Расчет составных цилиндров

РАСЧЕТ СОСТАВНЫХ ЦИЛИНДРОВ [c.450]

Рассмотрим расчет составных цилиндров. Прежде всего найдем зависимость давления по контактной поверхности от величины [c.450]

Расчет составных цилиндров [c.478]

Рассмотрим расчет составных цилиндров. Прежде всего найдем зависимость давления рс по контактной поверхности от величины имевшейся до посадки разности 8 между наружным диаметром внутреннего цилиндра I и внутренним диаметром наружного цилиндра // (рис. 458). Эта разность представляет собой величину натяга. [c.479]

Расчет составных цилиндров........................................................... 328 [c.9]

Приведем расчет составных цилиндров, изготовленных из труб с разными упругими постоянными при их работе за пределами упругости. [c.217]

Остановимся на особенностях расчета составных цилиндров. Составные цилиндры из двух и более труб, посаженных один на другой с натягом, находят применение в машиностроении в тех случаях, когда требуется, чтобы деформации были упругими при возможно большем значении внутреннего давления. [c.72]

Расчет составных цилиндров................................449 [c.513]

Найдем оптимальную величину давления р натяга составного цилиндра из условия равнопрочности внутреннего и наружного цилиндров и величину допускаемого внутреннего давления Pi. Дано / ( = 40 мм = 110 мм — 80 мм [а] = 6000 кгс/см . Расчет выполним по четвертой теории, [c.458]

В технике применяется также метод упрочнения цилиндров, оснований на использовании пластических деформаций материала. Суть метода заключается в следующем. Распределение напряжений аналогичное тому, которое имеет место в составном цилиндре, можно получить и в сплошном. Для этого следует загрузить цилиндр высоким внутренним давлением, с таким расчетом, чтобы во внутренних его слоях возникали остаточные пластические деформации. После снятия внутреннего давления в цилиндре останутся такие напряжения, что внутренняя часть будет в состоянии растяжения (рис.22.9). [c.332]

В качестве примера рассмотрим составной цилиндр (см. рис. 22). Значение поверхностной нагрузки Рг увеличим до 14 МПа. Остальные данные оставим без изменения. Распределение контактного давления вдоль оси г в начальный момент времени показано на рис. 31 кривая /). Видно, что увеличение поверхностной нагрузки приводит к частичному освобождению цилиндров друг от друга. Зона контакта с точностью до конечного элемента найдена за четыре итерации. Изменения контактных давлений с течением времени показаны сплошными кривыми 2, 3 и 4 для моментов времени 10, 105 и 155 ч соответственно. Релаксация интенсивности напряжений в точке В, а также окружных напряжений в точке А в течение первых 12 ч показана на рис. 32 (кривые 1 н 3 соответственно). Кривая 2 отражает релаксацию окружных напряжений в точке А в течение первых 10 ч. Получена она с более мелким временным шагом. При этом сделано 16 шагов вместо 11. Результаты отличаются несущественно. Следовательно, точность расчета можно считать приемлемой. Наиболее интенсивное падение напряжений происходит в первые часы работы конструкции. [c.135]

Рассмотренную методику расчета неоднородных составных дисков за пределами упругости можно использовать при расчете составных неоднородных вращающихся цилиндров. [c.226]

Расчеты проводились применительно ко втулке составного цилиндра глубинного скважинного штангового насоса исполнения ПП2 С-57-30-12 для различных скоростей движения плунжера. Результаты расчетов для функции натяга приведены в табл. 1, 2 (коэффициенты даны в мм). [c.203]

Заключение. Опытные данные практики эксплуатации контактных пар убедительно показывают, что на стадии проектирования новых конструкций подвижных сопряжений необходимо принимать во внимание случаи, когда в отдельных узлах трения (втулка) могут возникнуть трещины. Полученные в работе основные разрешающие уравнения позволяют при заданном натяге численными расчетами, путем определения коэффициентов интенсивности напряжений, прогнозировать рост имеющихся трещин во втулке составного цилиндра установить допустимый уровень дефектности и максимальные значения рабочих нагрузок, обеспечивающий достаточный запас надежности. Решение обратной задачи по определению натяга соединения втулки и подкрепляющего цилиндра позволяет на стадии проектирования выбирать оптимальные геометрические параметры элементов контактной пары, обеспечивающие повышение несущей способности. [c.205]

Другой способ состоит в применении составных цилиндров, изготовленных из двух или трех труб, насаженных одна на другую с натягом. Расчет таких составных цилиндров изложен в 3. [c.67]

Такой маховик (рис. 6.5, б) будет состоять из энергоемкого обода-цилиндра, изготовленного окружной намоткой, расположенного под ним тонкостенного цилиндра со спиралькой намоткой, сочетающегося с двумя плавно переходящими друг в друга оболочками, намотанными по линиям постоянного отклонения. Расчет составного маховика, приведенный в [11], показывает, что в такой конструкции можно достичь массовой энергоемкости, близкой к предельной. [c.425]

Чтобы избежать этого, необходимо при расчете посадок с натягом учитывать возможные температурно-влажностные напряжения, которые можно определить при рассмотрении задачи о составных цилиндрах. [c.187]

Из теории расчета толстостенных цилиндров и составных труб (сопротивление материалов, решение Ламе) получено соотношение между давлением на поверхности контакта д (МПа) и натягом [c.32]

Прочность цилиндра, работающего при внутреннем давлении, с увеличением толщины стенки возрастает только до определенного предела. Выше было показано, что даже при бесконечно большом наружном радиусе внутреннее давление в цилиндре не может превышать определенной величины. Исходя из расчета на прочность по допускаемым напряжениям и воспользовавшись третьей теорией прочности, мы пришли к выводу, что ни при каком увеличении толщины стенки цилиндра его нельзя изготовить на давление, большее, чем р = [а]/2. Объясняется это тем, что с увеличением радиуса напряжения вг и Ое быстро убывают и материал наружных слоев цилиндра работает малоэффективно. Распределение напряжений можно улучшить, разгрузив внутренние слои за счет более интенсивного использования наружных. Для этого нужно сделать цилиндр составным. [c.478]

Для теплотехнических расчетов вполне допустимо считать идеальными все газы, с которыми в теплотехнике приходится иметь дело. Из этого правила составляет исключение только водяной пар. Последний в теплотехнике встречается либо как составная часть газовых смесей, образующихся в результате сгорания топлива в топках паровых котлов или цилиндрах тепловых двигателей, либо как ])абочее тело в паровых двигателях и теплоноситель в теплообменных аппаратах. В первом случае водяной пар имеет большую температуру и очень малое давление, т. е. находится в таком состоянии, когда его можно считать идеальным газом. По тем же соображениям идеальным газом часто считают водяной пар, содержащийся в атмосферном воздухе. Во втором случае водяной пар находится в состояниях, достаточно близких к состоянию жидкости, и поэтому к нему нельзя применять те законы и зависимости, которые применимы к идеальным газам. Вот почему изучение водяного пара в состояниях, о которых только что шла речь, в термодинамике обычно ведется отдельно ог изучения идеальных газов. [c.18]

В данной статье приведены результаты расчетного и экспериментального (с применением замораживания ) исследования силовых и температурных напряжений в патрубке, применимого для других аналогичных узлов. Сопоставление расчетных и экспериментальных данных показало применимость для этих типов узлов матричного метода и программы расчета на ЭЦВМ, которые были разработаны для сложных составных конструкций из оболочек, пластин и кольцевых деталей (см. работу [7] и статью того же автора в этом сборнике). Проведена коррекция расчетных результатов в зоне отверстия обечайки корпуса (при внутреннем давлении) по формулам (1), (2), а также в зоне сварного шва (при температурном нагружении) с использованием расчетных данных для стыка полу-бесконечных цилиндров с различными коэффициентами теплового расширения [8]. [c.127]

Формула Ламе расчет открытых и закрытых толстостенных цилиндров, находящихся под действием внутреннего и наружного давления расчет составных цилиндров. Выводы надо дать в несколько упрощенном виде, опираясь на гипотезу плоских сечений [10]. Как уже говорилось, эта тема годится для специальностей, связанных с химическим и пищевым мащино- и аппа-ратостроеннем, а также для электромашиностроителей. [c.44]

Способ уменьшения напряжений Стд и, следовательно, повышения прочности толстостенного цилиндра путем замены сплошного цилиндра составным предложен в середине прошлого века академиком А. В. Гадолииым, который дал и метод расчета составных цилиндров. [c.578]

Найти оптимальное давление натяга р составного цилиндра из условия равнопрочности внутреннего и наружного цилиндров и допускаемое внутреннее давление р . Расчет вести по четвертой теории прочности. Даны 2Гв=80 мм, 2г =146 мм, 2г = = П4 мм, [ст]=5000 Kfj M . [c.222]

Напр)Окения в составном цилиндре, на внутреннем радиусе при посадке наружной трубы с натягом, уменьшаются. Для составной трубы из разнородных материалов расчет напряжений от давления проводится отдельно для внутреннего и внешнего цилицоров. Для внутренней трубы [c.249]

В качестве примера рассмотрим расчет на ползучесть по теории старения составного цилиндра с поясковой нагрузкой = 14 МПа, изображенного на рис. 22. Решение упругопластической задачи осуществлялось методом переменных параметров упругости, описанным в главе П. Данные для расчета взяты такими же, как и в параграфе 7. Расчеты выполнены для трех моментов времени t, равных 10, 105 и 155 ч. В начальный момент времени результаты совпали полностью. Изохронные кривые задавались таблично. В промежуточных точках необходимые значения а,- (е,) вычислялись с помощью линейной интерполяции. Данные по изохронным кривым приведены в табл. 9. Для момента времени < = 10 ч задача решена за 5 итераций, причем чМсло [c.147]

Расчеты проводились для тел различной формы сферы, эллипсоидов вращения, сегментальных тел с аналитическим скруглением, эллиптических профилей и составных цилиндро-конических тел большого удлинения. Для выяснения точности определения параметров а и задач были проведены специальные расчеты нестационарного обтекания сферы. Результаты проверки выполнения равенств (5.27)-(5.30) для варианта М о = 3, / о = = О, жо = —0,2 приведены на рис. 5.1. Кружками обозначены значения искомых функций, полученные дифференцрфованием газодинамических параметров стационарного обтекания. Анализ расчетов при /Зо = О и Mqq = = 2,54-20 показал, что ошибка в определении величин не превышает 1 %, [c.75]

Введение. Опыт показывает [1] ббльшую надежность и долговечность многокомпонентных конструкций перед однородными. В связи с этим в некоторых контактных парах нефтепромыслового оборудования нашли применение составные цилиндры (втулка и подкрепляюш,ий цилиндр). При этом в расчетах используется схема собранного с натягом двухкомпонентного кольца под внутренним давлением. Как известно, ресурс работы контактной пары в значительной степени определяется работоспособностью втулки, распределением напряжений в зонах взаимодействия деталей контактной пары. Практика эксплуатации контактных пар нефтепромыслового оборудования показывает, что при многократном воз-вратно-поступательном движении плунжера разрушение втулки составного цилиндра контактной пары происходит на пятнах фактического касания в тонких приповерхностных слоях путем образования микротрещин, с которыми втулка живет значительную часть ресурса работы. [c.196]

Ф. С. Ясинскому принадлежит важная работа по устойчивости сжатых стержней, а А. И. Гадолину — по расчету составных толстостенных цилиндров. [c.5]

Исследуем влияние неосесимметричности нагружения на НДС составной оболочки. Вначале оценим точность расчетов неосесимметричной задачи. Для этого сравним результаты расчетов длинного цилиндра на боковые нагружения вида (VHI.IO) по методике параграфа 2 и вида р = Pq OS ф, действующего только на верхнюю половину цилиндра, по алгоритму Уилкинса. [c.241]

На конкретном примере расчета многослойного, составного и рулонирован-ного с предварительным натяжением полосы цилиндров показана возможность значительного уменьшения толщины стенки и веса соответственно. [c.389]

Обычно в принятых расчетных методиках корпусные детали турбин рассматриваются как составные осесимметричные оболочки переменной толщины, находящиеся в температурном поле, меняющемся вдоль оси и по радиусу оболочки. С применением таких расчетных методов был проведен анализ температурных напряжений в корпусах стопорных и регулирующих клапанов, а также ЦВД и ЦСД турбин типа К-200-130 [2]. Напряжения определялись по температурным полям, полученным термометриро-ванием корпусов при эксплуатации турбины. Полученные результаты дали общую картину термонапряженного состояния этих корпусов. Они показали, что максимальные напряжения в корпусе стопорного клапана имеют место в подфланцевой зоне, а в корпусах регулирующих клапанов — в месте их приварки к цилиндру и что наиболее термонапряженной зоной корпуса ЦВД является внутренняя поверхность стенки в зоне регулирующей ступени. Однако отсутствие учета влияния фланцев и других особенностей конструкции в этих расчетах приводит к тому, что полученные результаты не всегда, даже качественно, могут характеризовать термонапряженное состояние корпусов. В связи с этим предлагаются упрощенные методики учета влияния фланцев, в частности основанные на уравнениях для напряженного состояния при плоской деформации влияние фланца горизонтального разъема ЦВД часто оценивают по теории стержней. Для оценки кольцевых напряжений решается плоская задача при форме контура, соответствующей форме поперечного сечения. Йри этом рассматри- [c.55]

П ри м ер 4.2. Составной цилиндрический стержень, изображенный на рис. 4.3, нагружен распределенным т = onst и сосредоточенным М = ml крутящими моментами. Диаметр малого цилиндра равен d, внешний диаметр большого цилиндра D = 2d, а толщина его стенки 5 = D/20. Определить размер d и максимальный угол закручивания, а также потенциальную энергию деформации. В расчетах принять ш = 1 кП, I = 0,5 м [т = [c.97]

Обычно в принятых расчетных методиках корпусные детали турбин рассматриваются как составные осесийметричные оболочки переменной толщины, находящиеся в температурном поле, меняющемся вдоль оси и по радиусу оболочки. С применением таких расчетных методов был проведен анализ температурных напряжений в корпусах стопорных и регулирующих клапанов [1, 2], а также ЦВД и ЦСД турбин типа К-200-130 13, 4]. Напряжения, рассчитывались по температурным полям, полученным термометрированием корпусов при эксплуатации турбин. Полученные результаты дали общую картину термонапряженного состояния этих корпусов. Они показали, что максимальные напряжения в корпусе стопорного клапана имеют место в под-фланцевой зоне, а в корпусах регулирующих клапанов — в месте их приварки к цилиндру, и что наиболее термонапряженной зоной корпуса ЦВД является внутренняя поверхность стенки в зоне регулирующей ступени. Однако отсутствие учета влияния фланцев горизонтального разъема в этих расчетах приводит к тому, что полученные результаты не всегда, даже качественно, могут характеризовать термонапряженное состояние корпусов. [c.114]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...