Пружинные Исходные данные

Параметры П , и X для вычерчивания чертежа пружины (см. рис. 356) находят по упрощенному расчету. Исходными данными при зтом служат диаметр проволоки [c.232]

Сохранив условие зад,ачи 463, определить закон изменения деформации Я пружины во времени при следующих исходных данных /п=1 кг с = 4 H/ п и —2 м/с. [c.84]

Исходными данными для расчета заводной пружины обычно являются наименьший момент М , , необходимый для приведения в движение механизма прибора, и рабочее число оборотов барабана п. [c.350]

Исходными данными для проектирования являются минимальный момент Мсп", развиваемый пружиной при спуске, отношение макси- [c.494]

Пружинные амортизаторы. В качестве пружинных амортизаторов чаще всего применяют стальные витые пружины, изготовляемые из прутка круглого сечения. Для расчета пружины, предназначенной для виброизоляции, необходимы следующие исходные данные [c.115]

НАЗНАЧЕНИЕ РЕССОРНЫХ И ПРУЖИННЫХ ЦЕХОВ, ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ [c.92]

Расчет цилиндрических винтовых одножильных пружин (по ГОСТ 13765—68). Исходными данными для определения размеров пружин являются силы Р и рабочий ход h, наибольшая скорость перемещения подвижного конца при нагружении или разгрузке Vo, заданная выносливость N н наружный диаметр пружины D (предварительный). [c.563]

I и П классов означает, что при скорости t) выносливость будет меньше заданной, в связи с чем пружина должна быть отнесена к последующему низшему классу или должны быть изменены исходные данные с таким расчетом, чтобы после повторных вычислений в указанном порядке удовлетворить тре- [c.569]

Для определения нагрузок на приводной механизм необходимо построить динамограммы верхнего Рв = в(ф) (рис. 6, а) и нижнего -Р = -Рк(ф) (рис. 6,6) приводных ползунов инструмента формования, где ф — угловая координата поворота ротора формования. Исходными данными для этого построения служат циклограммы 51 = 51(ф) и 52=52(ф) перемещений верхнего и нижнего приводных ползунов, циклограммы деформаций пружин Яг = Яг(ф) И характеристики пружин Рг = Pi Hi), пользуясь которыми можно построить динамограммы каждой пружины Pi = Pi ((>) путем графического решения систем уравнений вида [c.50]

При расчете машиностроительных конструкций работа отдельных элементов моделируется стержнями, пластинками и оболочками. Система СПРИНТ (система прочностных расчетов института транспорта) предназначена для расчета конструкций по МКЭ. С помощью СПРИНТ можно рассчитывать конструкции, представляющие собой совокупность стержней, пластинок, оболочек и массивных тел. Пластинки и оболочки аппроксимируются плоскими прямоугольными и треугольными элементами, массивные тела —элементами в виде параллелепипедов. Материал элементов может быть как изотропным, так и анизотропным. Отдельные элементы соединяются между собой либо жестко, либо с помощью упругих связей (пружин). Могут проводиться расчеты на различные силовые, температурные и деформационные воздействия. Для описания исходных данных используется достаточно удобный входной язык. Результаты печатаются в табличной форме или могут быть выведены на графопостроитель. [c.196]

Последовательность расчета пружин кручения. 1. Исходными данными для определения размеров пружин являются наибольший рабочий крутящий момент Мг и наибольший рабочий угол закручивания аг. [c.225]

Последовательность расчета пластинчатых пружин. 1. Исходными данными для определения размеров пружин являются сила пружины при наибольшем перемещении Рз и рабочая длина пружины Ло- [c.229]

Толщина пружины 8 должна быть меньше, чем , т. е. 0,4 < , в противном случае необходимо изменить исходные данные для расчета. [c.153]

Последовательность расчета. Исходные данные число ходов пресса в минуту п, ход ползуна пресса Н, вес ползуна пресса с подвижными частями, коленчатым вало.м и верхним штампом 0 , число цилиндров уравновешивателей г, число уравновешивающих пружин т (для пружинных уравновешивателе ), расчетное давление в ресивере цилиндров уравновешивателей 0,3—0,35 МПа, длина цилиндра уравновешивателя 5ц = 1,15 Н. Составляющая от инерционных усилий, действующих на ползун. И, [c.39]

Примечание. Исходные данные Pi, Рг, А, [т]к аналогичны расчету пружин с витками круглого сечения. Размеры Hi, Нг, L p определяются по формулам табл. 4.6. [c.300]

Примечание. Исходные данные Р, п, [т]к аналогичны расчету винтовых цилиндрических пружин. Параметры 2, ль Яз определяются по формулам соответствующих цилиндрических пружин. [c.302]

Главное достоинство тарельчатых пружин, общий вид которых показан на рис. 4.8, д, заключается в нелинейной силовой характеристике (рис. 4.8, г), обеспечивающей стабильность нажимного усилия в определенном диапазоне Ло деформаций. Тарельчатые пружины бывают неразрезными (рис. 4.8, а) и разрезными лепестковыми (рис. 4.8, б, в). Исходными данными при проектировании тарельчатых пружин являются Р — номинальная сила воздействия на пружину, Н Ло — ход пружины, мм, соответствующий допустимому суммарному линейному износу фрикционных пар 1г — рабочий ход пружины, мм, соответствующий выключенному сцеплению 0,с1 к й — диаметры пружины, мм, выбираемые с учетом габаритов сцепления и конструктивных соотношений 0>2,Ъйи 0= (1,15... 1,5)й. Расчеты выполняются по формулам табл. 4.11. В качестве ориентира представим значения некоторых величин у существующих конструкций Н= = (1,6...2,2)6, (75... 100)6, 7=10...15°, число лепестков — от 8 до 20. [c.304]

Последовательность расчета витой цилиндрической пружины растяжения (сжатия). Исходные данные наибольшая рабочая нагрузка Р он- начальная (установочная) нагрузка рабочий [c.161]

Заменяя значения Рф и 5ф исходными данными, окончательно получим три следующих основных условия выбора тарельчатых пружин . [c.60]

Пример 8. Рассчитаем замыкающую пружину храпового МСХ (см. рис. 14) при следующих исходных данных, относящихся к ИВ и МСХ максимальный радиус кривошипа ПМ / =12 мм частота вращения кривошипа, 1=1500 мин средний радиус храпового колеса Я=4( мм число зубьев храпового колеса 2=120 шаг зубьев по среднему диаметру р=2,0Э мм масса храповика (стакана 1 или 2 на рис. 14) 0 = 60 г число ЭМ в ПМ А=4. [c.86]

Построение диаграмм приведенных сил реакций пружин отдачи можно произвести по расчетным данным. К исходным данным относятся величины сил реакций предварительного натяжения пружин отдачи клавишных рычагов и мостика, характер изменения этих сил, расстояния от осей вращений до места приложения сил реакций пружин отдачи к звеньям механизма и размеры клавишных рычагов. Приведенные силы реакций пружин отдачи клавишных рычагов определяем по формуле (59). [c.87]

Проектирование муфты по заданным исходным данных начинают с эскизной компоновки и выявления основных размеров, далее рассчитывают усилия, которые должна развивать пружина, чтобы в зоне контакта возникала нормальная сила Р , достаточная для передачи заданного момента Т. В общем случае окружная сила в зоне контакта [c.482]

Исходные данные Угол наклона оси пружины а в град. Предварительное сжатие пружины в мм. Сила предварительного сжатия пружины в кГ. [c.532]

Пример 7.7. Определить параметры и f одностороннего привода с пружиной при следующих исходных данных Pi + Рг = 80 кгс Рд = 20 кгс s = 0,2 м с = 220 кг/м т = 1 кгс-с /м = 5-10 кгс/м время движения поршня не должно превышать = 1 с значение должно быть минимальным = /min) [c.193]

Определив исходные данные, производят расчет пружин. [c.106]

Цилиндрические пружины сжатия. Исходные данные конечная нагрузка Рю длина пружины в рабочем состоянии 1 . [c.198]

Цилиндрические пружины растяжения. Исходные данные конечная нагрузка Рк, длина пружины в рабочем состоянии 1. [c.198]

Исходные данные для определения размеров пружины получены. Методика определения размеров изложена в [2]. [c.33]

Если толщина Н пружины получается больше —, то следует изменить исходные дан- [c.271]

При длительной работе гидромуфты с высоким моментом сопротивления на ведомом валу жидкость может недопустимо нагреться. Чтобы не произошло этого, имеется тепловая защита. В данном случае (см. рис. 162) она представлена плавкой пробкой 9 многоразового действия. При перегреве жидкости боек 10 освободится от фиксации легкоплавким сплавом и под действием центробежных сил сместится на больший радиус вращения (показано пунктиром). Это позволит ему воздействовать на концевой выключатель, установленный неподвижно относительно муфты (на рис. 162 не показан), который выключит электродвигатель. С прекращением вращения гидромуфты боек возвратится в исходное положение пружиной, которая имеется в корпусе 5, и зафиксируется легкоплавким сплавом после остывания жидкости. Защита вновь будет готова к действию. [c.249]

Электромагниты серии ЭС1 тянущего исполнения (фиг. 249 и 250) состоят из ярма 2 и якоря, 3, набранных из тонких листов электротехнической стали. На ярме 2 укреплены угольники 6 для стягивания пакета листов, а также для крепления магнита при монтаже. Никаких приспособлений для возврата якоря в исходное положение после выключения тока электромагниты серии ЭС1 не имеют. На ярме 2 укреплена катушка магнита 4 с помощью пружин 5, устраняющих возможность перемещения катушки во время работы электромагнита. В электромагнитах ЭС1 4-го и 5-го габаритов тянущего исполнения пружина 5 отсутствует, а катушка закрепляется на ярме болтами. Для направления хода якоря магниты снабжены направляющими скобами 1. Позиции на фиг. 249—250 даны в одинаковой нумерации. [c.420]

Ввиду неопределенности в задании исходных данных и разброса параметров при изготовлении устройства с электромагнитными вибровозбудителями подвергают настройке. При настройке без нагрузки варьируют значения параметров, чтобы получить расчетное значение X. Желательна также настройка под нагрузкой, при которой варьируют X вблизи расчетного значения, добиваясь номинальной амплитуды пере-мещеиия при номинальной нагрузке. Обычно X изменяют путем изменения жесткости с, поэтому конструкция упругой системы вибровозбудителя должна допускать достаточно простое изменение числа рабочих витков винтовых пружин, длины рабочей части плоских рессор и т. п. Применяют также настройку изменением масс с помощью съемных грузов. [c.267]

Предварительно задают (рис. 26, б) длину / пружины, число, пружин i в подвеске, число п подвесок, ширину Ь пружины Р — тяговое усилие электромагнита, G — нагрузка на пружину). Кроме перечисленных параметров, в исходных данных расчета указывают скорость транспортирования детали и собственную частоту колебаний ф системы. Необходимо определить толщину б плоской пружины и требуемое усилие Рэлек-тромагнита. Сначала рассчитывают угол а (рис. 27), причем его значение должно быть не более 30°. Затем вычисляют амплитуду колебаний в режиме непрерывного подбрасывания, толщину б пружины и напряжения изгиба Ои пружины (блок, 9). Если фактические напряжения больше допустимых, увеличивают число [c.47]

После гальванической обработки закаленной, облагороженной или высокопрочной стали должна следовать тепловая выдержка, чтобы насколько возможно устранить ту хрупкость и снижение прочности, которые возникли даже при строгом соблюдении технологии рабочих процессов. В качестве исходных данных о продолжительности и температуре тепловой выдержки могут служить следующие указания инструкция АЗТМ № В-242-54 рекомендует температуру 150—260°С (для цинковых и кадмиевых покрытий не выше 205°С) и продолжительность 1—5 ч. Американские нормы —325 предписывают для пружины и других деталей, подвергающихся изгибу и частым ударам, тепловую выдержку после гальванической обработки в течение 3 ч при температуре 190 45 С. Закс и Мель-борн считают наиболее благоприятными следующие условия для пружинной стали 1 ч и 130°С, для твердотянутой стали — [c.343]

Исходными данными при расчете пружины обычно являются минимальный момент ГсптЬ (см. рис. 14.12) и рабочее число оборотов барабана. [c.172]

Пример. Рассчитать ваневоленную цилиндрическую пружину с.жатия. Исходные данные при нагрузке = 5 кГ осевое перемещение пружхшы должно составлять Я = 25. мм. [c.71]

Конические винтовые пружины сжатия обладают повышенной устойчивостью против выпучивания и значительным ходом при малой общей высоте. Расчет таких пружин постоянной жесткости с посгояным шагом и витками круглого или прямоугольного сечения выполняется по формулам табл. 4.8. При этом в числе исходных данных назначают установочную (соответствующую предварительной деформации) высоту пружины Я1 и радиус наибольшего витка Я. Коэффициенты а и у берутся из табл. 4.9, /С= 1,1 1.2. [c.301]

Исходные данные длина пружины в свободно.ч состоянии /г = = 500 ММ, средний диаметр пружины В — 142 мм диаметр проволоки 1 = 32 мм число витков пружины п= 12 шаг пружины = 41,6 мм длина тяги подвески /1 = 600 мм диаметр тяги й = 50 мм плотность материала р = = 8-10 кГ-сек 1см модуль упругости первого рода Е = 2-106 кПсм" модуль упругости второго рода О = 8-10 кПсм-. [c.146]

Исходные данные для расчета привода сцепления максимальная сила нажимных пружин сцепления при выключении сцепления Р пршах [c.163]

КОМПАС-SPRING обеспечивает выполнение проектного и проверочного расчетов цилиндрической винтовой пружины растяжения или сжатия с одновременным автоматическим формированием чертежа расчет выполняется при минимальном количестве исходных данных и гарантирует необходимые параметры пружины при ее минимальной массе [c.163]

Оснг>в ые исходные данные приведены в предыдущей] iiUiii.iepe, к ним следует доба-инть рабочий ход s= 0.01 м коэффициент расхода и — 0,4 силу начального натяжения пружины Ро 20 кгс приведенную жесткость пружины и мембраны с = = 7000 кгс/м начальную координату центра мембраны Хо= 0,02 м и площадь подводящего трубопровода f = 2 10" м . Давление в магистрали принять равным = = 5 Ю кгс- м . Весом поступательно-движущихся частей привода пренебречь. [c.105]

П1. Определить приближенно рабочее усилие на штоке мембраны при ее прогибе на величину рабочего хода для исходных данных, приведенй х в предыдущем примере. Рабочее усилие привода определяем по упрощенной форм е (3.21) с учетом пружины [c.105]

По этим исходным данным рассчитываем пружину буфера. Принимая для пружины пруток круглого сечения из стали марки 60С2А с углом подъема средней вит овой линии витков а = = 12", определяем допускаемое напряжение [c.258]

Опираясь на эти исходные данные, по нормали Д-8101 (цилиндрические пружины сжатия) подбираем по таблицам наиболее близкую по характеристике пружину d = 3 мм — диаметр проволоки D = 20 мм — наружный диаметр пружины Рц = 34,45 кгс (344,5 Н) — рабачая нагрузка t = 3,87 мм — шаг пружины при рабочей нагрузке i = 5,25 мм — шаг пружины в свободном состоянии. [c.436]

Пример 1. Для решения системы, показанной на рис. 1.40, имеются следующие исходные данные вес поршня Wa= 2,72-10 Н вес шатуна Wm = 1,36-10 Н Aiig = 2И7ш/3 = 0,91-10 Н Aijjg = W n + щ/З = 3,18-10 Н полный вес двигателя W = 2,27-10 Н частота вращения двигателя 600 мин радиус кривошипа г= 0,203 м длина шатуна /= 0,609 м жесткость пружины k= 2,06-10 Н/м. [c.89]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...