Расчет рабочего колеса на прочность

VI.4. Расчет рабочего колеса на прочность [c.190]

Расчет рабочих колес на прочность представляет определенные трудности. В общем достаточно вести расчет упрощенным методом с дополнительным запасом прочности. Диски колес могут быть рассчитаны как диски равней прочности, а ступица — как диск постоянной толщины, нагруженные суммарной радиальной нагрузкой от центробежных сил лопаток. При окончательном выборе формы колеса необходимо учесть различное удлинение лопаток и дисков, т. е. так называемое условие совместимости. [c.635]

V.4. Расчет деталей поворотнолопастных рабочих колес на прочность [c.162]

Рис. V.20. к расчету корпуса рабочего колеса на прочность [c.167]

Рис. V.21. К расчету цилиндра, поршня и крышки сервомотора рабочего колеса на прочность

Силы Л г и N зависят только от радиуса. Предполагаем их известными из расчета рабочего колеса на статическую прочность при нагружении его центробежными силами и неравномерным нагревом по радиусу. Предположим также, что они лежат в плоскостях, нормальных к оси диска (см. гл. 6, п. 8). [c.57]

Усилия Л ь Мг2 и предполагаем известными из расчета рабочего колеса на статическую прочность при нагружении его центробежными силами и неравномерным нагревом по радиусу. Они предполагаются постоянными по величине и направлению, т. е. при колебаниях всегда лежащими в плоскостях, нормальных к центральной оси кольца. [c.62]

У рабочих колес радиальных турбин и центробежных насосов рабочие лопатки располагаются на боковой поверхности диска (см. рис. 11.26). Под действием центробежных сил масс диска и лопаток, нагрева диска по радиусу и разности температур лопаток и диска в колесе возникает совместная упругая деформация лопаток и диска. В тех случаях, когда лопатки расположены на одной стороне диска, в нем помимо растягивающих возникают также изгибные напряжения. В результате напряжения и на стороне диска, где размещены лопатки, могут значительно (в 2...3 раза) превышать напряжения на свободной стороне диска. В связи с этим точный расчет такого колеса на прочность представляет значительные трудности. [c.298]

На контактную прочность зубчатых колес сильно влияют гладкость рабочих поверхностей и факторы, от которых зависит коэффициент трения в зоне контакта. Приведенный выше расчет зубчатых колес на контактную прочность действителен для обычно достигаемого при изготовлении и приработке зубчатых передач достаточно высокого уровня гладкости рабочих поверхностей зубьев и для условий, при которых коэффициент трения в зоне минимальной контактной прочности (т. е. вблизи полюсной линии) близок к 0,08. [c.88]

См. методические указания по расчету цилиндрических зубчатых колес на прочность и долговечность (стр. 124). Открытые передачи на выносливость рабочих поверхностей зубьев не рассчитываются. [c.92]

Критическое рассмотрение и дальнейшее преобразование выражения (30) с целью его использования при расчете зубчатых колес на контактную прочность произведено в работе [38]. Там же проведен анализ расчетных зависимостей, используемых при оценке контактной прочности (выносливости) рабочих поверхностей зубьев. [c.412]

Так как поломка зубьев и выкрашивание их рабочих поверхностей являются самыми опасными и наиболее распространенными видами разрушения зубьев, и так как достаточно обоснованные методы расчета зубьев на абразивный износ и на заедание пока не разработаны, то соответственно расчет зубьев зубчатых колес на прочность производят на изгиб и на контактную прочность. [c.240]

Ход расчета зубчатого зацепления на прочность зависит от технического задания. Если размеры передачи ничем не ограничены, то расчет следует начинать с определения межосевого расстояния из условия прочности рабочих поверхностей зубьев. После определения диаметров колес, чисел зубьев и модуля следует подобрать подщипники сателлитов. Если диаметр сателлита не позволяет установить подшипник с требуемой долговечностью, то увеличивают ширину сателлита, ставя его на два или три подшипника (см. рис. 5.22). [c.160]

Допускаемые напряжения. При расчете зубьев колес на контактную прочность допускаемые напряжения определяются в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев (табл. 10. 2). [c.220]

При работе машин в их деталях во многих случаях возникают напряжения, переменные во времени. Как известно из предыдущего в этих случаях расчеты на прочность целесообразно выполнять в виде проверочных, определяя расчетный коэффициент запаса прочности и сравнивая его с требуемым. Допускаемое напряжение при переменных нагрузках определяют сравнительно редко, так как оно зависит от коэффициента концентрации напряжений и масштабного фактора, которые в стадии предварительных проектных расчетов более или менее точно установить невозможно. Лишь для некоторых элементов, например зубчатых колес, у которых коэффициент концентрации напряжений можно установить до выполнения чертежа, определяют допускаемые напряжения с учетом переменности рабочих напряжений во времени. [c.331]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев прямозубой конической передачи выполняют по аналогии с прямозубой цилиндрической передачей [см. формулу (9.25)], но для расчетов конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими прямозубыми колесами 1, начальные окружности которых представляют собой развертки средних дополнительных конусов 2 (рис. 9.31). Диаметры делительных окружностей эквивалентных колес [c.207]

Расчет на прочность лопасти осевого и диагонального рабочих колес приближенными методами. Рассчитывают лопасть как консольную балку, [c.162]

Расчет на прочность крышки рабочего колеса (рис. V.21) производится так же, как крышки турбины и других кольцевых деталей (см. IV.7). Значения интегралов п, т а I или п и т определяют по формуле (IV. 110). [c.171]

Как определяется среднее допускаемое контактное напряжение для расчетов на прочность передач с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса 70 НВ и средней твердости рабочих поверхностей зубьев колеса Н< <350 НВ [c.132]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

Расчеты передач фрикционные на контактную усталость ременные по тяговой способности и на долговечность зубчатые на прочность зубьев при изгибе на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на предупреждение заедания червячные на контактную усталость поверхностей зубьев колеса, на предупреждение заедания, на предупреждение излома зубьев колес и на нагрев глобоидные на износ и нагрев цепные на износостойкость шарниров. [c.145]

В ЦКТИ и на ЛМЗ созданы приближенные методы расчета на прочность втулок и поворотного механизма рабочих колес. [c.164]

При выбранных числе оборотов турбины и диаметре трущегося кольца уплотнения потери мощности на трение являются линейной функцией от длины щелевого уплотнения. Расчетом обнаруживается, что суммарные потери мало меняются с изменением длины верхнего уплотнения при оптимальном числе ячеек расширения. Поэтому длину верхнего уплотнения рекомендуется выбирать минимально возможной по условиям прочности и компоновки узла. Для нижнего обода рабочего колеса длина щели уплотнения не определяет величины потерь на трение и должна выбираться из условия минимума объемных потерь и по конструктивным соображениям. [c.92]

Данное же руководство ставит себе более узкие цели. Не давая ни полной теории и расчета рабочего процесса и основного рабочего органа турбины — ее рабочего колеса, ни расчета на прочность ее деталей, оно ие предназначено для машиностроителей. Его основная задача — обслуживать проектировщиков гидростанций и отчасти эксплуатирующих их инженеров. [c.4]

Пользуются также методикой расчета зубьев зубчатых колес редукторов на прочность рабочих поверхностен зубьев по контактным напряжениям сдвига. [c.149]

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]

Расчет червячной передачи на контактную прочность должен обеспечить отсутствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев и отсутствие заедания. Для зубьев червячных колес да чугуна или твердых безоловянных бронз выход из строя от заедания более вероятен, чем усталостное разрушение рабочих поверхностей. Для этих материалов бн] устанавливаются на основе эксперимента, гарантирующего отсутствие заедания. [c.244]

Расчет передачи на прочность по удельной нагрузке (для неметаллических катков). Ширину катков Л определяют из условия ограничения смятия рабочих поверхностей катков, исхода из допускаемой удельной нагрузки [< ] на единицу длины контактной линии. Длина контактной линии в цилиндрических передачах равна ширине колес В (см. рис. 31.4). Поэтому при силе прижатия Q нагрузка на единицу длины контактной линии составит [c.378]

Учитывая возможные виды разрушения зубьев колес, расчет их ведут на изгиб и контактную прочность рабочих поверхностей. [c.422]

При переменной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле (7) на стр. 313, в которой Ср = 1, х = 4 при расчете на прочность рабочих поверхностей зубьев бронзовых колес по контактным напряжениям, X = 9 при расчете прочности этих зубьев на изгиб. [c.340]

Увеличение мощности при сохранении габаритных размеров вызывает резкое увеличение нагрузки на детали и необходимость соответствующего повышения статической и динамической прочности. С этой целью необходимо широкое применение экспериментальных методов определения фактических напряжений и деформаций. В качестве примера может быть приведена втулка рабочего колеса Куйбышевской ГЭС весом 82 т, которая имеет сложную форму и подвергается действию сложной системы сил. Для ее расчета с помощью экспериментальных методов на моделях из пластмассы были уточнены распределение напряжений, деформации, влияние присоединенных деталей. Для расчета лопасти рабочего колеса был создан уточненный метод, проверенный на модели оптическим методом, а также тензометрическими датчиками кроме того, были исследованы вибрационные свойства лопасти. Это дало конструкторам большой материал для правильного конструирования турбин и снижения их конструктивной металлоемкости. [c.7]

Расчет на прочность поверхностей зубьев цилиндрических передач и расчет на износ глобоидных являются основными. Для червячных цилиндрических и глобоидных передач предельно допустимая нагрузка определяется контактной прочностью рабочих поверхностей зубьев колеса. [c.292]

Расчет конических передач на прочность регламентируется теми же критериями работоспособности, что и расчет цилиндрических зубчатых передач, т. е. их рассчитывают из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев. По этому условию при проектном раечете определяется внешний делительный диаметр колеса [c.463]

Расчет крышки турбины на прочность производят для трех состояний при нормальной работе турбины (рис. IV.22, б) при полном сбросе нагрузки с генератора и закрытом направляющем аппарате (рис. IV.22, в) при аварийном состоянии в случ е срыва лабиринтных колец на ступице радиальноосевого рабочего колеса, когда на всю нижнюю поверхность крышки действует давление (такое же, клк на входе в уплотнение). В последнем случае допускают повышенные на 0% напряжения. Такой расчет проводят для гидротурбин, работающих при повышенных напорах. [c.133]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Расчет зубьев колеса на статическую прочность заключается в проверке контактной прочности рабочих поверхностей зубьев колеса и прочности их на изгиб под действием максимальной кратковременно действующей нагрузки. К такой нагрузке, вызывающей контактные и изгибные напряжения, обычно относят пиковый момент Гпик-Условия прочности имеют вид [c.111]

Данная задача встречается в расчете червячного зацепления с обычным, наиболее часто применяемым, архимедовым червяком. Рабочие поверхности нарезки такого червяка образованы наклонными геликоидами . Если пренебречь силами трения между зубцом червячного колеса и ниткой червяка, то вектор /г(щ, п , пз), приложенный в точке 0(0 , 0 , Оз) (лежащей на так называемом начальном цилиндре червяка), можно считать за равнодействующую всех сил, с которыми зуб колеса действует на нитку червяка. Однако для расчетов на прочность важно знать величину не вектора, а его составляющих р, q, г. Поэтому нужно определить эти составляющие, причем либо р (окружное усилие колеса), либо q (окружное усилие червяка) заранее известно, а другие две составляющие нужно выразить через известную третью. Отметим, что угол при вершине трапецеидального профиля, винтовым движе- [c.253]

Расчет на прочность тихоходных рабочих колес, обод и ступицу которых можно рассматривать как иски с криволинейными образующими, а короткие лопасти — как оболочки, ведется аналогично расчету, разработанному В. Ф. Рисом для рабочих )солес компрессоров и лопастных насосов [29]. [c.191]

Вал представляет собой упругую деталь, объединяющую рабочее колеса и ротор генератора, и должен обеспечивать статическую и динамическую прочность агрегата при всех режимах работы. Прочность вала может быть достаточной в рабочих, переходных и разгонном режимах, если собственная частота колебаний ротора в этих режимах не будет совпадать или не окажется близкой к частоте вынужденных ко/ебаний. Расчет на колебания позволяет определить собственные частоты и, соЕоставив их с вынужденными, оценить, как далеко от резонансных явлений находится система. [c.201]

Оценка сопротивления малоцикловому разрушению является для деталей авиационных двигателей важным этапом расчетов на прочность, дополняя сугцествуюгцие традиционные методы расчета [2—4, 13, 14]. Рабочие лопатки турбин рассчитываются на кратковременную и длительную статическую прочность оценивается вытяжка пера — для обеспечения зазоров между рабочим колесом и корпусом и для обеспечения натяга между бандажными полками. Материал лопаток, кроме обеспечения прочности, должен иметь достаточную жаростойкость и сопротивление эрозии. Для определения величины натяга в полках производится расчет на релаксацию напряжений и ползучесть в процессе длительной работы на стационарных режимах. [c.82]

Всякое изменение развиваемой гидротурбинной мощности, вызванное колебанием полезной нагрузки, сопровождается изменением расхода воды через регулирующий орган. Поэтому во время перехода турбины с одного режима работы на другой в напорном трубопроводе возникают колебания напора, вызванные явлением гидравлического удара. Эти колебания можно всегда сделать очень малыми, если выбрать достаточно большое время процесса регулирования. Но согласно уравнению (76), чем длительнее расхождение между Л/д и тем больше соответствующая избыточная или недостающая работа, а следовательно, тем больше будет отклоняться в процессе регулирования угловая скорость турбины от ее начального нормального значения Шд. Значительное колебание оборотов турбины не может быть допущено, так как оно отрицательно отзывается на обслуживаемых производственных процессах. С другой стороны, уменьшение времени переходного режима вызывает увеличение колебания напора, которое может достигнуть недопустимой с точки зрения прочности трубопровода и турбины величины. Для турбин низконапорных, у которых удельный вес ELv камеры рабочего колеса и всасывающей трубы в общей величине nlv велик (достигая 50 — 60%), предельная величина гидравлического удара определяется допустимым понижением давления в горле всасывающей трубы, которое, во избежание разрыва столба воды, не должно близко подходить к абсолютному нулк5. Поэтому на практике всегда приходится подбирать такое время процесса регулирования, которое было бы приемлемо и с точки зрения колебания угловой скорости (оборотов) турбины и с точки зрения колебания напора. Решение этого вопроса и составляет предмет расчета гарантий регулирования. [c.180]

Для деталей, в поверхностных слоях которых возникают контактные напряжения (например, фрикционные катки, зубчатые колеса, тела качения и кольца нодшипников качения), решающую роль в большинстве случаев играет не общая (объемная) прочность, а прочность рабочих поверхностей — контактная прочность. В тех случаях, когда возникающие контактные напряжения переменны во времени, расчет на контактную прочность имеет целью гарантировать отсутствие усталостного разрушения (выкрашивания) рабочих поверхностей деталей в течение заданного срока их службы. Для деталей машин характерен расчет на контактную выносливость (усталостную контактную прочность), а не на статическую контактную прочность, хотя такие случаи также встречаются. [c.18]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

С целью уменьшения количества типоразмеров насосов до минимума подавляющее большинство фирм и предприятий используют одни и те же насосы на двух, а иногда и на трех числах оборотов с изменением в необходимых случаях наружного диаметра рабочего колеса. Однако это приводит к некоторому перетяжелению насосов, так как расчет на прочность приходится производить по максимальным параметрам насоса, но это в значительной мере окупается при производстве меньшей номенклатуры насосов. [c.61]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...