой на опору Р, задаваемой по величине и направлению, частотой вращения (или угловой скоростью) вала диаметр цапфы определяют еще при расчете валов. При выборе отношения b/d надо принимать во внимание следующее короткий шип (b/d < 1) меньше прогибается от нагрузки неточности обработки и монтажа менее чувствительны в эксплуатации прокачка масла под давлением происходит интенсивнее, что способствует лучшему отводу тепла из рабочей зоны подшипника. Однако, с другой стороны, уменьшение b/d снижает несущую способность смазочного слоя, относительный эксцентриситет увеличивается, следовательно, толщина смазочного слоя уменьшается. [c.390]

Поскольку действие нагрузки существенно только при рабочем ходе, при расчете числа циклов изменения напряжений следует учитывать не номинальную частоту п вращения главного вала или валов привода, а фактически используемое число оборотов в минуту /7ф = где/7 - коэффициент использования ходов (табл. 3.3). Ориентировочные значения коэффициента долговечности при расчете валов и зубчатых передач для кривошипных прессов различных типов приведены в табл. 3.2. [c.119]

В ряде случаев, когда упругие деформации вала отрицательно влияют на работоспособность связанных с ними деталей или частота вращения вала близка к критической, производят проверочные расчеты вала на жесткость. Расчет сводится к определению прогибов и углов поворота поперечных сечений вала при изгибе, углов закручивания при кручении вала, а также к сравнению их с допускаемыми значениями. [c.185]

Синхронные магнитные механизмы, передающие вращение, имеют в конструкции роторов валы, на которых установлены элементы механизма. Прочность вала в значительной степени определяет надежность и работоспособность устройства. Это делает необходимым расчет валов. При расчете вал рассматривается как балка переменного сечения, лежащая на опорах — подшипниках и нагруженная поперечными изгибающими силами и моментами. Подшипники качения при расчете следует рассматривать как жесткие шарнирные опоры. Расстояние между опорами берется равным расстоянию между осевыми плоскостями подшипников. При расчете вала с подшипниками скольжения это допущение также возможно при условии, что место опирания находится на расстоянии до 0,5 диаметра шейки вала в подшипнике, но не более [c.178]

При динамическом исследовании и расчете машин большое значение имеет вопрос о мощности, которая может быть развита машиной-двигателем при различных скоростях вращения ведомого вала, или о мощности, необходимой для приведения в движение рабочей машины при различных скоростях вращения ведомого вала. В большинстве машин момент на валу при различных скоростях вращения вала непостоянен. Во всех машинах при изменении скорости вращения изменяются динамические давления в кинематических парах, и, следовательно, меняются силы трения в них. В рабочих машинах при изменении скорости вращения ведущего вала изменяются производственные сопротивления, сопротивления среды и т. д. Зависимость момента М, приложенного к ведо- [c.210]

Блок шестерен коробки передач с диаметрами = 80 мм и = 60 мм посажен на шлицевой вал с номинальными размерами 8 X 42 X 46 (рис. 5.21). Материал рабочих поверхностей — сталь 45, термообработка — улучшение Янв 218 (От = 380 Н/мм ) смазка обильная срок службы 12 000 ч частота вращения п = 980 об/мин, передаваемый крутящий момент Т = 150 Н - м изменяется по v-распределению. Выполнить проверочный расчет для шлицевого соединения. [c.96]

Следует подчеркнуть, что как бы ни были удобны и, по-видимому, достаточно точны рассмотренные аналитические методы определения критической частоты вращения валов, рекомендуется все же проверочный расчет вала окончательной конструкции выполнять графо-аналити-ческим или численными методами при наличии счетно-решающих машин. Графо-аналитический метод опробован многолетней практикой и в [c.293]

Расчеты частот собственных колебаний валов. Наиболее часто резонанс предотвращают изменением частоты собственных колебаний. Поэтому основная задача расчета вала на колебания состоит в определении частоты собственных колебаний и установлении допустимого режима работы по частоте вращения, ограничиваемого частотой собственн1,1х колебаний системы. [c.126]

Втулочно-пальцевая муфта типа МУВП (рис. 13.6) получила широкое распространение, например, в приводах от электродвигателя. Муфта состоит из Двух фланцевых полумуфт 1 к4, пальцев 2 с коническим хвостовиком и резьбой. Пальцы вставляют в конические отверстия одной из полумуфт и затягивают гайками, что обеспечивает жесткое соединение этих деталей. Момент вращения на вторую полу-муфту передается от пальцев через резиновые гофрированные втулки 5 Преимуществом этих муфт являются простота конструкции и возможность замены упругих элементов, малые габаритные размеры и масса, но они мало податливы и распределение напряжений в упругих элементах отличается большой неравномерностью. Муфты МУВП допускают смещение валов Аг = 0,2...0,5 мм А/ = 1...5 мм и Да 1 (см. рис. 13.1). Следует заметить, что с ростом Дг и Да увеличиваются изнашивание упругих элементов и неравномерность распределения нагрузки среди пальцев муфты. Поперечная сила, вызванная этой неравномерностью, достигает 25 % от 2М/0 (см. рис. 13.6), что необходимо учитывать при расчете валов и опор. [c.329]

Пример 1. Выбрать однорядный радиальный шарикоподшипник с ориентировочным внутренним диаметром =40 мм для вала (У =1,0), имеющего частоту вращения п=250 мин-. По результатам расчета вала на прочность определены нагрузки на максимально нагруженной опоре Ра =2000 Н Рт = =5500Н. [c.84]

При расчете валов на прочн1>сть часто задается не вращающий момент, а мощность передаваемая в.1лом, и частота вращения вала. [c.55]

При наличии смазочного материала между трущимися пове ностями создается слой, который участвует в движении вместе смазываемыми поверхностями. Даже при вращении цапфы в п шипнике между поверхностью цапфы и внутренней поверхн тью вкладышей подшипника создается и поддерживается сл смазки. При расчете валов делается проверка на невыдавливан смазочного материала из подшипника, поскольку в противн случае вместо трения смазываемых поверхностей возникает сух трение, что может привести к перегреву подшипника и поел ний выйдет из строя. [c.84]

Расчет ременной передачи. Исходные данные. Мощность на ведущем шкиве / ,=5,5 кВт. Частоза вращения Hj = 1445 об/мин. Примем для расчета узкий клиновый ремень. Результаты расчета, выполненные по учебнику [6], следующие ремень сечения УО диаметры шкивов з/, =71 мм, 3/2 = 224 мм число ремней г = 8 сила, нагружающая вал-шестерню, / р=1685 Н. [c.55]

Можно также использовать программы [9] по расчету передач с выбором т л е кт р о д в и г а т е ля. Электродвигатель выбирается по мощности и частоте и,д вращения. При одной и той же мощности частота вращения вала электродвигателя может быть различной. Чем выше частота вращения, тем меньше масса электродвигателя, но больше передаточное число Мред и масса редуктора. Поэтому в программах с выбором электродвигателя появляется новая задача --поиск оптимального соотношения Иэд и Пред. Расчет в каждом случае проводится последовательно для четырех значений частоты вращения вала электродвигателя, соответствующих синхронным частотам 3000, 1500, 1000, [c.331]

После определения вращающих моментов и частот вращения валов вьтолня-ют основной проектный расчет передач. [c.11]

При использовании программ расчета передач редукторов с одновременным выбором электродвигателя вычисления проводят при различных частотах вращения валов электродвигателей одной и той же мощности. Масса т двигателя при этом тем меньше, чем выше частота вращения вала. Но необходимость реализации большего передаточного числа Мред приводит к увеличению массы ред редуктора. Поэтому оптимальным является вариант с минимальной суммарной массой привода тс = т + /Яред. [c.41]

При проегп иол расчете обычно известны rчастота вращения п, нагрузка и ра .л еры основных детален, расположенных на валу (например, зубчатых колес). Требуется определить размеры и материал вала. [c.261]

Расчет II вала. Определяем силы в коническом зацеплении по уравнениям, приведенным в 6.7.4 ч. 1. Направление осевых и радиальных сил в зацеплении зависит от направлений линии зуба и вращения колес. Эти направления нужно выбирать такими, чтобы осевая сила Fa была направлена в TOpoi у базового торца колеса, что возможно при одинаковых направлениях линии зуба и вращении колес. [c.311]

Произвести прочиостпый проверочный расчет червячной передачи редуктора РЧИ-120. Дано межосевое расстояние йш = 120 мм, передаточное число гг = 31, число заходов червяка Zi = l, число зубьев колеса Z2=31, модуль т=6, коэффициент диаметра червяка q = 9, крутящий момент на валу червячного колеса 2 = = 280 Н м, частота вращения червяка и,= 1460 об/мин, коэффициент полезного действия редуктора т) = 0,74. Материалы подобрать самостоятельно. [c.250]

Произвести проверочный прочностный расчет червячной передачи редуктора строительного полноповоротного крана Пионер грузоподъемностью 5000 И (500 кгс). Усилие в канате, наматываемом на барабан диаметром 160 мм, составляет 2500 Н (при двухкратном полиспасте). Червячное колесо, закрепленное на одном валу с барабаном, изготовлено из бронзы АЖ 9-4, имеет гг = 27, т = 8 мм, ширину венца ba=60 мм. Червяк архимедов одиозаходный из стали Ст 5 ГОСТ 380—71, термообработка — нормализация, шлифованный, частота вращения п,= = 1460 об/мин. Максимальный (пиковый) момент 2п=2,27 2. Определить также время нагрева редуктора до температуры 60°С, если масса редуктора G = 20 кг, масла 02 = 0,5 кг. Недостающие параметры вычислить по приведенным в пособии рекомендациям или ими задаться. [c.251]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...