ВАЛЫ Податливость - Определение

В последнем столбце табл. II.3 приведены формулы для определения коэффициентов влияния с учетом податливости опор вала в этом столбце через а% обозначены коэффициенты влияния для балок на абсолютно жестких опорах, а через — коэф- [c.78]

В 3 было показано, что податливое препятствие может рассматриваться как дополнительный односторонний упругий элемент, присоединенный последовательно к упругой трансмиссии редуктора. При этом совершенно несущественно, имеет ли встретившееся препятствие упругий характер податливости или податливость его связана с разрушением препятствия. Важно лишь то, что между перемещением исполнительного органа и силами сопротивления существует определенная зависимость. Это позволяет ввести понятие приведенная жесткость препятствия , понимаемое как крутящий момент, который необходимо приложить к центру приведения (например, к валу ротора двигателя), чтобы повернуть его на 1 рад за счет податливости препятствия [c.384]

При составлении математической модели для исследования динамики ЗРМ и определения влияния изменения его параметров на динамические характеристики устройства углового позиционирования на основе вышеприведенной кинематической схемы (рис. 1) вводятся следующие допущения 1) вал электродвигателя вращается равномерно 2) податливость и зазоры в приводе передаточного механизма не учитываются 3) податливость муфты соединения ведомых масс с выходным валом ЗРМ не учитывается [c.47]

Определение податливости элементов вала. При расчете крутильны.ч колебаний жесткость вала С в кГ/см определяется из обратной величины — податливости вала е в кГ- л — [c.355]

Вал С гребнями. Если на валу имеются гребни, длина каждого из которых составляет меньше Vs диаметра вала, то влияние их при определении податливости можно не учитывать. [c.363]

Влияние массы опор на собственную функцию однородного вала. Расчет резонансной частоты карданного вала в мягких (податливых) опорах, а также определение собственной функции по третьей форме колебаний вала в зависимости от величины массы на концах имеет непосредственное отношение к о,в-расчету колебательной системы карданного вала в изотропных опорах с конечной массой опор М. Как и в предыдущем о,2-случае, собственная функция пх [c.65]

Вертикальные роторы многих машин при изгибных колебаниях, помимо инерционных сил и моментов, связанных с упругими деформациями валов, подвержены действию сил, параллельных оси ротора (например, сил тяжести), а также сил инерции и моментов, обусловленных движением ротора как гиромаятника, Эти дополнительные силовые факторы особенно могут сказываться, когда ротор имеет податливые опоры, длинные консольные части со значительными сосредоточенными массами па конце, большие зазоры в подшипниках. При определенных условиях они могут оказать существенное влияние на собственные и вынужденные колебания вертикальных роторов. Поэтому независимо от принятого метода уравновешивания гибких роторов такого типа приходится считаться с появлением иных собственных частот, критических скоростей, форм упругих линий ц т. и. [c.170]

Определение упругих характеристик дейдвудной опоры. Построение эквивалентной схемы. Как уже отмечалось выше, кормовая опора дейдвуда отличается большой протяженностью (около четырех диаметров гребного вала), сравнительно высокой податливостью материала набивки (модуль упругости бакаута, наиболее часто используемого в дейдвудных устройствах, в 100 раз меньше модуля упругости материала вала, еще меньший модуль упру-242 [c.242]

Определение частоты свободных поперечных колебаний системы без учета массы вала. Используя в общей формуле (272) податливости, определяемые простыми выражениями [c.261]

Так, например, в случае подъема груза (без совмещения с другими простыми движениями) движущаяся (динамическая) система представляется поднимаемым вместе с грузозахватным устройством грузом, канатами и вращающимися элементами грузовой лебедки (ротором электродвигателя, валами с установленными на них муфтами и зубчатыми колесами, барабаном). Если бы в движении системы участвовали невесомые элементы с весьма жесткими связями между ними, то параметры движения в точности подчинялись бы механической характеристике приводного двигателя - однозначной функциональной зависимости частоты вращения его вала от внешних сопротивлений. В реальных системах все участвующие в движении элементы обладают определенными массами, а связи между ними - определенной податливостью (или жесткостью). [c.187]

На собственную частоту колебаний сопряженных колес определенное влияние оказывает также податливость обода и тела колес, упругость валов и масляного слоя, податливость опор. Поэтому расчет при использовании формулы (93) дает лишь ориентировочное значение частоты, которое может быть уточнено экспериментально. [c.205]

Для грубо ориентировочного определения податливости в тех случаях, когда известны не все размеры вала, пользуются эмпирической формулой Терских для двигателей с самовоспламенением от сжатия [c.182]

Коэффициент податливости отдельных упругих связей вычисляется согласно элементарным формулам сопротивления материалов, однако наличие различных конструктивных элементов, обычных для машиностроения (шпонки, контактные соединения и пр.), существенно осложняет точное определение, а иногда и делает его невыполнимым. Следует пользоваться при расчетах 119] справочны.ми данными. Приведение маховых масс, расположенных на разных валах, связанных какой-либо передачей, осуществляется по следующим формулам [c.122]

При определении концентрации нагрузки вдоль зубчатого венца обычно не принимается во внимание податливость соединения зубчатого колеса с валом. Между тем крутильная и продольно-угловая податливости соединения существенно сказываются на распределении нагрузки в зацеплении. Это может быть определено при рассмотрении кручения деталей, входящих в передачу, и относительного перекоса зубчатых колес, имеющих зубчатые соединения с валами. [c.196]

С целью увеличения несущей способности пластмассовой зубчатой передачи рекомендуется обеспечивать при ее проектировании возможно большую степень перекрытия. Коэффициент перекрытия в торцовой плоскости зависит при прочих равных условиях от угла зацепления и высоты зубьев, которые определяются углом профиля и коэффициентом высоты зуба. Степень перекрытия, а следовательно, и несущая способность увеличиваются с уменьшением уклона профиля и увеличением коэффициента высоты зуба в определенных пределах, обусловливаемых возможной степенью интерференции, подрезания и заострения зубьев шестерни. Степень перекрытия также увеличивается за счет линейной деформации зубьев пластмассовых шестерен. Кроме повышения коэффициента перекрытия в торцовой плоскости, при проектировании пластмассовых косозубых и шевронных зубчатых передач целесообразно увеличивать и перекрытие по осевому шагу, что также способствует увеличению несущей способности передачи. Высокая упругая податливость пластмасс позволяет создать многоточечное зацепление за счет осевого перекрытия без особой точности изготовления пластмассовых шестерен и жесткости валов. [c.82]

Крутильные колебания карданной передачи и определение крутильной податливости карданного вала. На валах карданной передачи возникает сложный процесс крутильных колебаний, [c.228]

Из возможных крутильных колебаний основное значение обычно имеют колебания привода в целом. При определении частот собственных колебаний рассчитываемую систему или вал приводят к валу постоянного диаметра с сосредоточенными массами. При определении податливости необходимо учитывать контактные деформации в шпоночных и шлицевых соединениях, а также влияние прогибов валов, несущих передачи, на угол закручивания системы. Мелкие массы заменяют одной равнодействующей, приложенной в их центре тяжести. Систему по возможности сводят к двух- или трехмассовой, позволяющей использовать для определения частот колебаний формулы, приведенные в табл. 74. [c.439]

При исследовании динамических процессов часто прибегают к упрощенным расчетным схемам. При этом предполагается, что движущиеся узлы механизмов представляют собой абсолютно жесткие тела с массой, сосредоточенной в центре тяжести их, и суммарная деформация механизма определяется упругой податливостью связей (валов, канатов, цепей, тяг, соединительных муфт, передач и т. п.). Все эти элементы с некоторыми допущениями считаются невесомыми и абсолютно упругими. Расчетная схема механизма представляется в виде точечных масс, соединенных абсолютно упругими звеньями, при определенном законе изменения действующих на массу сил. При решении практических задач часто сложные расчетные схемы путем обоснованных приближений заменяются более простыми приведенными эквивалентными схемами (одномассной или двухмассной системой). При этом приведение производится к любому элементу механизма (к валу, канату, цепи и т. п.). [c.69]

Рис. 7.18. К определению дополнительных податливостей от деформации опор иа конце консоли вала

В приведенной системе (рис. 76) массовые моменты инерции дисков обозначены 1, а крутильные податливости участков (величины, обратные жесткости) — При переходе от реальной системы к приведенной производится приведение длин и масс валопровода. Приведение длин сводится к определению крутильной податливости или жесткости участка валопровода между сосредоточенными массами. Приведение масс сводится к определению массовых моментов инерции масс валопровода. Для решения этих вопросов вся система валопровода разбивается на участки, на границах которых находятся сосредоточенные массы. Обычно в качестве месторасположения сосредоточенных масс принимаются плоскости шатунно-кривошипных механизмов и места расположения масс, моменты инерции которых значительно больше моментов инерции участков вала (диски, шкивы, маховики, роторы и др.). [c.142]

Батанный брус представляет собой балку переменного сечения на двух опорах с двумя консолями, на которых размещены тяжелые челночные коробки. Передача движения батану осуществляется сравнительно нежестким коленчатый валом, податливость которого оказывает влияние на собственную частоту колебаний бруса. Поэтому расчет собственных частот колебаний бруса с учетом всех динамических факторов является сложной задачей, имеющей важное значение для конструкторской практики. Частота собственных Колебаний бруса катана ткацкого станка А7-100 приближенно определялась о помощью метода Рэлея в работе Б. А. Корбута [1]. При этом непосредственно экспериментальная проверка частоты собственных колебаний самого бруса при принятой расчетной схеме не производилась, и вопрос о погрешности определения частот остался невыясненным. Также не определялась форма колебаний. [c.196]

Н. Одна из технических проблем связана с тем, что по мере роста размеров и весов турбин, вспомогательного оборудования, фундаментов уменьшается относительная жесткость узлов и деталей. Это приводит к тому, что усилия и температурные разности, возникающие в процессе эксплуатации, особенно на переменных режимах, вызывают довольно значительные деформации, влияющие на надежность и экономичность турбоагрегата. Поэтому вопросам исследования относительных деформаций и перемещений элементов ротора и статора в осевом и радиальном направлениях, деформаций элементов фундамента, положения вала во вкладьште подшипника, податливости опор, определения силового воздействя на корпус турбины со стороны присоединенных трубопроводов должно быть уделено особое внимание. [c.33]

Застревание валов иа критической скорости 410 Защемление балок 60 Зеркала для определения угловых перемещений 570 Зеркальные тензометры 546 Зиманенко формула 363 Зоммерфельда эффект 410 Зубчатые передачи — Коэффициент податливости 363 [c.628]

Податливость самих подшипников и конструкций их крепления сравнительно невелика, и ею можно пренебречь в расчете. Однако при составлении расчетной схемы валопровода и размеще НИИ точечных опор следует иметь в виду, что в реальных подшипниках скольжения имеется некоторый радиальный зазор. Поэтому при определенных условиях может нарушиться контакт вала с отдельными подшипниками, что, в свою очередь, может существенно сказаться на жесткостных характеристиках системы и привести к понижению частоты ее колебаний по сравнению с расчетной. Так как расчет поперечных колебаний многопролетной балки, у которой опоры имеют зазор и могут отключаться, представляет чрезвычайно сложную нелинейную задачу, при составлении расчетной схемы валопровода следует принимать во внимание лишь те подшипники, которые надежно загружены положительным (направленным вертикально вниз) усилием. [c.233]

Аналитический подсчет упругих характеристик элементов колебательной системы иногда затруднен из-за наличия таких конструктивных элементов, как отверстия, канавки. Наибольшие погрешности возникают при определении податливости коленчатых валов, зубьев шестерен, резиновых элементов. Следует учесть, что во многих современных компактных установках необходим учет податливости опор, зубьев шестерен, изгиба валов [3, 22]. Жесткостные характеристики в юраздо большей степени, чем инерционные, нуждаются в экспериментальном уточнении. [c.323]

Абразивные частицы не оказывают существенного действия на резиновые подшипники. Податливость резины не позволяет попадающей в зазор абразивной частице создавать высокое давление, при котором происходит шлифование поверхности стального вала она может только полировать его. Для быстрейшего удаления абразивных частиц с поверхности подшипника на нем делают желобки или осевые канавки. При определенных условиях абразивные частицы скатываются р желобки и удаляются из подшипника. Абразивостой-кость резиновых подшипников уменьшается при заключении резинового слоя в жесткую обойму. Резиновые подшипники могут работать только при смазывании водой при достаточной прокачке ее такие подшипники могут выдерживать очень большие окружные скорости (20 м/с и выше). Коэффициент трения резиновых подшипников практически не зависит от нагрузки с увеличением частоты вращения вала коэффициент трения подшипника снижается. [c.165]

Предположим для простоты, что опоры обладают одинаковой жесткостью. Для определения критических оборотов следует рассмотреть равновесие систе.мы при пзогнутш оси вала. Центр тяягости диска будет перемещаться по окружности радиуса у, центры опор — по окружности радиуса уа-Если По — коэффициент податливости опоры в см, кГ, то [c.497]

Жесткость кинематических цепей в значительной мере определяется крутильной жесткостью валов, деформациями зубьев зубчатых колес и деформациями стыковых поверхностей шпоночных и подобных соединений. Крутильная жесткость измеряется в кГ-м1рад. Податливость и в этом случае является величиной, обратной жесткости. При определении суммарной крутильной жесткости первоначально определяют суммарную податливость и затем находят жесткость. [c.178]

Определение податливости элементов. При расчёте крутильных колебаний жёсткость вала С кгсм определяется из обратной величины — податливости вала е кг см [c.256]

Прн определении динамических явлений только в приводе модель крутильной системы лучше строить, приводя все. массы и коэффициенты податливости к валу маховика. Следует иметь в БНду труд1ЮС1И решения систем с пятью и более массами, поэтому необходимо ограничиваться выбором моделей с числом масс не более пяти, объединяя малые массы нли массы, соединенные связями с большим коэффнциенто.м жесткости. [c.121]

Во всяком случае расчетные методы повышенной точности требуют больших затрат труда, а определенные с их помощью собственные частоты показывают только, может ли быть оставлена принятая конструкция или ее необходимо изменить. Изменение необходимо, когда собственные частоты оказываются вблизи рабочего числа оборотов. Желательно изменить конструкцию и тогда, когда собственные частоты совпадают с критическим числом оборотов вала. После изменения конструкции необходимо повторить весь расчет, без чего нет уверенности в том, отвечают ли новые собственные частоты только что указанным требованиям. На вопрос, получаем ли мы, затратив большое количество труда, по крайней мере точные значения собственных частот, приходится, к сожалению, отвечать отрицательно, так как уже предпосылки расчета содерлот в себе неточности. Прежде всего в расчете не учитывается и не вполне ясно вообще увеличение жесткости, производимое конструкциями машины, с одной стороны, и значительное влияние на результы-ты расчета податливости машин, с другой. Даже при жестком креплении конденсатора к машине неясно, следует ли вводить в расчет полный вес тяжелого, заполненного водой конденсатора, как колеблющуюся массу, или только часть его, и какую именно часть. [c.279]

Радиально-упорные подщипники нужно регулировать более точно. Подщипники цилиндрических, конических и червячных зубчатых колес рекомендуется регулировать на нуль, т. е. без начальной осевой игры. Возможность заклинивания подшнпннков исключается, так как большого перепада температур нагрева валов и корпуса ожидать нельзя, а корпус обладает определенной податливостью. Отсутствие зазоров весьма благоприятно для ресурса передач, так как перекосы в зацеплении при этом уменьшаются. Особенно важно отсутствие осевой игры для конических и червячных передач, зубчатые колеса которых нуждаются в точном осевом положении. [c.440]

Примеры получения различных расчетных схем крановых механизмов даны в работе [9] и др. Расчетную схему для определения динамических нагрузок составляют по кинематической схеме, содержащей данные о двигателе, системе зубчатых передач, барабане, канате, ходовых колесах, тормозах, муфтах, валах и др. Чаще всего механизм имеет крупные массы малой податливости и упругие элементы малой массы. Поэтому в целях упрощения основные массы предполагают абсолютно жесткими и сосредоточенными в центрах тяжести, а валы, канаты и дугие соединительные звенья-упругими и невесомыми. В результате таких упрощений получают достаточно простую расчетную схему, имеющую ограниченное число степеней свободы ее называют дискретной. [c.197]

Рис. 3.2.31, а. Задняя подвеска автомобиля Ауди-80 имеет широко расставленные стойки пружин. Видны и-образное сечение балки и приваренный торсионный вал, оказываюш,ий дополнительное стабилизируюш,ее действие. Передние резиновые опоры, расположенные в проушинах рычагов, должны передавать только продольные тормозные силы и тормозной момент опоры имеют определенную упругую податливость, чтобы компенсировать жесткое качение радиальных шин со стальным кордом (см. рис. 3.2,11,6) [c.163]

Заключение. Для цилиндрического радиального газового подшипника с податливой поверхностью поставлена и решена вариационная задача теории смазки, заключающаяся в определении оптимальной первоначальной формы основания подшипника, обеспечивающая наибольший коэффициент несущей способности Сд, при работе подшипника. Показано, что оптимальная форма основания подшипника - разрывная функция с участками разного типа двустороннего экстремума и краевого экстремума с минимально допустимой толщиной смазки. При этом фиксируются угловая скорость вращения со и радиус R цапфы вала, вязкость, температура смазки и податливость а вкладыша на поверхности подшипника. Рещение задачи существенно зависит от параметра у = 2n xR(pJJh , Г, величины давленияр в питающей канавке и а. Построенные решения позволяют находить несущую способность и геометрические параметры формы зазора со смазкой при разных у, и а. Во всех случаях величина Сд, всегда меньше Сд,ц, соответствующей а = О, при одинаковых других параметрах. [c.42]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...