Расчет валов по допускаемой нагрузке

Расчет валов по допускаемой нагрузке [c.158]

РАСЧЕТ ВАЛОВ ПО ДОПУСКАЕМОЙ НАГРУЗКЕ [c.159]

Заметим, что расчет по допускаемой нагрузке, дающий экономию материала, применим только для валов из пластичного материала, передающих постоянный момент, когда критерием прочности является предел текучести материала. [c.160]

В результате переход к расчету по допускаемым нагрузкам позволяет уменьшить диаметр вала в отношении [c.434]

Предварительный расчет валов. Для выполнения расчета вала необходимо знать его конструкцию (места приложения нагрузки, расположение опор и т. п.). В то же время разработка конструкций вала невозможна без предварительной оценки его диаметра из условия прочности вала на кручение по известному крутящему моменту. Допускаемые напряжения принимают пониженными, поскольку не учитывается влияние изгибающего момента. Кроме того, установлено, что при расчете валов на жесткость их диаметры получаются больше, чем при расчете на прочность, и рабочие напряжения оказываются невысокими. [c.311]

Сравнивая формулы (9.7.2) и (9.7.1), видим, что диаметр вала, определенный по разрушающей нагрузке, составляет У12/6=0,91 от диаметра, определенного из условия прочности по допускаемым напряжениям. Следовательно, метод расчета по разрушающей нагрузке более точен и дает возможность экономично расходовать материалы при изготовлении валов. Однако конструкторы при расчете валов отдают предпочтение методу расчета по допускаемым напряжениям, обеспечивающему более надежную работу вала. [c.135]

Определив размеры вала из условия прочности, проверяют вал на жесткость по формуле (9.14). Допускаемый относительный угол закручивания вала принимают следующим при статической нагрузке [0 ] = О,3 на каждый метр длины вала при переменных нагрузках [0 ] = О,25°, а при ударных нагрузках 0°] = О,15 . Учитывая, что формула (9.14) выражает угол закручивания в радианах, приведенные допускаемые значения углов нужно перевести в радианы, умножив их на л/180. Если при проверке окажется, что условие жесткости (9.14) удовлетворяется, то на этом обычно и заканчивают расчет вала. В противном случае размеры вала нужно подобрать из условия жесткости (9.15) [c.234]

Для валов, работающих с резко переменным режимом, при расчете по максимальной нагрузке, когда коэффициент долговечности меньше единицы, допускаемые напряжения следует соответственно понизить. Допускаемые напряжения можно повысить, увеличив прочность вала технологическими или конструктивными мероприятиями местными упрочнениями, увеличением радиусов выкружек, применением разгрузочных канавок на ступицах сидящих деталей и т.п. [c.24]

Упорные для монтажа осевых цапф (кольцевых, торцовых подшипники или гребенчатых), воспринимают осевые силы и предотвращают смещение вала в осевом направлении. Если они установлены на конце вертикального вала, то их называют подпятниками. Формы, размеры и допускаемые нагрузки упорных цапф и основные инструкции по их конструированию приведены в разделе Цапфы, оси и валы (стр. 105). Подробный расчет проводится [c.198]

Проектный расчет валов проводят условно только на кручение по известному крутящему моменту Т. Так как в этом случае не учитывают влияние изгиба, концентрацию напряжений, характер нагрузки, то для получения более достоверных результатов используют пониженные значения допускаемых напряжений на кручение [т ]. [c.184]

Указанные выше первое и второе по ложения кривошипа требуется знать только для расчета вала на прочность по допускаемым напряжениям. Для этого расчета безразлично, будет ли нагрузка вала соответствовать длительному или кратковременному редко повторяющемуся режиму работы двигателя. [c.166]

Для валов универсальных станков, работающих с сильно переменным режимом, при расчете по максимальной нагрузке, когда коэффициент долговечности меньше единицы, допускаемые напряжения могут быть соответственно повышены. [c.173]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

Ф01 6221 501 ПС). Все = 8 6 34"), Максимальные вращения зубчатых передач, а также формула для расчета моЩ кости те же, что и для редукторов типа Ц2. По ГОСТ 16162—85 допускаемая консольная нагрузка Р Н, приложенная к середине посадочной части тихоходного вала, Ру = 250 -/Жр, где М — вращающий момент на выходном тихоходном валу, Н-м. Типоразмеры редукторов, их нагрузочные и геометрические характеристики приведены в табл. V.L49—V.L63, а схемы сборок — на рис. V.I.6. Эти редукторы часто используют для механизмов передвижения кранов. [c.216]

Максимальным моментом называется наибольший момент, который может быть развит двигателем при плавном увеличении нагрузки на его валу. Перегрузочная способность — отнощение максимального момента к номинальному. Допускаемая загрузка двигателей определяется относительной продолжительностью включения (ПВ) отношением суммы времени работы двигателя в течение цикла к общей продолжительности цикла работы крана. При расчетах и проектировании электропроводов ПВ для двигателей принимается равной 15, 25, 40, 60 или 100%. Марка двигателя состоит из названия серии и ряда цифр. Первая цифра обозначает размер двигателя (по диаметру статорных листов), вторая - модернизацию, третья -длину сердечника статора, последняя — число полюсов. Например, марка двигателя МТК-311-8 расшифровывается так двигатель короткозамкнутый с нагревостойкой изоляцией, третьей величины, модернизирован, первой длины, имеет восемь полюсов. [c.36]

Редукторные валы следует рассчитывать на жесткость, устанавливая значения прогибов и углов поворота, исходя из отсутствия значительной концентрации нагрузки по длине зубьев. Так как расчет яа жесткость является более трудоемким, чем расчет на прочность, то обычно ограничиваются лишь последним, но принимают заведомо пониженные значения допускаемых напряжений с тем, чтобы диаметры валов получились достаточно большими, т. е. чтобы они обладали необходимой жесткостью. [c.159]

Расчет валов (осей) на статическую прочность ведут по наибольшей кратковременной нагрузке, которую опруеделяют исходя из наиболее тяжелых условий работы с учетом динамических нагрузок и колебаний. В нескольких сечениях вала, назначаемых с учетом эпюры моментов и размеров сечений, определяют коэффициент запаса прочности по пределу текучести и сравнивают его с допускаемым [s ] = 1,5 + 2,0 [c.172]

Расчет многоопорных конструкций двухкривошипных валов ведут по разрезной схеме, рассматривая каждую из двух частей вала как одноколенчатый двухопорный вал. Из-за больших осевых усилий, возникающих на червяке червячной передачи, особое внимание следует уделить выбору его подшипников. Их выбирают по эквивалентной нагрузке. Наиболее рационально применять радиально-упорные подшипники, так как упорные подшипники имеют слишком большие размеры по оси вала. Многие ножницы для листового металла имеют механический привод прижимной балки, а прижимную балку сплошную, жесткую. Жесткая прижимная балка не может обеспечить равномерного распределения усилия прижима по длине балки. В таком приводе наблюдаются частые поломки пружин. Поэтому при модернизации указанного узла рекомендуется использовать отдельно подпружиненные прижимы или применять отдельные гидравлические прижимы. В гидравлическом приводе прижимов наиболее уязвимым местом является втулка ролика поршня насоса. Ролик получает перемещение от кулачка И, расположенного на коленчатом валу (см. рис. 12.2). Допускаемые удельные усилия на контактных поверхностях роликов [ 1 с 150 МПа. [c.172]

Модель 7АСРСК дает возможность определить допускаемую силу на ползуне по прочности зубчатой передачи. Для расчета этой силы, как и при расчете допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала, введем постоянную нагрузку на ползуне, равную номинальному усилию пресса и направленную вверх. Приложение постоянной нагрузки воспроизводится с помощью модели источника фазовой переменной типа потока (элемент ТК). В полюсах модели 7АСРСК на каждом шаге интегрирования вычисляются радиальные силы и крутящие моменты в виде фазовых переменных типа потока. При этом учитываются упругие свойства контакта зубьев, силы трения в зацеплении, их распределенность по длине рабочей части линии зацепления, изменения на- [c.519]

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]

В 1971 году в издательстве Наука вышел в свет сборник оригинальных работ Степана Прокофьевича Тимошенко Устойчивость стержней, пластин и оболочек , который был полностью просмотрен и одобрен автором. В этом сборнике дан был очерк жизни и научного творчества С. П. Тимошенко. Предлагаемый вниманию читателей сборник также был просмотрен автором и составлен согласно его желанию, хотя и выходит он уже после смерти С. П. Тимошенко, произошедшей 29 мая 1972 года в городе Вуппертале (Федеративная Республика Германия) на девяносто четвертом году жизни. Здесь содержатся двадцать шесть оригинальных работ С. П. Тимсшечко по проблемам прочности и колебаний элементов конструкции. Эти исследования посвящены изучению резонансов валов, несуш,их диски, эффективному анализу продольных, крутильных и изгибных колебаний прямых стержней посредством использования энергетического метода и применению общей теории к расчету мостов при воздействии подвижной нагрузки, вычислению напряжений в валах, лопатках и дисках турбомашин, расчету напряжений в рельсе железнодорожной колеи как стержня, лежащего на упругом сплошном основании, при статических и динамических нагружениях. Детально рассмотрены важные вопросы допускаемых напряжений в металлических мостах. [c.11]

Вопросы для самопроверки. 1. Для чего применяют оси и валы 2. Чем отличается ось от вала 3. По каким признакам классифицируют валы 4. Как соединяются валы (оси) с насаживаемыми на них деталями 5. Из каких материалов изготовляют оси и валы 6. Что называется цапфой, шипом, шейкой, пятой 7. Укажите основные конструктивные формы пят. 8. Какие деформации испытывает ось и какие — вал 9. В чем различие в расчете вращающейся и неподвижной осей 10. Изобразите схему нагружения вала одноступенчатого косозубого цилиндрического редуктора и покажите характер эпюр изгибающих и крутяпшх моментов. 11. Будут ли одинаковы массы вращающейся и неподвижной осей, если они спроектированы из одного материала для одинаковой нагрузки и имеют одну длину 12. Почему для изготовления валов общего назначения не рекомендуется применять легированные стали 13. Для какой цели применяют кривошипные и коленчатые валы 14. Как выбирают допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей 15. Во сколько раз надо увеличить диаметр вала, чтобы его прочность (жесткость) возрос. а [c.199]

Пример 8.5. Проектировочный расчет планетарной передачи. Спроектировать планетарную передачу при следующих исходных данных частота вращения быстроходного вала ng 280 об/мин й тихоходного = 42 об/мин значения нагрузки Л1б и продолжительности работы даны в табл. 8.4 и на гистограмме (рис. 8.4, а) центральное колесо а и сателлиты g изготовлены из стали 25ХГТ, нитроцементированные с твердостью поверхности HR Ъ — и сердцевины HR 32 — 45, нешлифованные и без деформационного упрочнения исходный контур зацепления по ГОСТ 13755 — 68 == 0 лг =3 степень точности передачи по нормам плавности 8-я (ГОСТ 1643 —-72) шероховатость активных поверхностей зубьев соответствует 7-му классу по ГОСТ 2739—73 допускаемое отклонение передаточного отношения 3%. Расчет приведен в табл. 8,5. [c.147]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...