Заделка радиальная

В наиболее жесткой системе радиально-осевой заделки консоль крепят одновременно на фланце и на хвостовике, который сажают в бобышке на посадке с натягом или затягивают гайкой (рис. 111, г и д). [c.227]

В радиально-осевых турбинах можно приближенно определить, не учитывая влияния заделки поясов статора в бетоне, изгибные напряжения в корневом сечении колонны. При этом предполагают, что изгибающий момент, создаваемый внешними силами относительно нейтральной оси (рис. II 1.12, б) колонны, уравновешивается изгибающим моментом. [c.80]

Расчет радиально-осевого рабочего колеса вследствие его сложной конфигурации и сложного характера распределения действующих сил представляет большие трудности. Методы расчета зависят от типов рабочих колес. Быстроходные рабочие колеса рассчитывают как систему заделанных по концам кривых стержней, имитирующих лопасти [46]. Расчет запрограммирован на ЭВМ и в таком виде может быть использован. В нем не учитывается изменение формы сечений в процессе нагружения, и это не позволяет найти наибольшие напряжения в заделке. Задача сводится к определению напряжений в любом сечении лопасти в виде [c.190]

Имея приведенные выше решения, можно было бы получить решение -и такой задачи, в которой ставится условие, что радиальные элементы при 2 = 0 и r = R не поворачиваются (рис. 9.45) (такой случай может трактоваться как случай заделки пластины [c.701]

Уравнение (3.42) должно быть проинтегрировано о учетом граничных условий (два условия на каждом торце оболочки). Эти условия могут быть наложены либо на радиальное перемещение 5 и угол поворота , либо на поперечную силу Q и момент Ml, либо, в случае упругой заделки торцов, они должны связывать перемещения с силовыми факторами. Изгибающий момент Ml, поперечная сила Q и нормальная сила Та выражаются через радиальное перемещение по формулам [c.143]

Прямым результатом этого будет появление в стенках и в элементах фланцевого соединения горизонтального разъема, напряжений, дополнительных к тем, которые вызываются избыточным давлением пара в цилиндре. В этом случае напряжение в болтах и фланцах горизонтального разъема может достичь предела текучести, в результате чего появятся остаточные деформации и фланцы будут коробиться. Одновременно с этим, как только прекратится свободное расширение обода, после встречи его со стенками цилиндра, продолжающийся рост внутренней части диафрагмы вызовет сжатие лопаТок радиальными силами. Вследствие того, что продольная образующая лопатки не совпадает с радиусом, радиальные силы одновременно со сжатием вызывают изгиб лопаток. Наибольшие изгибающие моменты и напряжения в лопатках получаются в местах заливки в обод и тело диафрагмы. Так как наиболее слабым местом в заделках лопаток являются углы у выходных кромок лопаток со стороны спинки, где чугун ограничен поверхностями, образующими острый угол, то в этих местах могут появляться трещины и происходить выкрашивание чугуна. [c.45]

Следует отметить, что заделку лопатки в хвостовике (а для радиальных турбин — с обеих сторон) нельзя считать абсолютно жесткой в связи с этим истинная частота колебаний получается обычно меньше вычисленной по вышеприведенным формулам, в особенности для коротких лопаток. [c.118]

При определении напряженного состояния радиально-осевого рабочего колеса применяется приближенная расчетная схема, основанная на том, что, как показывают расчеты, перемещения точек сечения стержня, удаленных от заделки на расстояние порядка хорды, практически не зависят от того, какая теория стержней Используется при их вычислении. Тогда статическая неопределимость раскрывается с помощью классической теории стержней. Далее, по этой же теории находят внутренние усилия и моменты, действующие в сечении лопасти — стержня, равноудаленном от его концов. Затем лопасть разрезают по этому сечению и напряженное состояние части лопасти, примыкающей к верхнему ободу, изучают по уточненной теории стержней, причем действие отброшенной части заменяется системой моментов и усилий, приложенных к сечению разреза. [c.88]

Напомним, что в расчетных схемах используют три типа опор шарнирно-неподвижную, шарнирно-подвижную и защемление или заделку. Защемление применяют иногда в опорах неподвижных осей. Для вращающихся валов и осей защемление не допускают. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные силы, считают шарнирно-неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы, считают шарнирно-подвижными. [c.411]

Для решения полученной системы уравнений необходимо составить четыре граничных условия (по два в каждом крае), выраженные через функции V и j. Если, например, край оболочки имеет заделку, то i=0 и 2=0, при наличии опоры 2=0, Mi=0. Величины 2 и должны быть выражены через V и 1 и их производные - с помощью уравнений (9.5.12). При нахождении деформированной формы оболочки вместо и и w целесообразно рассматривать радиальное Ui и осевое и ] перемещения [c.147]

Кольцевые волнистые шайбы, компактные по габаритам и простые в изготовлении, служат надежным упругим элементом, обеспечивающим нужный натяг в различных узлах конструкций. Представляется, что достаточно достоверной расчетной схемой для кольцевой волнистой пружины является плоское кольцо, нагруженное в местах контакта с опорными плоскостями силами, нормальными плоскости кольца, в предположении заделки опорных сечений АА, ВВ, СС. .. (рис. 8.2, а), за которыми сохраняется при сжатии шайбы лишь свобода для поступательного движения в радиальном направлении. В связи с этим контактные силы в любом из опорных сечений при их приведении к оси кольца [c.207]

Приведенные зависимости справедливы для оболочек с постоянной жесткостью стенки вдоль образующей. При произвольно заданных размерах рекомендуется определять ркр по среднему значению ф в центральной зоне предполагаемой вмятины. Коэффициент k = 0,5... 1,0. Меньшее значение принимается для сравнительно больших давлений при заделке днища на деформируемый шпангоут, большее — при жестком шпангоуте. Увеличение радиальной податливости шпангоута снижает несущую способность днища. Теоретические зависимости в этой части отсутствуют. Как правило, при проектировании исходят из выполнения условия действующие при критическом давлении напряжения растяжения в шпангоуте не должны превышать предела текучести. [c.107]

В подкрепленных днищах отмечается сравнительно высокий уровень напряжений в оболочке и распорном шпангоуте. При нагружении днища наружным давлением на шпангоут действуют радиальные распорные усилия, растягивающие опорный контур днища. Помимо этого в заделке оболочки имеют место также и изгибные деформации. Понятно из качественных представлений и экспериментально проверено, что заметное увеличение податливости шпангоута приводит к снижению коэ ициента к. Кроме того, при некотором увеличении площади распорного шпангоута четко фиксировалось повышение значений к. [c.107]

Пример Б. Внутренние усилия в распорном стержне можно определить из условия совместности деформаций кольца и распорного стержня, принимая условные разрезы по местам заделки стержня. Действие стержня на кольцо заменим неизвестными усилиями X. Нетрудно заметить, что поперечные силы и моменты в стержне будут равны нулю как асимметричные неизвестные при симметричном нагружении. Если воспользоваться готовыми решениями для колец под действием радиальных сил, задача сведется к однажды статически неопределимой системе. Запишем условие совместности деформаций кольца и стержня [c.294]

Все расчеты дают для обоих видов нагружения существенные отклонения изгибных напряжений от найденных в эксперименте. Эта тенденция, наблюдавшаяся и раньше, объясняется рядом причин, общий вклад которых, очевидно, недооценивается поправкой на локальную гибкость шпилек, вводимой в модели жесткого кольца и по существу включенной и в схему метода конечных элементов путем заделки эквивалентной балки в упругое полупространство. Этими причинами являются (а) гибкость за счет резьбовых соединений шпилек с нижним фланцем и гайками (б) дополнительная гибкость, вводимая гайками и шайбами, передающими изгибные моменты от шпилек на кольцо верхнего фланца (в) появление изгибных напряжений вследствие двух различных типов деформаций — относительного поворота колец нижнего и верхнего фланцев и относительного радиального перемещен [c.44]

Основные результаты проверки методов расчета напряжений по данным тензометрирования моделей. Анализ результатов тензометрирования лопастей показывает, что в моделях лопастей типа ПЛ-495 и ПЛ-587, близких по геометрическим параметрам, величины и характер распределения изгибающих моментов идентичны (фиг. VI. 7). На том же графике приведены расчетные относительные величины изгибающих моментов в кольцевой пластине с линейно переменной толщиной и отношением толщин в заделке и на внешней кромке, равным 4 1. За 100 единиц принята величина радиального изгибающего момента в заделке. Таким образом, в радиальных сечениях по оси поворота лопастей типа ПЛ-495 и ПЛ-587 изгибающие моменты по данным тензометрирования изменяются по тому же закону, что и в кольцевой пластине конического профиля с тем же отношением толщин в заделке и на внешней кромке, и могут быть рассчитаны по формулам для этих пластин [14], [28]. [c.447]

На фиг. VI. 8, б показан характер изменения радиальных и тангенциальных m изгибающих моментов в среднем цилиндрическом сечении (д = 1,5). Максимальные величины обоих изгибающих моментов составляют примерно 0,17 от максимальной величины радиального изгибающего момента заделке. Тангенциальные [c.447]

Гз — радиус внешней заделки диафрагмы, м S — площадь диафрагмы в ненапряженном состоянии, м — прогиб диафрагмы, м сУз —максимальный прогиб диафрагмы, м й — толщина диафрагмы, м бг, 0 — радиальная и широтная относительная деформация элемента диафрагмы X —динамическая вязкость, Па-с V — коэффициент Пуассона о — напряжение диафрагмы, Па аь— напряжение диафрагмы при разрыве, Па. [c.4]

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]

При падении температуры от центра к краю и при свободном радиальном расширении донышка наибольшее тангенциальное напряжение разрыва подсчитывается по формуле (58), а наибольшее напряжение сжатия по формуле (59) на стр. 435. Суммарное тангенциальное напряжение разрыва от нагревания и давления газа на контуре заделки будет равно [c.448]

На краях заданы радиальные смещения и углы поворота (рис. 8, д). При жесткой заделке краев следует положить 1 = 2 = 0 1 = 2 = О- Удовлетворяя с помощью формул (64) и (62) граничным условиям [c.678]

Напомним, что в расчетных схемах используют три основных типа опор шарнирно-неподвижную, шарнирно-подвижную, защемление или заделку. Защемление применяют иногда в опорах не-1ЮДВНЖНЫХ осей. Для вращающихся осей н валов защемление не допускают. Выбирая тип расчетной опоры, необходимо учитывать, что деформативные перемещения валов обычно весьма малы, и если конструкция действительной опоры допускает хотя бы неболыной поворот или перемещение, то этого достаточно, чтобы считать ее шарнирной или подвижной. При этих условиях подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подшипники, воспринимающие только [c.262]

При радиальной заделк е консоли придают фланец, который притягивают болтами к привалочной плоскости, усиленной ребрами т (рис. 111, б). fj [c.226]

В соответствии с экспериментальными и справочными данными в расчетах использовались упругие константы материала при 600° С модуль упрухости Е =1,57-10 кгс/мм , коэффициент Пуассона — ц = 0,29. Граничные условия задавались на одном конце гофра соответствующими жесткой заделке, на другом допускались осевое и радиальное перемещения, причем осевое перемещение определялось из зависимости (4.3.1). [c.205]

В указанном плане можно говорить не только о монтажных, но и о местных напряжениях. Для большей части систем можно принять, что местные напряжения являютсл следствием общих деформаций, возникающих в основной части нагруженного массива. Например, защемленная на торце цилиндрическая оболочка (рис. 54) под действием внутреннего давления испытывает заметные местные напряжения в зоне заделки. Эти напряжения являются следствием того, что заделка ограничивает расширение оболочки в радиальном направлении. Местные напряжения, следовательно, определяются величиной общих Если бы оболочка имела [c.79]

Граничные условия модели полугофра следующие жесткая заделка на выступе гофра допускается осевое [ см. формулу (3.4) ] и радиальное перемещение у впадины (см. рис. 3.22, а). [c.155]

Контроль заготовки диафрагмы заключается в проверке прочности заделки лопаток в теле диафрагмы, шага лопаток по входным и выходным кромкам, радиальности расположения выходных кромок лопаток, выходных углдв лопаток. [c.137]

На рис. 302 показана схема сил, действующих на люльку гидромашины. Полагаем, что в центре заделки головки шатуна в поршне сосредоточена масса Шщ. — половина массы шатуна, вся масса поршня и масла, находящегося в цилиндре. Сила 1шерции будет приложена к этой точке и направлена от центра в радиальном направлении. Проекция этой силы от одного шатуна Pj на плоскость yOz [c.486]

В проектируемых насосах вылет плунжера составляет примерно I = l,2-hl,3d, таким образом, = 0,2рсР вследствие этого изгибающее напряжение в плунжере а = 2р и таким образом не превышает величины 650 кПсм" . Нормальная работа пары плунжер—втулка определяется величиной pv (показатель удельной работы трения), для оценки которой предложена методика расчета, основанная на следующих допущениях 1) изгибающий момент, действующий на плунжер, уравновешивается реактивным моментом в заделке плунжера 2) радиальное усилие вызывает равномерный прижим плунжера ко втулке 3) удельная нагрузка от реактивного момента меняется по длине плунжера по линейному закону 4) в диаметральной плоскости принят синусоидальный закон распределения нагрузки (см. рис. 4). [c.302]

Пример 2. Жестко защемленная на краях цилиндрическая оболочка нагружена растягивающими усилиями (рис. 4.22). Оболочка образована намоткой стеклопластика под углами 40° к образующей. Характеристики однонаправленного материала те же, что и в предыдущей задаче. На диаграмме деформирования перекрестно армированного под углами =ь40° стеклопластика (рис. 4.23) при растяжении в направлении оси х видно, что при = 0,6 %, когда начинается разрушение связующего, имеет место излом, величина касательного модуля уменьшается на порядок, а затем по мере роста уровня деформаций несколько растет за счет уменьшения угла армирования. Распределение радиальных перемещений w вдоль образующей при различных значениях приращений общей длины оболочки А дано на рис. 4.24. Как видно, характер деформирования существенно изменился при возрастании значения Д от 0,1 до 3 мм, сгладилось краевое возмущение от заделки, увеличилась зона его действия. В этой задаче проявились все три вида нелинейностей. [c.190]

Для обжатия кромок браслета по плечикам сборочного барабана механизмы обжатия и заворота подводятся (положение II) с двух сторон к сборочному барабану. Далее в резиновые камеры 13 и цилиндр 10 подается сжатый воздух, камеры расширяются и рычагами 12 передвигают секторы 14 в радиальном направлении, растягивая кольцевую пружину 6, ход которой ограничен кольцом 11. Затеям к сборочному барабану 1 подается шаблон 8, который, опираясь на тридцать два обжимных рычага 7, прижимает последними кромку браслета к кольцевой пружине. После этого из резиновых камер 13 выпускается воздух, в результате чего происходит обжатие кромок браслета по плечикам барабана и посадка крыльев. Заворот слоев корда на крыло производится разжатием кольцевой пружины 6 при отведенном в первоначальное положение шаблоне. Опрессовка борта покрышки после заворота слоев корда на крыло осуществляется пневмокамерой 4. Заделка второго крыла происходит таким же образом, с той лишь разницей, что механизмы подводятся к сборочному барабану в положении, удаленном от его заплечика на величину, равную толщине первой группы слоев корда. [c.95]

МПа [i = 0,29. Граничные условия соответствовали модели полугофра с жесткой заделкой на одном конце на другом допускались осевое и радиальное перемещения, причем осевое пере-меш.ение определялось из зависимости (5.9). [c.223]

Относительный радиус р равен действительному радиусу рассма-. триваемого сечения, деленному на радиус заделки, величина которого для данного типа лопасти равна П5 мм. Отсчет угла 6 рассматриваемого радиального сечения производится от оси поворота лопасти, причем положительные значения угла отсчитываются в сторону выходной, а отрицательные в сторону входной кромок лопасти. [c.444]

Расчетные схемы валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых- или гладких балок на шарнирных опорах. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы — шарнирно подвижными опорами. Положение шарнирной опоры определяют с учетом угла контакта а подшипника качения (с. 186). При а = 0 для радиальных подшипников положение опоры принимают в середине ширины подшипника. Невращающиеся относительно вектора нагрузки оси сателлитов могут рассматриваться как статически неопределимые балки с упругой заделкой. [c.169]

Для соответствующих радиальных напряжений в заделке (рис. 10.15) подобные отличия, вызванные абляцией, не так велики. Здесь проявляется только сугцественный рост напряжений в песугцем металлическом слое, вызванный перераспределепием па-грузки на слои. [c.246]

Т01Щ0М. юры напряжений 0( и Ог радиальных перемещений и для цилиндра с заделанным краем [6] показаны на рнс. 30. При расчете использовав не энергетический критерий (42) отсутствия перемещений в заделке, а выполнялось требование равенства нулю перемещения и при р — к и р = 1. [c.454]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...