Расчет дисков колес

Таким образом, для определения нагрузочного режима дисков колес необходимо рассчитать плотности распределения изгибающих моментов от действия боковых и нормальных сил и найти их композицию по формуле (5.36). В расчетах дисков колес на долговечность в первом приближении можно ограничиться рассмотрением только длительно действующих изгибающих моментов от вертикальных нагрузок. Правомерность такого упрощения обусловлена относительной кратковременностью действия боковых сил, возникающих при криволинейном движении автомобиля [96]. [c.217]

При расчете опасного сечения диска колеса установлено, что его толщина должна быть, к примеру, 3 мм, что определяет и соответствующую массу детали. При разработке технологического процесса отливки детали установлено, что толщина стенки должна быть 5 мм и допуск на размер будет только в сторону увеличения. [c.132]

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]

В конструкциях встречаются диски значительной толщины, иногда соизмеримой с радиусом. Для них методы расчета, использующие гипотезы плоского напряженного состояния и жесткой нормали, не пригодны. Расчет пространственного напряженного состояния стал возможен в связи с разработкой метода конечных элементов (МКЭ), позволяющего реализовать хорошо разработанные процедуры решения упругопластической задачи, и внедрением ЭВМ достаточно большой эффективности. При расчете центробежных колес турбомашин (крыльчаток) необходимо учитывать взаимодействие лопаток и несущих дисков. Для этой цели разработаны уточненные методы расчета, реализуемые на ЭВМ. [c.6]

В большинстве.случаев при расчете радиальных колес напряженное состояние считается осесимметричным. При числе лопаток 2л > 12 допущение об осевой симметрии напряженного состояния несущих дисков не вносит большой погрешности [ПО]. [c.174]

Расчет центробежных колес с помощью метода конечных элементов. Метод конечных элементов, использование которого для расчета пространственного напряженного состояния в осесимметричных дисках показано в гл. 5, перспективен для рассмотрения центробежных рабочих колес. Выбор соответствующих элементов позволяет достаточно подробно рассмотреть как несущие диски, так и лопатки. В работе [138] решена осесимметричная задача расчета центробежных колес. Однако основное преимущество метода, позволяющего рассмотреть реальное деформирование с помощью комбинации различных элементов [46], при этом теряется. [c.197]

Чтобы вычертить передачу, необходимо знать не только формулы геометрического расчета зубьев колеса, о чем говорилось выше, но надо знать также формулы конструктивного расчета элементов колеса — обода, диска, ступицы и т. д. На рис. 325 приведены обозначения, а в табл. 12 — параметры для расчета цилиндрических зубчатых колес. [c.325]

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]

Целью работы является сопоставление с экспериментом результатов расчета рабочего колеса, причем при расчете в одном случае колесо считалось конструктивно ортотропным диском, в другом — не учитывалась жесткость лопаток, которые рассматривались как присоединенные массы. [c.7]

Расчет рабочего колеса как конструктивно ортотропного диска рассмотрен в работах [1 и 2]. В этих работах задача сведена к решению краевого интегрального уравнения относительно интенсивности радиальных усилий. [c.7]

Расчет рабочего колеса как конструктивно ортотропного хорошо согласуется с экспериментом для радиальных и окружных напряжений в диске. [c.15]

Расчет рабочего колеса, когда лопатки рассматриваются как присоединенные массы, дает несколько завышенные значения напряжений в диске (особенно для окружного напряжения). Однако, чем меньше высота лопаток, тем расчетные значения ближе к экспериментальным. [c.15]

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]

Условные графические обозначения на кинематических схемах в ортогональных проекциях установлены ГОСТ 2.770—68 (СТ СЭВ 2519—80). Наглядные пояснения основных из них были даны на рис. 230. Другие обозначения, часто встречающиеся в кинематических схемах, поясняются в этом стандарте. Применяют также наглядные (в аксонометрических проекциях) схемы (рис. 233, сведения, необходимые для кинематических расчетов, не приведены). Преимущества таких схем очевидны более наглядно показана передача с помощью цилиндрических зубчатых колес 7, конических 6, 8 червячные передачи 2, 12 реечная передача с сектором 3 кулисно-рычажная система с диском 5. [c.277]

На следующем этапе (эскизное проектирование) выполняются проектировочные расчеты, позволяющие приближенно определить размеры основных деталей (шестерен, валов, муфт и др.) и сделать эскизный чертеж проектируемого устройства. Размеры некоторых элементов деталей (например, обода, диска, ступицы зубчатого колеса, литого или сварного корпуса и т. д.) можно определить по рекомендациям, составленным на основе опыта проектирования подобных конструкций. На параметры многих деталей машин (подшипники, муфты, смазочные устройства и др.) имеются ГОСТы, ознакомление с которыми и применение — одна из важных задач курсового проектирования. [c.6]

Аналогично, при громадном разнообразии машин все они состоят из отдельных деталей, т. е. простейших частей, изготовляемых без применения сборочных операций. При этом многие из деталей встречаются в самых различных машинах вне зависимости от их назначения и конструкции. Такие детали принято называть деталями общего назначения. Это детали, служащие для соединения частей машин, — болты, винты, штифты, шпонки и т. п., детали передач вращательного движения — зубчатые колеса, шкивы, червяки и червячные колеса, цепи и звездочки для цепей, валы, оси, подшипники и др. Наряду с указанными широко применяются также детали, специфичные лишь для определенных машин или категорий машин. Перечень таких специальных деталей также чрезвычайно велик. Так, в поршневых машинах применяют поршни, шатуны в турбинах — роторы, диски в сельскохозяйственных машинах — лемехи. Изучению расчета и конструирования де- [c.322]

Вначале рассмотрим вал, на котором укреплено N одинаковых, удаленных друг от друга на одинаковое расстояние дисков, каждый из которых имеет момент инерции 0. На одном конце вала укреплено маховое колесо, момент инерции которого равен вг (фиг. 1П). Жесткость вала, расположенного между двумя соседними дисками, обозначим через k. Постоянное сечение вала простирается от сечения О до сечения 1. Маховому колесу соответствует участок вала длиной "Г2. Жесткость этого участка обозначим через kx2. Для упрощения расчетов введем вместо жесткости коэффициент деформируемости [c.276]

На самом деле, конечно, ясно, что при отсутствии скольжения на фрикционных дисках, когда пара 1—2 представляет собой высшую пару типа к, как это было принято при расчете, механизм будет обладать одной степенью свободы, т. е. определенному повороту колеса 1 будет соответствовать определенный поворот колеса 2. [c.42]

Для дифференциального деления необходимо определить (табл. 30) 1) число оборотов рукоятки и 2) величину передаточного отношения (З сменных зубчатых колес и 3) направление вращения диска. Вместо заданного числа делений г, которое нельзя осуществить методом простого деления, задаются таким произвольным числом делений х, на которое деление этим способом возможно, и ведут расчет на это число делений. [c.496]

Распределение степени радиальности, высоты проточной части и относительных скоростей в РК (рис. 1.10) показывает, что оптимальные высоты проточной части вполне приемлемы, однако, во всем диапазоне G < Wi, т. е. течение в рабочем колесе замедленное. Как указывалось выше, это может привести к увеличению потерь энергии в РК и исказить результаты оптимизации. Вместе с тем данная методика расчета позволяет оптимизировать параметры РОС при наличии ограничений, налагаемых на них с целью получения приемлемой конструкции. В данном случае таким ограничением может быть 1У2 и к. п. д. т) при оптимизации с учетом трения диска также резко падает в области малых безразмерных расходов, оставаясь вместе с тем существенно выше внутреннего к. п. д., полученного при оптимизации по т и. [c.35]

При формировании алгоритмов расчета колебаний рабочих колес, находящихся в поле центробежных сил, для их дисковой части обычно используют уравнения равновесия элемента диска [c.117]

Здесь использованы те же обозначения, что и ранее (см. рис. 4.2). Силы yVr и Л/<р, действующие на элемент диска, предполагаются известными. Их определяют в предварительном расчете при загру-жении рабочего колеса центробежными силами и неравномерным нагревом по радиусу. При составлении уравнений (6.4) для колеблющегося диска предполагается, что силы Nr и, оставаясь постоянными во времени по модулю, изменяют в процессе колебаний направление, будучи всегда направленными по соответствующим касательным к искривляющейся срединной поверхности (следящие силы). [c.117]

Расчет колес с покрывающим диском [c.183]

Лопатки могут быть радиальными или изогнутыми. Для нена-гружеиных колес или предварительной оценки используют метод присоединенных масс, основная идея которого заключается в представлении лопаток в виде осесимметричных распределенных боковых сил без учета изгиба основного диска [92, 107] или с учетом изгиба [56, 67]. В этом случае жесткость лопаток на растяжение не учитывают. При расчете диска на растяжение по формулам гл. 1 или при несимметричном меридиональном сечении при расчете диска на изгиб по формулам гл. 2 вводят приведенн] плотность материала [c.174]

Расчет полуоткрытых колес как конструктивно-ортотропных пластин. Рассмотрим колесо как конструктивно-ортотропный слабоизогнутый диск, работающий на растяжение и изгиб. Расчет изотропных дисков на растяжение и изгиб, в том числе и с начальным искривлением (пологих оболочек) срединной поверхности, рассмотрен в гл. 2. В этом параграфе использован метод расчета конструктивно-ортотропных пластин, предложенный в работе [15]. [c.175]

Чтобы определить распределение нормальной нагрузки от дороги на одно колесо, воспользуемся преобразованием jR = aJil2. Получим нормальное распределение величины R (кН), которое можно применить, например, для расчета подшипников ступиц колес, используя изложенную в 4.4 методику. Выполнив еще одно преобразование М = IxR, где =0,16 м —вылет диска колеса указанного автомобиля, найдем распределение изгибающего момента М (кН-м) [c.219]

Дальнейшее теоретическое исследование течения в рабочем колесе центробежной ступени приводит к сложной задаче определения трехмерного неустановившегося течения в пространственной круговой решетке конечной ширины с учетом формы переднего и заднего дисков колеса. Решение этой задачи приводится в работах С. В. Валландера (1958), Г. Ю. Степанова (1962), А. Ф. Макарова (1967), Я. А. Сироткина (1959, 1967) и др. К числу нерешенных на сегодняшний день вопросов следует также отнести вопрос о расчете пограничного слоя, образующегося ва лопастях пространственной круговой вращающейся решетке рабочего колеса. [c.852]

Для колес с мембранообразвыми дисками следует учитывать, что перекос зубчатых колес пары частично компенсируется деформацией диска, приводящей к благоприятному отклонению оси колеса от касательной к нейтральной линии деформированного вала колеса. Специальному анализу подлежат и бочкообразные зубья. При выборе профиля бочки в соответствии с данными, приведенными в табл. 25, и указаниями на стр. 92 расчет зубчатых колес с твердыми поверхностями зубьев можно производить согласно указанию 7, данному ниже. [c.115]

Перейдем теперь к расчету параметров запирающего устройства, изображенного на рис. П.1, б. При покое ведомого колеса 2 его фиксация достигается тем, что два запирающих зубца касаются окружности выступов колеса /. В этом случае запирающий диск совмещен с ок1)ужностью выступов колеса 1. У ведомого колеса 2 все незапирающие зубцы должны быть укорочены по длине. Запирающий диск колеса 1 выполняется несплошным, в нем про-фрезерованы впадины тех зубцов, которыми снабжено колесо 1 (рис. 11.3). Касание запирающих зубцов ведомого колеса 2 с окружностью выступов колеса 1 достигается выбором определенного значения коэффициента коррекции колес / и 2. Обозначим через р, [c.394]

По мере последовательного прохождения пара через ступени турбины объем его увеличивается и соответственно должны увеличиваться сечения для прохода пара растут диаметры колес и длины лопаток, увеличиваются также механические на-пряжепия в дисках колес и лопатках. Поэтому мощность турбины, вырабатываемая потоком пара, имеет предел, определяемый прежде всего высотой лопаток последнего ряда. Расчеты показыва- [c.122]

Определить катет сварных швов прикрепления диска сварного зубчатого колеса к ступице (см. рис. 4.18). Основное допускаемое напряжение на растяжение для материала диска (сталь Ст. 3) (а]р = 160 Мн м . Сварка выполнена вручную электродами Э42А. Колесо передает мощность N = 180 тп при п = 115 о61мин й ,, = 830 мм = 225 мм-, d — 140 мм = 730 мм. При расчете принять, что момент, передаваемый колесом, изменяется по пульсирующему циклу. [c.52]

За исходный параметр геометрического расчета передач в 1ут-рсннего и внешнего деформирования принимается величина максимальной относительной деформации гибкого колеса Wfjr,. Уравнение д 1я определения расчетного числа зубьев условпоТо колеса в1> водится на основе уравнения срединной линии деформированного гибкого колеса (см. Шувалов С. А., Волков А. Д. Деформация гибкого зубчатого колеса волновой передачи двумя дисками, Известия вузов. № 10, 1974) [c.431]

Основными элементами, образующими зубчатое колесо, являются зубья, обод, спицы или диск, ступица (втулка). Ободом называется часть колеса, соединяющая все его зубья в одно целое. Ступицей (втулкой) называется часть колеса, служащая для установки колеса на валу. Спицы и диск предназначены для соединения обода со ступицей, причем диск применяется преимущественно в колесах малого диаметра. Формы сечения обода и спицы различны. Наиболее распространенной формой сечения ободьев является тавровая, а спиц — крестообразная и эллиптическая. Зубья колес малого диаметра, у которых диаметр окружности впадин мало отличается от диаметра вала, нарезают на утолн енной части вала (рис. 16.8, а). Наоборот, колеса очень большого диаметра [d > 2000 мм) или колеса, у которых зубчатые венцы и центры должны быть сделаны из различных материалов, изготовляют со съемными зубчатыми венцами, скрепляя последние с центром колеса (рис. 16.8, д). Для снятия остаточных напряжений при отливке, удобства постановки на место и транспортировки очень большие колеса делают составными из двух половин, причем плоскость разъема колеса должна быть посередине двух диаметрально противоположных спиц и проходить между зубьями. Зубчатые колеса выполняют литыми, коваными, штампованными, сварными. Расчет почти всех размеров элементов зубчатых колес со спицами (рис. 16.8, г) производится по эмпирическим формулам. Ширина обода Ь = - d. Толщина обода [c.315]

Достигнутые результаты научных исследований прочности в машиностроении нашли практическое приложение в создании новых и усовершенствовании суш ествующих методов расчета и испытания деталей машин и элементов конструкций, широко используемых промышленностью. Эти результаты, а также опыт расчета на прочность и конструирование деталей машин получили обобш ение в ряде монографий, руководств, справочников и учебников, подготовленных отечественными учеными за 50 пет Советской власти, что способствовало использованию на практике новых данных теоретических и экспериментальных работ. В ряде отраслей опубликованы руководства по прочности валов и осей, резьбовых соединений, пружин, зубчатых колес, лопаток и дисков турбомашин, корпусов котлов и реакторов, трубопроводов, сварных соединений и др. Разработанные методы расчета на основе исследований прочности оказали суш,ественное влияние на улучшение конструкций деталей машин. Они количественно показали значение для прочности деталей уменьшения концентрации напряжений, снижения вибрационной напряженности, ослабления коррозионных процессов, улучшения качества поверхности, роль абсолютных размеров и многих других факторов. [c.44]

Для оценки напряженности рабочего колеса турбины TKP-U и последующего расчета на приспособляемость были определены тепловые напряжения, возникающие в диске в различные моменты времени при пуске и охлаждении. При этом использовались результаты исследования температурных полей при нестационарных тепловых режимах. Вначале расчет был произведен по приближенной методике, не учитывающей влияния жесткости лопаток и изгиба диска [38]. Затем был применен уточненный метод расчета упругих напряжений в дисках радиальных турбомашин, свобрдный от этих допущений [64]. [c.170]

Результаты свидетельствуют о том, что при повторных пусках и резких изменениях режима работы турбины в рабочем колесе возникают циклы знакопеременной пластической деформации. Исходя из диаграммы, имеются основания также предполагать, что при жестких переходных ре-жимах (высокая температура газа, резкое охлаждение) возможно сочетание знакопеременной деформации с односторонней. При этом согласно расчету должно иметь место прогрес-сирующее частичное разрушение — постепенная вытяжка тонкой части диска. [c.171]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...