Валы Г Пример определения

Действительные нагрузки не являются сосредоточенными, они распределены по длине ступицы, ширине подшипника и т. п. Расчетные нагрузки рассматривают обычно как сосредоточенные. В нашем примере (см. рис. 15.1) вал нагружен силами Р Ра и Р, (см. рис. 8.28), действующими в полюсе зацепления (рис. 15.3, а), и крутящим моментом Г на полумуфте. В гл. 17 показано, что большинство муфт вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов нагружают вал дополнительной силой Р . Примеры определения Р для некоторых типов муфт даны в той же главе. [c.317]

Определение величин у = = f (х) и у" = ку1 = /" (х) в формулах (235) и (238) обычно производится через каждые 0,25° поворота распределительного вала. В данном примере определение величин у и г/" произведено через Г поворота этого вала с точностью ду четвертого знака включительно. [c.324]

В гл. 16 будет показано, что большинство муфт, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов, нагружают вал дополнительно силой Р . Примеры определения величины для некоторых типов муфт даны в той же главе. При расчете валов приближенно можно принимать Р = (0,2 -г- 0,5) Р , где Р — окружная сила муфты. Направление силы Р в отношении силы Р( может быть любым (зависит от случайных неточностей монтажа). В расчетной схеме (рис. 14.3, а) силу Р направляем так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от силы Р( (худший случай). [c.304]

Многоступенчатые передачи составляют из ряда соединенных между собой простых передач (или ступеней). Определение передаточного отношения многоступенчатой передачи рассмотрим на примере передачи, изображенной на рис. 1.133. Вращение между валами 1 и 2 передается с помощью зубчатых колес с числом зубьев гг и г , передача вращения между валами 2 нЗ производится зубчатыми колесами е числом зубьев г и 2з и, наконец, между валами 3 и 4 вращение передается ременной передачей с диаметрами шкивов йз и Для удобства вычислений у обозначений чисел зубьев и диаметров шкивов поставлены индексы, соответствующие нумерации валов. [c.110]

Кручение полого вала. Применение метода электрических аналогий к исследованию кручения полых валов показано на примере круглого вала с осевым отверстием квадратного сечения (фиг. IV. 23). Для определения величины функции г) выполнены два измерения на модели вала при следующих условиях на контуре (в процентах) первое измерение [c.300]

Биение изделий (вала, гильзы, диска и т. п.) измеряют индикаторными приспособлениями. Пояса измерений /, II, III (рис. 5.1, а) у цилиндрических деталей для определения радиального биения выбирают произвольно, но их должно быть не менее трех по длине изделия (по концам и середине). Деталь медленно поворачивают на полный оборот, фиксируя показания индикатора через каждые 45 или 90° на круговой диаграмме (рис. 5.1, 6). Искомой величиной является наибольшая алгебраическая разность между показаниями индикатора в плоскостях а — а, б — б, в — б, г — г. В рассматриваемом примере эта разность больше в плоскости в — в 0,08 — (— 0,12) = 0,20 мм. [c.254]

В случае ненагретого диска и вала в полученных формулах слагаемые, содержащие 6 , 6, Г и Л (зависящие только от 0 и Г), полагаются равными нулю. Рассмотрим пример расчета посадки диска на вал и определения освобождающего числа оборотов способом одного расчета. [c.184]

На фиг. 24, а—г показано для примера определение С. к. для вала трехступенчатого водяного насоса. На фиг. 24, а представлен вал. На фиг. 24, Ъ—е сделано определение упругой линии вала от собственного веса. Весовые нагрузки проложены в 12 точках. Строят мн-к сил (фиг. 24, Ь) с полюсным расстоянием Н= = 20 кг и соответствуюший ему веревочный мн-к (фиг. 24, с), дающий диаграмму изгибающих моментов. Для получения численной величины момента в любом сечении вала нужно ординату диаграммы моментов, относящуюся к этому сечению, умножить на полюсное расстояние Н, измеренное в масштабе сил многоугольника сил (в нашем случае 20 кг), и на обратную величину масштаба длины чертежа 1 т, т. е. на Нт. Для построения упругой линии нужно построить новый веревочный мн-к, для к-рого полученная диаграмма моментов должна служить диаграммой воображаемых нагрузок. Чтобы учесть изменения диаметров вала, приводят все моменты к одному общему диаметру (в данном случае к среднему), умножая [c.104]

Примеры конструкций выходных валов редукторов, выполненных по развернутой схеме, показаны на рис. 12.22. Сами валы проектируют с возможно меньшим числом ступеней, обеспечивая осевую фиксацию зубчатых колес на валу посадками с натягом (рис. 12.22, а—в). Определенным недостатком указанных конструкций является необходимость применения при установке колес специальных приспособлений, обеспечивающих то шое осевое положение колес на валу. Поэтому наряду с ними применяют конструкцию вала по рис. 12.22, г, в которой колесо при сборке доводят до упора в з шлечик вала. Во всех вариантах конструкций рис. 12.22 подшипники установлены враспор . Необходимый осевой зазор обеспечивают установкой набора тонких металлических прокладок ] под фланец привертной крышки (рис. 12.22, а, в), а в конструкциях с закладной крышкой — установкой компенсаторного кольца 2 при применении радиального шарикоподшипника (рис. 12.22, б) или н гжимного винта 3 при применении конических роликоподшипников (рис. 12.22, г). [c.207]

Рассмотренное в последнем примере напряженное состояние всегда встречается при расчете вала на совместные кручение и изгиб (или растяжение). Поэтому имеет смысл для плоского напряженного состояния (ст, г), показанного на рис. 8.9, сразу выразить Стэкв через две указанные компоненты с тем, чтобы избежать промежуточного определения главных напряжений. [c.363]

Метод определения собственных частот многомассных систем покажем на примере трехмассной динамической модели, состоящей из трех звеньев с моментами инерции / , /г, /з, соединенных упругими элементами, имеющими коэффициенты жесткости С1 и сг (рис. 51). За обобщенные координаты примем углы поворота валов в сечениях А (или В), С (или )) и Е (или Е) фь ф2 и фз. Уравнения движения при отсутствии внешних сил и диссипации энергии имеют такой вид [c.119]

Приведем простейший пример. Вспомогательный масляный насос не создает давления масла, необходимого для пуска турбины. Постоянных измерительных приборов на вспомогательном турбомасляном насосе нет. Узлами для дополнительной информации в данном случае могут быть давление пара перед турбинкой насоса (здесь устанавливают дополнительный манометр) и число оборотов вала турбонасоса (измерение с помощью ручного тахометра). Таким образом, помимо давления пара перед регулятором турбонасоса и давления масла (определяемых по постоянным приборам манометру свежего пара и манометру давления масла регулирования) появилось еще два источника информации. Теперь определить причину, по которой турбонасос не развивает давления, будет много легче и информация получится более высокого качества (см. выше пп. б , г и ж ). Модель, построенная по такой информации, будет более определенной все неисправности, ограничивающие подвод энергии к турбинке, выявятся по перепаду давлений между измеренным штатным манометром свежего пара и вновь установленным недочеты в работе самой тур-бинки определяются по зависимости числа оборотов от давления пара перед соплом турбинки, а плохая работа насосной части может быть [c.18]

Рассмотрим основные положения метода определения коэффициента предложенного А. Г. Гашинским, на примере системы, изображенной на рис. 109. Упругие элементы Г и 3 условно изображены в виде состоящего из трех участков стержня, жестко соединенного с валами Вш и в точках и 0 . [c.122]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...