Пример расчета вала на прочность

ПРИМЕР РАСЧЕТА ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ [c.104]

Приведем пример расчета вала (рис. IX. 15, а) на статическую прочность. На вал действуют две вертикальные силы F и F , одна горизонтальная сила / 2 Ри внешних момента 7 =4 кН-м, Г2==10 кН-м, 7 з = 6 кН-м, вызывающих деформацию кручения. Материал вала — сталь 45, предел текучести Су = 360 МПа, предел прочности а =610 МПа. [c.258]

Изложена современная методика расчета и конструирования валов и опор с подшипниками качения. Даны расчеты валов на статическую прочность, жесткость, колебания, на прочность при переменных нагрузках с определением коэффициентов запаса прочности по корректированной теории суммирования повреждений. Рассмотрено контактное взаимодействие деталей подшипника. Приведены технические требования к посадочным поверхностям, технические характеристики подшипников качения, рекомендации по конструированию, монтажу и обслуживанию подшипниковых узлов. Изложена новая методика расчета ресурса подшипников качения. Приведены примеры расчета и нормативные данные для их выполнения. Даны точностные расчеты валов на опорах с подшипниками качения, методические указания по выполнению рабочих чертежей валов, других деталей подшипниковых узлов. [c.4]

После окончательного подбора типоразмера подшипников быстроходного и тихоходного валов н вьшолнения проверочного расчета залов на прочность (см. 11.3, пп. 1,2) составляют схему нагружения подшипников (см. табл. 9.6), которую помещают в расчетную схему вала см. задачу 8). На схеме подшипников указывают направление и величину осевых Ка и и радиальных нагрузок каждого подшипника, осевую силу в зацеплении угол контакта а (для радиальноупорных подшипников) и типоразмер подшипника. Примеры схем нагружения при различных установках и типоразмерах подшипников даны на рис. 8.1...8.4. [c.137]

К первой группе следует отнести задачи, которые можно назвать тренировочными, задачи, которые зачастую не очень удачно называют примерами. Это задачи, в которых физическое существо вопроса обычно очевидно, не вызывает затруднений и основная цель их решения — закрепить знание формул, развить навыки в операциях с величинами, выражаемыми в различных единицах, развить технику счета. К задачам этой группы относится, например, такая определить из расчета на прочность при кручении диаметр вала, передающего момент 7=2,5 кН-м, если допускаемое напряжение [тк]=25 МПа. [c.17]

Приведем один пример. Дается задача на расчет вала редуктора на изгиб с кручением по одной из гипотез прочности, а затем для этого же вала с учетом переменности напряжений во времени определяются коэффициенты запаса прочности для двух предположительно опасных сечений. [c.30]

В машиностроении часто приходится встречаться с расчетами на прочность деталей, в которых при работе возникают напряжения, периодически изменяющиеся во времени. Одним из наиболее характерных примеров такого рода деталей являются валы различных передач. [c.298]

Ниже приводится пример расчета на прочность простейшего коленчатого вала. [c.303]

Чертеж вала представлен на рис. 212, графические построения даны на рис. 213. Пример расчета заимствован из книги М. И. Яновского. (Конструирование и расчет на прочность деталей паровых турбин. Изд-во АН СССР, 1947). [c.317]

Пример 5.3. Определить из расчетов на прочность и жесткость требуемые размеры поперечного сечения вала (рис. 5.15) в двух вариантах а) сечение — круг б) сечение — кольцо с отношением внутреннего диаметра к наружному с = 0,7. [c.166]

Расчетные нагрузки и расчетное число циклов. Этот расчет рассмотрим на примере трансмиссионного вала. Согласно стр. 15 расчет этого вала на усталостную прочность производим по нагрузкам, соответствующим положению тележки с грузом на расстоянии 1 I от опоры (рис. 42, а). Нагрузка на наиболее нагруженную опору А при этом будет равна [c.163]

Постоянные нагрузки по-разному влияют и на прочность машин. При расчете на статическую прочность они входят в суммарную нагрузку как простое слагаемое. В тех случаях, когда статическая нагрузка вызывает появление стационарных циклических нагрузок или циклических напряжений в элементах машин (как, например, в рассмотренном примере с нагружением зубьев зубчатых колес и валов механизма передвижения крана), ее влияние велико и его учитывают совместно с другими циклическими нагрузками. Если же постоянная нагрузка при действии на элемент вызывает в нем только постоянные напряжения, а от других нагрузок он испытывает циклические напряжения, то эквивалентное напряжение определяют так [c.35]

Пример 5.2. Вал диаметром i = 60 мм имеет частоту вращения я = 600 об/мин. Определить из расчетов на прочность и жесткость допускаемую мощность, которую может передавать вал, если = = 35 МПа, [фоЗ = 0,4 град/м. [c.129]

Пример 5. Подобрать и проверить на прочность подвижное шлицевое соединение вторичного вала коробки передач автомобиля (вращающий момент Т = 0,4 кН - м). Расчет провести для двух случаев шлицевое соединение прямобочное, = 28 мм, В = 32 мм шлицевое соединение эвольвентное, О = 35 мм. Материал сталь 45, термообработка — улучшение. Длина ступицы шестерни I = 55 мм. Условия эксплуатации средние, перемещение втулки без нагрузки. [c.77]

В книге изложены расчеты зубьев на изгиб и контактную прочность при сдвиге передач с цилиндрическими прямозубыми, косозубыми шевронными колесами, передач с коническими прямозубыми колесами, а также червячных передач приведены рекомендации по конструированию зубчатых и червячных колес, червяков, валов, корпусов редукторов, узлов с подшипниками качения и других элементов редукторов обш,его назначения, а также приводятся их конструкции приведены примеры расчета передач соответствующих редукторов. [c.2]

Пример 8.5. Определить из условия прочности на кручение диаметр вала, передающего мощность Р 52 кВт и вращающегося с постоянной угловой скоростью ш = 20 рад/с. Расчет произвести для двух случаев I) вал сплошного сечения 2) вал кольцевого сечения с = 0,8. Сравнить силы тяжести сплошного И полого валов. Примять [т] = 60 МПа. [c.293]

Кроме того, из этого же. примера заключаем, что в двигателях с зеркальной симметрией (как, например, в 6, 8-цилиндровых и т. д.) не может существовать свободная пара сил, вызывающая колебания всего двигателя вокруг горизонтальной оси, перпендикулярной к оси вала. Две пары сил, одна из которых в таких двигателях появляется в левой половине, а другая в правой половине с равными и противоположными моментами, не передаются наружу, а могут только создавать явление изгиба рамы и фундамента. Вертикальная же составляющая приведенной силы инерции в таких двигателях будет равна удвоенной вертикальной одной половины. Поэтому, при рассмотрении уравновешивания многоцилиндровых машин, могущих быть разбитыми на две одинаковы половины, может иметь значение лишь определение вертикальной составляющей приведенной силы инерции. Определение наибольшего момента может послужить лишь для расчета прочности рамы. [c.74]

Пример 70. Проверить прочность двухопорного коленчатого вала (риа 310) при нагружении его силой, приложенной к шатунной шейке перпендикулярно к плоскости колена, если [о] = 1 200 кГ смК При расчете принять,, что опоры сопротивляются скручиванию коренных шеек, но не препятствуют их повороту при изгибе (реактивные усилия в опорах изображены на рис. 310). Сечение шеек—-круглое, й = 2 сж сечение щек — прямоугольное, 1x4 см. [c.315]

Концентрацию напряжений при расчете на статическую прочность учитывают теоретическим коэффициентом концентрации напряжений о или а , значения которого имеются в справочной литературе в зависимости от формы концентраторов напряжений. Для примера на рис. 124 приведены величины этого коэффициента для ступенчатого вала при различных нагружениях. При [c.211]

Для определения коэффициентов запаса прочности необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. Это построение выполняют по размерам, взятым с чертежа вала. При составлении расчетной схемы вала обычно принимают, что при определении изгибающих моментов подшипники можно считать шарнирными опорами. Центры этих опор совмещают с серединами подшипниковых узлов (см. пример 12.2). Точность такой расчетной схемы зависит от типов подшипников, на которые опирается вал, — так при радиальных шариковых и, в первую очередь, сферических (самоустанавливающихся) эта схема обладает сравнительно высокой точностью она менее точна при подшипниках скольжения (особенно в случаях, когда они имеют значительную длину) и при сдвоенных подшипниках качения (см., например, рис. 14,15). Некоторые специалисты считают, что точнее рассматривать сдвоенный подшипник качения не как шарнирную опору, а как жесткую заделку. Следует учесть, что при таком предположении расчет усложняется, так как при определении изгибающих моментов вал надо рассматривать как статически неопределимую балку. Кроме того, выбор такой расчетной схемы дает погрешность, идущую не в запас прочности, в то время как схема с шарнирными опорами, если и дает погрешность, то всегда повышающую надежность расчета. [c.368]

Определение диаметра d под зубчатым колесом (для примера см. рис. 13.16 и 13.2, в) производят расчетом на изгиб с кручением по III гипотезе прочности, принимая допускаемое напряжение [0 i]h=50- 60 Н/мм2. Невысокое значение допускаемого напряжения объясняется необходимостью обеспечения достаточной жесткости валов. [c.376]

Пример 7.3. Схема навесного оборудования дорожной уборочной машины представлена на рис. 7.7, а. При этом несущий вал испытывает деформацию кручения и изгиба (рис. 7.7, б, в). При установившемся режиме движения подобрать размеры сечения вала, используя третью теорию прочности. В расчетах принять а = 0.8 м, [c.172]

Пример 1. Выбрать однорядный радиальный шарикоподшипник с ориентировочным внутренним диаметром =40 мм для вала (У =1,0), имеющего частоту вращения п=250 мин-. По результатам расчета вала на прочность определены нагрузки на максимально нагруженной опоре Ра =2000 Н Рт = =5500Н. [c.84]

Пусть вращательная пара конструктивно выполнена в виде двух подшипников О и О" (рис. 5.2). Сила Р -2, полученная из расчета, расположена (во взятом примере) в плоскости ВВ зубчатой передачи и является равнодействующей реакций к F"i. Эти реакции и представляют собой реальное силовое нагружение подшипников. Именно они нужны для расчета подшипников на долговечность, а вала — на прочность. [c.182]

Приведем пример расчета вала (рис. IX. 15, а) на статическую прочность. На вал действуют две вертикальные силы и Родна горизонтальная сила Р и тр 1 внешних момента Г, = 4 кН м, Гз = 10 кН м, Гз = 6 кН м, вызывающих деформацию кручения. Материал вала — сталь 45, предел текучести а , = 360 МПа, предел прочности Стд = 610 МПа. [c.225]

Пример 6.4. 1. Вычислить из расчета на прочность допускаемое значение т, которое можно приложить к стальному валу переменного сечения (рис. 6.20, а). Левый участок вала сплошного круглого сечения диаметром d=S см, а правый — квадратного со стороной 6 = 5 см. Допускаемое напряжение [т] = = 500 кГ1см . [c.184]

Пример 8.1. Проводится определение запаса прочности и вероятности разрушения для определенной детали парка находящихся в эксплуатации однотипных стационарно нагруженных изделий применительно к многоопорному коленчатому валу однорядного четырехцилиндрового двигателя, поставленного как привод стационарно нагруженных насосных, компрессорных и технологических агрегатов. Основным расчетным случаем проверки прочности для этой детали является циклический изтиб колена под действием оил шатунно-лоршневой группы. Эти силы при постоянной мощности и числе оборотов двигателя находятся на одном уровне с незначительными отклонениями, связанными глайным образом с отступлениями в регулировке подачи топлива и компрессии в цилиндрах. Причиной существенных отклонений изгибных усилий является несоосность опор в пределах допуска на размеры вкладышей коренных подшипников и опорные шейки вала, возникающая при сборке двигателя, а также несоосность, накапливающаяся в процессе службы от неравномерного износа в местах опоры вала на коренные подшипники. Соответствующие расчеты допусков и непосредственные измерения на двигателях позволили получить функции плотности распределения несоосности опор и функцию распределения размаха [c.175]

В курсе Сопротивление материалов рассматривали расчеты на прочность элементов конструкций, испытывающих действие статических нагрузок, при которых напряжения медленно возрастают от нуля до своего конечного значения и в дальнейшем остаются постоянными. Однако многие детали машин (например, валы, врап1,аюидиеся оси, зубчатые колеса, пружины и т. п.) в процессе работы испытывают напряжения, циклически изменяющиеся во времени. При этом переменные напряжения возникают как при действии на деталь переменной нагрузки, так и при действии постоян юй нагрузки, если деталь изменяет свое положение по отношению к этой нагрузке. Простейший пример такого рода деталей — [c.12]

Изложенные в первых шести главах книги концепции предельных состояний и расчета на прочность в упругопластической и температурно-временной постановке под длительным статическим и малоцикловым нагружением, а так же в усталостном и вероятностном аспекте под многоцикловым нагружением иллюстрируются в последующих четырех главах Примерами расчетов конкретных конструктивных элементов. В соответствии с этим рассматриваются расчеты элементов сосудов и компенсаторов тепловых перемещений с упруго-пластическим перераспределением деформаций и усилий расчез ы циклической и статической несущей способности резьбовых соединений в связи с эффектами усталости и пластических деформаций расчет валов и осей как деталей, работающих, в основном, на усталость при существенном влиянии факторов формы и технологии изготовления, расчет которых основывается на вероятностном подходе для оценки надежности расчет на прочность сварных соединений, опирающийся на систематизированные экспериментальные данные о влиянии технологических и конструктивных факторов на статическую и цикличе-ческую прочность. [c.9]

Пример 5.2. Вал диаметром й = 60 мм вращается с угловой скоростью п = 600 об мин. Определить из расчетов на прочность и жесткость допускаемую величину мощности, которую может передавать вал, если [Т1 ]=35 н1мм фо1 = 0,4 градЫ. [c.165]

В предыдущих разделах курса рассматривались расчеты на прочность при статическом нагружении элементов конструкций. Как известно, возникающие при этом напряжения чрезвычайно медленно возрастают от нуля до своего конечного значения и в дальнейшем остаются постоянными. В машиностроении весьма часто приходится встречаться с необходимостью расчета на прочность деталей, в которых при работе возникают напряжения, периодически изменяющиеся во времени. К таким деталям, в частности, относятся валы, вращающиеся оси, штоки поршневых машин и т. п. При этом переменность напряжений может быть как следствием непостоянства-действующей на деталь нагрузки, так и результатом изменения положения детали по отношению к постоянной нагрузке. Простейщ ий пример такого рода деталей — вращающаяся ось, нагруженная постоянной силой (рис. 10.1, а). [c.404]

Необходимость применения стандартных размеров можно пояснить на таком примере. Предположим, требуется изготовить вал для монтажа зубчатого колеса. Чтобы обеспечить надежную работу данного соединения, конструктор, по.пьзуясь определенными зависимостями и формулами, произвел расчет на прочность и определил, что диаметр вала должен составлять 16,2 Я1М. Если принять полученный размер и проставить его на чертеже, то для окончательной обработки отверстия в зубчатом колесе пришлось бы заказать развертку диаметром 16,2 лглг. Кроме того, потребовались бы специальные калибры для контроля указанного размера. [c.15]

Барабаны реактивных и комбинированных турбин выполняются различных конструкций. При малом диаметре барабана его выполняют из массивной поковки в виде утолщенного вала. Диск регулирующей ступени, обычно увеличенного диаметра, или вытачивается заодно с телом барабана или одевается на вал барабана. Примером конструкции ротора комбинированной активно-реактивной турбины с малым диаметром может служить ротор турбины с противодавлением на фиг. 109. Рабочие лопатки закрепляются непосредственно на барабане. Диск регулирующей ступени выточен из одной поковки с барабаном. Продольные отверстия в барабане служат не столько для уменьшения веса ротора, сколько для создания за думмисом давления, равного противодавлению. Расчет на прочность такого барабана должен выполняться, как расчет вала. [c.205]

Расчет допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала. Рассмотрим этот расчет на примере коленчатого вала пресса К460 с номинальным усилием 0,63 МН и максимальным ходом ползуна 0,4 м. Его конструктивная схема показана на рис. 24.7. [c.514]

Характерными примерами применения прессовых соединений являются колесные центры и бандажи железнодорожного подвижного состава, центры и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.10, а), крепление на валу вращающихся колец подшипников качения (рис. 2.10, б, где показано условное изображение подшипника качения и обозначена подшипниковая посадка). В середине прошлого века академиком А. К. Годоли-ным была создана теория расчета артиллерийских стволов, составляемых из нескольких толстостенных цилиндров, соединенных с гарантированным натягом, вследствие чего обеспечивалось значительное повышение прочности стволов. [c.28]

Пример 3. Расчет на выносливость предохранительного шпинделя прошивного стана. Исходные данные. Предохранительный шпиндель, показанный на рис. 33, включен в систему валопро-вода стана для предотвращения раз-)ушения более дорогостоящих деталей. Ъэтому вероятность разрушения этого шпинделя от усталости должна быть более высокой, чем у основных деталей. Вал изготовлен из стали 45 со средним значением предела прочности = = 60 кгс/мм и коэффициентом вариации = 0,07 предел выносливости гладкого лабораторного образца (ме-Я2,5 0,5 [c.307]

Пример 14.2. К ступенчатому круглому валу с диаметрами D и d на его торцах приложены продольные силы Р, изменяющиеся по отнулевому циклу с Ртах = ЮО кН, и крутящие моменты М, изменяющиеся по симметричному циклу с М ах = = 0,8 кН м. Определить коэффициент запаса прочности. В расчетах принять D = 48 мм, d = 40 мм вал изготовлен из легированной стали (gb = 900 МПа, Gt = 600 МПа, g i = 300 МПа, Тв = = 0,5gb Тт = 0,5gt t i = 0,25gb) па стыке участков с различными диаметрами имеет место концентрация напряжений, определяемая коэффициентами = 1,66 = 0,775 = 1,45 = = 0,751 = 0,961 (остальные коэффициенты равны единице). [c.464]

В соответствии с программой Минвуза СССР объекто.м курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное Наиболее. распространенными объектами в курсовом. проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи с гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. Весьма существенным является и то, что в механическом приводе с упомянутыми передачами наиболее полно представлены основные детали, кинематические пары и соединения, изучаемые в курсе Детали машин . Возьмем для примера редуктор с передачами зацеплением. Здесь имеем зубчатые (червячные) колеса, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора находят практические приложения такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости поверхности и т. д. [c.3]

Рассмотрим в качестве примера повышение точности геометрической формы валов в продольном сечении при обработке деталей на универсальном токарном станке 1А62, оснащенном САУ упругими перемещениями путем регулирования величины продольной подачи. Как было установлено экспериментальными исследованиями, при обработке на указанном станке резцом с главным углом в плане ф = 45° между эквивалентной силой Рд и радиальной составляющей Ру силы резания существует пропорциональная зависимость. В связи с этим изменение величины упругого перемещения по программе осуществлялось посредством изменения силы Ру. Для расчета программы сначала нужно обработать одну деталь с Ру = onst, причем для получения наивысшей производительности обработку первой детали следует производить с Ру шах = onst, где величина Ру ах выбирается из расчета прочности звеньев системы СПИД с проверкой по мощности привода станка. Чтобы эта деталь не попала в брак, у нее на второй проход оставляется припуск, равный 0,2—0,3 мм. [c.236]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...