Расчет валов механизма поворота

РАСЧЕТ ВАЛОВ МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА [c.248]

При расчете прочности и устойчивости грузоподъемных машин, работающих на открытом воздухе, надо учитывать ветровую нагрузку, которая согласно ГОСТ 1451 - 77 Краны грузоподъемные. Нагрузка ветровая. Нормы и метод определения подразделяется на ветровую нагрузку рабочего состояния (при действии этой нагрузки кран должен нормально работать) и на нагрузку нерабочего состояния. Нагрузку рабочего состояния учитывают при расчете металлоконструкций, механизмов, тормозов, мощности двигателей, собственной и грузовой устойчивости кранов. За ветровую нагрузку на кран в его рабочем состоянии принимают предельную ветровую нагрузку, при которой обеспечивается нормальная эксплуатация крана с номинальным грузом. Предельную ветровую нагрузку нерабочего состояния учитывают при расчете металлоконструкций, механизмов поворота и передвижения, изменения вылета стрелы, осей и валов ходовых колес, противоугонных устройств и собственной устойчивости крана. [c.109]

При расчете валов механизмов подъема и изменения вылета принимают, что напряжения от изгиба изменяются по симметричному и от кручения — по пульсирующему циклам, что соответствует величине а = 0,7 [формула (5) табл. 22]. В механизмах передвижения и поворота можно принять оба напряжения изме няющимися по симметричному циклу (а = 1). [c.49]

Дальнейший расчет аналогичен рассмотренному выше для валов механизма поворота и передвижения. [c.287]

Одновременно с изменением направления движения головки необходимо повернуть деталь на величину шага наплавки. Это обеспечивается другой частью электрической схемы. Одновременно с нажатием на кнопку микропереключателя МП-1 упор нажимает и на кнопку микропереключателя МП-3. Микропереключатель МП-3 своим нормально-разомкнутым контактом включает питание катушки реле поворота РП-1. Реле включается, и двигатель Дв начинает вращать планшайбу, в которой закреплена наплавляемая деталь. Реле поворота РП-1 удерживается включенным до тех пор, пока шаговый прерыватель ШП не прервет цепь питания катушки РП-1. Время вращения детали определяется конструкцией и скоростью вращения шагового прерывателя ШП. Шаговый прерыватель устанавливается на промежуточном валу механизма поворота с таким расчетом, чтобы число оборотов его было в пределах, удобных для прерывания один оборот шагового прерывателя должен соответствовать шагу наплавки, равному 20—25 мм. [c.176]

Нагрузка нерабочего состояния учитывается при расчете металлоконструкций, механизмов поворота и передвижения, изменения вылета стрелы, осей и валов ходовых колес, противоугонных устройств и собственной устойчивости крана. За ветровую нагрузку на кран в его нерабочем состоянии принимается предельная ветровая нагрузка, с учетом которой должны быть рассчитаны указанные элементы крана в его нерабочем состоянии. [c.78]

Был проведен расчет механизма поворота автомата модели 1265-8 с учетом планетарного вращения шпинделей. Кинематическая схема станка, включающая мальтийский механизм и привод шпинделей, была приведена к замкнутой схеме с 4 моментами инерции (рис. 1) — момент инерции шпинделей со связанными с ними деталями, равный 0,194 кгм-с , С в.з — момент инерции ведомых звеньев, ч.к — момент инерции червячного колеса и распределительного вала, равный 138,84 кгм-с , — момент инерции ротора электродвигателя, приведенный к валу двигателя. [c.57]

Для исследования основных механизмов многошпиндельного автомата [44, 45] в качестве стенда использовался серийно выпускаемый автомат с электромеханическим приводом. Было выбрано несколько задач исследования. Определялись основные параметры механизмов с целью уточнения методики проведения эксперимента и изучения динамических нагрузок на привод. Исследовались взаимодействия основных механизмов автомата и муфт, с помощью которых изменяется скорость вращения распределительного вала (РВ). Подробно было проведено исследование механизма поворота, фиксации и подъема шпиндельного блока при различных углах поворота блока и скоростях вращения распределительного вала для изучения динамических нагрузок на механизм и их влияние на точность положения зафиксированного блока в опорах. Было рассмотрено влияние регулировки отдельных механизмов на динамические нагрузки и циклограмму. Проведена проверка возможности использования кинетостатических методов расчета механизмов поворота и динамических параметров для диагностирования механизмов автомата, а также исследование влияния места расположения и размеров ведущего зубчатого колеса механизма поворота [32]. [c.59]

При расчете привода механизма передвижения момент сопротивления на валу ходовых колес Мс = WDx.k/2, где W -сила сопротивления передвижению >х.к диаметр ходового колеса. Для механизма поворота Мс = Md, где Md - моменты [c.277]

Расчет передач механизма подъема производится по моменту от веса поднимаемого груза, приведенному к рассчитываемому валу. В механизмах передвижения и поворота за расчетный следует принимать средний пусковой момент эти передачи также необходимо проверять на отсутствие остаточной деформации зубьев при действии предельного момента (стр. 139). [c.44]

Для валов передач механизмов подъема расчетным является момент от веса груза, приведенный к рассматриваемому валу для валов механизмов передвижения и поворота расчет на усталостную прочность (первый расчетный случай) при изгибе следует производить исходя из среднего пускового момента двигателя и на кручение — из его наибольшего пускового момента. [c.49]

При определении расчетных нагрузок подшипников валов механизмов подъема и расчете по наибольшим нагрузкам исходят из моментов от веса поднимаемого номинального груза, для механизмов передвижения и поворота — из моментов, соответствующих среднему пусковому моменту двигателя. [c.52]

По формуле (133) при подстановке вместо Мд моментов на валу ходовых колес или необходимого для поворота крана определяются рабочие моменты при расчете тормозов механизмов передвижения и поворота. [c.64]

Механизм поворота. Определение сопротивлений повороту крана с учетом преодоления сил трения и ветровой нагрузки. Определение потребной мощности. Подбор и проверка двигателя на перегрузочную способность. Определение передаточного числа передачи. Составление схемы передач поворотного механизма. Выбор и расчет двухколодочного электромагнитного тормоза. Расчет элементов передач поворотного механизма (зубчатых зацеплений, валов) соединительных муфт, подбор и проверка подшипников. [c.77]

Силовой расчет мальтийских механизмов заключается в определении моментов и усилий, действующих в механизме, и мощности, необходимой для поворота креста. Кроме того, выполняют проверочные расчеты на прочность элементов, выбранных ранее конструктивно (оси ролика, вала кривошипа и вала креста). [c.288]

Детали механизмов и элементы металлоконструкций рассчитывают при действии статических и динамических напряжений на прочность (статическую прочность), а при большом числе циклов изменения напряжений— на выносливость (усталостную прочность). Отдельные детали (например, валы), а также металлоконструкции рассчитывают на жесткость. При расчете валов определяют линейные и угловые перемещения (прогибы и уг ы поворота опорных сечений), величины которых оказывают значительное влияние на работоспособность зубчатых передач и подшипников. [c.45]

При выборе напряжений при расчете на кручение для валов механизмов подъема и изменения вылета принимается пульсирующий цикл, а для валов механизмов передвижения и поворота — симметричный цикл. При расчете на изгиб во всех случаях принимают симметричный цикл. [c.48]

Синтез системы управления механизмами машины-автомата. Задачей синтеза системы управления с распределительным валом является определение углов поворота распределительного вала при кинематическом и рабочем циклах машины. расчет и построение циклограммы машины, вычисление фазовых углов от начала рабочего хода каждого исполнительного механизма до начала рабочего хода основного исполнительного механизма, а также углов закрепления ведущих звеньев исполнительных механизмов на распределительном валу. [c.200]

В ряде случаев прогиб балок является критерием работоспособности конструкций, в которые они входят. Так, например, чрезмерный прогиб валов зубчатых передач может привести к нарушению правильности зацепления. В этом и других подобных случаях производят расчет на жесткость, который может быть проектным или проверочным. При этом задаются допускаемым прогибом [у], иногда обозначаемым [/]. Величину допускаемого прогиба устанавливают в зависимости от назначения и условий эксплуатации механизма или детали. Знание углов поворота сечений необходимо для рационального выбора типа опорных устройств. [c.184]

Как сказано в 31.5, маховик на валу ведущего звена увеличивает приведенный момент инерции механизма н уменьшает колебания угловой скорости б. В механизмах приборных и вычислительных систем этот способ стабилизации угловой скорости применяется редко, поэтому здесь рассмотрим лишь один приближенный способ расчета маховика, когда приведенные моменты движущих сил и сил сопротивлений зависят от угла поворота звена приведения. Для расчета необходимо иметь приведенные моменты движущих сил 7д и сил сопротивлений Тс за цикл установившегося движения (рис. 31.4, а). Заштрихованные площади на этом графике характеризуют работу моментов сил, которая в соответствии с уравнением (31.6) характеризует изменение кинетической энергии Дк механизма, график изменения которой показан на рис. 31.4, б, где Еко—кинетическая энергия механизма в начале цикла. [c.392]

При расчете цикловой диаграммы механизма выталкивателя надо предотвратить возможность упора готового изделия в отходящий в свое правое положение высадочный ползун. Поэтому интервал перемещения выталкивателя (выталкивание изделия) должен начаться после того, как высадочный ползун уже начал свой отход вправо. Обычно задают в процентах или в абсолютных величинах перемещения поршня до момента начала перемещения выталкивателя. Отложив заданное перемещение S от точки d кривой /, определим на той же кривой точку е вертикаль, проведенная через эту точку, определит угол поворота ведущего вала, соответствующий началу интервала перемещения выталкивателя (ф=210°). Угол ф, который надо отвести на перемещение выталкивателя, может быть подсчитан, например, исходя из требований к максимальной допустимой скорости выталкиваемого изделия. При чрезмерно большой скорости изделие может перелететь через отводящий транспортер. В циклограмме (см. рис. 221, б) этому интервалу отведен угол ф=110°. Вытолкнув изделие, выталкиватель должен отойти назад (влево). Отход должен быть закончен ранее, чем начнется вталкивание следующей заготовки в высадочную матрицу (точка а кривой /). На интервал обратного перемещения выталкивателя отведен угол Ф=70°. Остальное время цикла этого механизма приходится на интервал останова (выталкиватель стоит на упоре). [c.286]

Для дальнейших расчетов введем следуюш,ие обозначения ф = 360° — угол поворота главного вала, соответствующий времени кинематического цикла машины Т Фр , Фхг, Фог — углы поворота главного вала, соответствующие временам рабочих и холостых ходов, а также остановкам исполнительных органов механизмов. [c.97]

Для механизмов передвижения и поворота за расчетные далее приняты нагрузки, имеющие место при неустановившемся движении. Число нагружений вращающихся деталей при расчете на изгиб (валы, оси приводных и ходовых колес) этих механизмов за одно включение будет равно (рис. 4) [c.24]

Для передач механизмов подъема за расчетный может быть принят момент от веса груза, приведенный к рассматриваемому валу для передач механизмов передвижения и поворота при расчете на выносливость (первый расчетный случай) — момент на валу при среднем пусковом моменте двигателя. Дополнительно должна быть произведена проверка этих передач на статическую прочность по наибольшему и предельному моментам двигателя. [c.46]

В течение каждого рабочего цикла (720° для четырех- и 360° для двухтактного двигателя) силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме, непрерывно изменяются по величине и направлению. Поэтому для определения характера изменения этих сил по углу поворота коленчатого вала их величины определяют для ряда отдельных положений вала обычно через каждые 10—30°. Результаты динамического расчета сводят в таблицы. [c.124]

При вычислении средней мощности торможения надо иметь в виду, что в процессе торможения кранового механизма контактирование элементов фрикционной пары тормоза начинается при скорости, отличной от номинальной скорости рабочего движения. В механизмах передвижения и поворота скорость в начале контактирования элементов фрикционной пары тормоза только ниже номинальной в механизме подъема груза — ниже номинальной при подъеме груза и выше номинальной при опускании груза (см. гл. 1). Расчет, выполненный без учета отличия действительной частоты вращения от номинальной, в ряде случаев может привести к существенным ошибкам. В приведенной формуле — приведенная к тормозному валу маховая масса поступательно движущихся и вращающихся элементов механизма и груза [c.368]

График кинематической характеристики дает возможность определить значения первой производной угла поворота ведомого вала Oi по углу поворота ведущего вала О dp/da, представляющей собой тангенс угла между касательной к кривой р = /(а) и осью абсцисс. Эта производная может потребоваться при некоторых расчетах механизма. [c.44]

При работе поршневого двигателя в его кривошипно-шатунном механизме возникают усилия, определяющие условия работы отдельных деталей, а также самого двигателя в целом. Величина и характер изменения этих усилий могут быть определены при помощи уравнений кинематики и динамики кривошипно-шатунного механизма. Эти уравнения позволяют также определить точное положение поршня для любого угла поворота коленчатого вала, что очень важно для расчета рабочего процесса современных автомобильных и тракторных двигателей. [c.4]

В некоторых случаях применяют специальные патроны. На рис. 98 показан специальный патрон с гидравлическим зажимом, предназначенный для установки и закрепления коленвала на операции шлифования шатунных шеек. Базирование детали происходит по пятой коренной шейке во вкладыше 5. Угловое ориентирование вала происходит по вспомогательной базовой плошадке, профрезерованной на противовесе восьмой щеки. Этой площадкой вал прижимается к упору 9. Этим же упором вал приводится во вращение. Зажим детали происходит сухарем 8, прикрепленным к рычагу 6. Этот рычаг может поворачиваться вокруг оси 7 на определенный угол. Усилие зажима от поршня 2 гидроцилиндра через тягу 4 передается рычагу 6, который своим вторым плечом через сухарь 8 прижимает деталь к вкладышу 5. Ось оправки (коренной шейки) смещена относительно оси вращения патрона с таким расчетом, чтобы ось вращения шатунной шейки совпадала с осью вращения патрона, т. е. на величину радиуса кривошипа. Отжим детали происходит с помощью пружины 3, при выпуске масла из правой полости цилиндра пружина 3 отводит поршень 2 вправо и через тягу 4 поворачивает рычаг 6 в обратную сторону, освобождая деталь. После обработки двух соосных шатунных шеек вал необходимо повернуть вокруг оси коренных шеек на угол 90° для совмещения оси двух других шатунных шеек с осью патрона. Для этой цели служит делительный механизм, который укрепляется в самом патроне после освобождения от сил зажима вал поворачивают на угол 90° вместе с делительным диском 14. Диск имеет угловые выступы, расположенные через 90°. При повороте скошенная сторона выемки нажимает на собачку 11, которая, поворачиваясь вокруг своей оси, выходит из выемки и своими скосами скользит по наружной поверхности делительного диска. При этом пружина 13 сжимается плунжером 12. При повороте на 90° собачка 11 оказывается против выемки в диске и под действием пружины 13 входит в выемку диска и фиксирует положение вала. Регулирование углового положения произво- [c.160]

Важнейшим показателем, выявленным на основе проверочных расчетов, является график максимальных усилий по ползуну, который строится по точкам кривых изменения допустимых усилий, полученным при различных углах поворота коленчатого вала для главных звеньев в механизме (коленчатый вал, зубчатая передача), а также с учетом прочности шатуна. [c.247]

Наибольших значений кинематические параметры достигают при углах поворота кривошипа соответственно перемещение S, = So = 2R при а = л и Р = 0 скорость V, = (uR при а = п/2 и v, = -(uR при а = 3/2тс ускорение а, = -(u R 1 + X) при а =0 и а, = со Л( 1 - X) при а = л. При построении графиков изменения кинематических параметров по углу поворота кривошипного вала, необходимых для анализа цикловой диаграммы взаимодействия всех механизмов относительно главного исполнительного механизма и используемых в процессе наладки технологического процесса, когда необходимо знание величин кинематических параметров ползуна относительно его крайнего положения, характеризующего момент окончания штамповки, отсчет углов поворота выполняют в сторону, обратную вращению кривошипа. При этом полученные расчетом значения параметров (штриховые линии на рис. 5.4) при изменении а от О до 360° (по часовой стрелке) смещают на 180°, перенося начало координат в точку, соответствующую крайнему переднему положению ползуна (т. 5о и а = О на рис. 5.3). Полученные графики (сплошные линии на рис. 5.4) используют для определения кинематических параметров по заданной величине - длине заготовки /заг, соответствующей недо-ходу 5 ползуна до крайнего переднего положения. [c.246]

Было установлено, что основными факторами, ограничивающими быстроходность, являются большие динамические нагрузки, дей ствующие на механизм поворота на участке снижения скорости (особенно при малом числе позиций планшайбы), и уменьшение надежности фиксации. Большое значение имеет правильный выбор момента трения в опорах. При увеличении скорости было обнаружено существенное уменьшение сил трения, что при небольших и средних скоростях скольжения Иср < 0,6 с приводило к неравномерности движения планшайбы (особенно при применении мальтийских механизмов с внутренним зацеплением) и к значительному увеличению динамических нагрузок (рис. 13). Была также установлена возможность определения дефектов сборки механизма по характеру осциллограмм. Дефекты сборки мальтийского механизма четко выявились при записи момента на валу креста. Эксперименты показали удовлетворительное совпадение типов кривых, определент ных по осциллограммам и приближенному способу расчета [43]. Однако при этом абсолютные величины ускорений и моментов были часто во много раз больше расчетных. Щ [c.65]

Трудность отладки механизма определялась также конструктивным недостатком стенда. Выходной вал механизма был сделан излишне длинным (разнесены делительный диск и планшайба). Поэтому после фиксации диска планшайба совершала длительные крутильные колебания. При большой скорости поворота выстой отсутствовал (рис. 30). По расчету т]в = 0,5 с увеличением По с 36 до 127 об/мин коэффициент выстоя уменьшился с 0,45 до 0,27. При лучшей синхронизации механизмов влияние По может быть уменьшено. Для тех же скоростей РВ коэффициент заполнения К<л = = ojmax/озср = 1,6, средниб величины кц — 2,3—5,2, /Сд = 25— —60. На основании проведенных исследований сделаны следующие выводы 1) при правильно рассчитанных и точно изготовленных и выставленных кулачках рычажно-храповой механизм поворота может обеспечить высокую быстроходность (по = 120 об/мин, К = = 2,1) 2) механизм фиксации с кинематическим замыканием фиксатора обеспечивает надежность срабатывания. При соединении делительного диска с планшайбой и ее программном торможении могут быть существенно снижены затраты времени на фиксацию 3) при работе с указанной быстроходностью механизм может быть рекомендован лишь при низких требованиях к точности позиционирования (табл. 18) 4) первоначальную наладку механизма и ее контроль в процессе эксплуатации рекомендуется осуществлять динамическими методами. [c.122]

Определение необходимого крутящего момента на выходном валу делительного механизма. При выполнении проектировочного расчета предварительно выбирают тип делительного механизма, характеризующийся такими параметрами, как передаточное отношение (число остановов выходного вала за его полный оборот), точность деления. безразмерный коэффициент ускорения выходного вала, угол поворота выходного вала, в течение которого осуществляется цикл подачи. По результатам расчета определяют потребный крутящий момент на выходном валу делительного механизма, с учетом которого подбирают конкретный типоразмер делптельного механизма [c.30]

Если мальтийский механизм приводится от отдельного двигателя, как эю часто делается в станках с многопозиционными столами, то для выбора мотора необходимо принимать в расчет наряду со средней мощностью N также наибольшую мощность iVmax во время поворота креста — с одной стороны, и способность двигателя переносить кратковременные перегрузки — с другой. Определение наибольших крутящих моментов /И max НЗ валу креста и М ак на валу кривошипа необходимо также для расчета деталей механизма. Очевидно, [c.566]

Понятие о расчете планетарных передач. Планетарныа передачи даироко используются в современных тракторных трансмиссиях в качестве увеличителей крутящего момента, коробок передач, механизмов поворота, приводов валов отбора мощности и т. п. [c.397]

Расчет кинематики кривошипно-шатунного механизма сводится к определению пути, скорости и ускорения поршня. При этом принимается, что коленчатый вал вращается с постоянной угловой скоростью со (в действительности за счет постоянно изменяющихся газовых нагрузок на поршень и деформации коленчатого вала со Ф onst). Это допущение позволяет рассматривать все кинематические величи ны в виде функциональной зависимости от угла поворота коленчатого вала ф, который при со = onst пропорционален времени. [c.117]

Для иллюстрации на рис. 4.1, о приведена зависимость to (ф) угловой скорости ведущего звена механизма от угла ф его поворота, принятая для выполнения кинетостатического расчета. Определив уравновешивающий момент для каждого значения ф, получим зависимость Мур(ф) (рис. 4.1, б). Уравновешивающий момент должен создаваться двигателем. Но подобрать двигатель с подобной характеристикой фактически невозможно. Если же использовать двигатель, который бы отрабатывал некоторое среднее значение момента ТИур = onst, то угловая скорость ведущего звена не будет постоянной из-за непостоянства приведенного момента. В результате получим зависимость w (ф) в виде некоторой кривой, идентичной зависимости УИу(..(ф) (рис. 4.1, в). Для уменьшения амплитуды колебаний скорости приходится либо устанавливать тяжелый маховик на одной оси с ведущим звеном, либо применять регуляторы скорости, которые непрерывно измеряют угловую скорость ведущего звена и по результатам измерения изменяют момент на валу двигателя таким образом, чтобы угловая скорость всегда оставалась равной заданной. [c.50]

Вследствие неизбежных погрешностей графических методов расчета во многих случаях точность их оказывается недостаточной для практического использования полученных результатов. Кроме того, иногда необходимо производить анализ работы более детальный, чем тот, который может быть достигнут при графическом изображении результатов кинематического исследова-нчя. Например, ускорение поршня механизма двигателя внутреннего сгорания является периодической функцией угла поворота коленчатого вала (кривошипа), которую можно представить разло-5кенной в ряд Фурье, т. е. представить суммой простых гармоник с частотами, пропорциональными угловой скорости механизма вала. [c.117]

В механизме подъемных пружин радиус кривошипа г и угол поворота главного вала 2 5 считаем заданными. Неизвестные величины натяжение пружины в нижнем положении Т (наибольшее), жесткость половины пружины (так как в дальнейшем будем рассматривать один главный вал и половину пружины) и угол установки кривошипа в среднем положении ф. Для их определения возьмем три уравнеш1я заданных моментов в нижнем положении М , в среднем и в верхнем М т. е. будем вести расчет по трем точкам [c.159]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...