Кольца Расчет — Формулы

Тепловыделяющий массив (рис. 9.28). При расчете максимальной температуры в тепловыделяющем массиве, пронизанном каналами, шестигранную или квадратную ячейку заменяют эквивалентным по площади кольцом и используют формулу (9.97) при = R [c.134]

Давление, допускаемое исполнительной толщиной обечайки н сечением кольца жесткости [р Принимается наименьшая из двух величин, определяемых расчетом по формуле п. 2 табл. 6 н по формуле J [р =9,23 [c.415]

Анализируя многочисленные экспериментальные данные измерений напряжений и величин разрушающих давлений, можно сделать следующие имеющие большое практическое значение выводы для расчета конструкций из пластичных материалов. При определении предельного разрушающего давления для распорного узла следует исходить только из прочности распорного кольца, основываясь на формулах (39) или (40). При оценке прочности оболочек можно не учитывать напряжения изгиба от краевых усилий. [c.233]

Криволинейные стержни Расчетные формулы и указания к расчетам см. [25], стр. 291 Расчет кругового кольца расчет арки [c.211]

При расчете по формуле (206) передаточное число от кольца [c.290]

Подбор подшипников и расчет осей сателлитов. Максимальный диаметр наружного кольца подшипника по формуле (5.66) [c.176]

Расчеты сводятся к определению взаимных давлений, испытываемых кольцами (и равных радиальным напряжениям сжатия), по величине измеренного перемещения (абсолютного) срединной окружности кольца и согласно формуле [c.54]

Основой методики расчета являются формулы для определения изменения напряжений в пределах кольца. Начиная расчет с нулевого сечения, где исходные напряжения должны быть заданы, рассчитываем приращение напряжений на всех кольцевых участках, с помощью которых строятся общие характеристики распределения напряжений и ffe вдоль радиуса диска. [c.304]

Расчет конической и цилиндрической обечаек, соединенных между собой укрепляющим кольцом рис. 7.3, е), нагруженных внутренним избыточным или наружным давлением. Формулы расчета применимы при условиях щ < 60° (51 — с) > (5а — с). Площадь поперечного сечения укрепляющего кольца определяется по формуле [c.138]

Из формулы (10) видно, что й зависит от д, Рк, Рн и О, из которых первые три величины заданные, а последняя О неизвестна. Практически й получают из гидравлического расчета, и тогда может быть определен диаметр расширительного кольца О по формуле [c.24]

Расчет регулятора (табл. 10) сводится к выбору конструктивных и эксплуатационных параметров ( 2, Лр, р, т , Рн), при которых обеспечиваются требуемое отношение р=1,.,3, заданное сопротивление регулятора и допустимая деформация кольца, определяемая по формуле (30). Блок регуляторов с 12 потоками используется на один подвижный узел (например, стойки расточного станка). При этом на каждой направляющей расположено по четыре кармана. [c.90]

Предельное полезное число пар колец г р можно найти, если ие принимать в расчет кольца, создающие малую долю крутящего момента, например 15° , т. е. принять ф=0,8. Тогда по формуле (91) [c.309]

Когда производится посадка короткого кольца н л значительно более длинный вал, то обычные формулы расчета посадки, предполагающие, что кольцо и вал имеют одинаковую длину, являются неточными. Намного лучшее приближение можно получить, рассматривая задачу, пока (анную на рис. 218, а, [c.427]

Формулы (6,5)...(6.9), выведенные для расчета на кручение прямых брусьев круглого сплошного сечения, применимы и в том случае, если поперечное сечение имеет форму кольца (рис. 6.11), так как характер деформации при кручении для обеих указанных форм поперечных сечений одинаков. [c.175]

Определим необходимую площадь сечения кольца из расчета на прочность по формуле (14.19), приняв допускаемое напряжение [з] = 1200 кГ/сж . [c.384]

Ясно, что в реальных условиях начальные отклонения формы кольца от круговой являются незначительными, т. е. остается существенно меньшим единицы. Для малых значений wlR расчет дает резко повышенные значения PR IEJ, не укладывающиеся в масштабы кривой (рис. 380). В этом случае выведенные формулы удобно [c.283]

Zk на стыке условных секторов М з = 0. Одновременное действие двух моментов во взаимно перпендикулярных плоскостях приводит к косому изгибу и стесненному кручению сечения кольца. В предварительных расчетах эти деформации, имеющие второстепенное значение, можно не учитывать. Формулы для их определения даны в [29]. [c.120]

Расчет при статическом нагружении. Неподвижные или медленно вращающиеся подшипники (при п < 1 об мин), а также подшипники, совершающие качательное движение, рассчитывают на прочность для предупреждения появления на кольцах вмятин глубиной, превышающей 0,001 диаметра тела качения. Величины напряжений определяются по формулам Герца для шарикоподшипников [c.464]

Для расчета сплошных и полых валов по формулам (93) и (99) необходимо уметь определять полярные момент инерции и момент сопротивления круга и кругового кольца. [c.140]

Изменение порядка полос т на картинах полос для различных колец обычно хорошо соответствует расчету. С помощью формулы (2.47) можно определять давление р на контуре модели по результатам измерения порядка полос т в любой точке вдоль радиуса кольца. Заметим, что протарированное приспособление можно использовать и для определения оптической постоянной материала Оо на образцах в виде колец. [c.48]

На рис. 6.10, б показано тонкое упругое кольцо, сжатое жесткой обоймой (такого типа нагружение может быть вызвано, например, нагревом кольца). На рис. 6.10, в изображено тонкое упругое кольцо, стянутое гибкой нитью. В обоих случаях нагрузка, воспринимаемая кольцом, не гидростатическая, причем поведение колец при потере устойчивости даже качественно отлично от поведения кольца, теряющего устойчивость под действием гидростатической нагрузки [39]. Можно привести и другие примеры, когда по формуле для критической гидростатической нагрузки получается неверный результат. Значительно труднее указать практическую задачу, в которой использование формулы (6.20) строго обосновано. Единственный такой пример — это расчет на устойчивость длинной цилиндрической трубы под действием внешнего давления. [c.237]

В одном из устройств для медленных поворотов большой массы необходимо было применить специальный упорный шарикоподшипник диаметром больше 1 м (рис. 26, е). Обеспечить точную шлифовку дорожек обоих колец было очень сложно. После проведенных расчетов было решено верхнее кольцо оставить плоским к нему непосредственно было прикреплено зубчатое колесо для вращения. Расчет был прост. Тело, лежащее на торце верхнего кольца шарикоподшипника, имело вес Q. Для его поворота крутящий момент был определен по формуле что дало возможность определить окружную силу Pi. Для эвольвентного зубчатого зацепления в 20° это дало слагающую силу, действующую по нормали подшипника, 2=20 кгс. Естественно, она не могла сдвинуть с катков кольцо подшипника, и такая незамкнутая система обеспечила надежную работу устройства. [c.98]

В статье приведен вывод формул для расчета тонких круговых колец малой кривизны, нагруженных в плоскости кольца нагрузками, подобными тем, которые действуют на бандажи шаровых барабанных мельниц с фрикционным приводом. Рассмотрены четыре случая нагружения. [c.432]

Следовательно, изгибная жесткость многослойной конструкции при наличии контактного давления между слоями, вызванного предварительным напряжением или же внутренним давлением, имеет кусочно-линейный характер. Задачи расчета пространственного упругого напряженно-деформированного состояния многослойных конструкций являются нелинейными. Колебания многослойной конструкции при наличии контактного давления между слоями, вызванного предварительным напряжением или внутренним давлением, нелинейные. Затухание от начальной амплитуды до амплитуды, соответствующей точке перехода, происходит в течение полупериода — периода, что необходимо учитывать при определении различных импульсных нагрузок. Получены аналитические формулы для определения частоты собственных колебаний многослойного кольца дающие удовлетворительное совпадение с экспериментальными данными. [c.364]

Первые два члена в формуле описывают число Нуссельта при ламинарном течении теплоносителя. Для больших шагов решеток труб (л >1,3) расчетами по методу эквивалентного кольца получена формула для ламинарного течения, близкая к данным, полученным по (4.36) с учетом только этих двух членов [2] [c.137]

Анисимов С. А. Экспериментальная проверка формул для расчета протечек газа через поршневые кольца компрессора. Сб. Энергомашиностроение . Труды ЛПИ № 177, 1955. [c.219]

Кроме того, в соединительном кольце в результате центробежной силы, создаваемой массой кольца, возникают напряжения в тангенциальном и радиальном направлениях. Напряжения в радиальном направлении очень малы, поэтому их в расчет не принимают. Величину напряжения в тангенциальном направлении определяют по формуле [c.70]

На этих формулах основан расчет диска произвольного. профиля Разбив диск на п участков, представляющих собой кольца прямоугольного сечения, получим ряд дисков постоянной толщины, сопрягающихся на радиусах Гг (/=1, 2, 3..., ). [c.211]

Некоторого снижения напряжений на расточке можно достичь перепрофилированием полотна диска. Для этого после расчета диска строят кривые напряжений в зависимости от радиуса. На этот же график наносится кривая тангенциальных напряжений в свободно вращающемся тонком кольце. Напряжения в таком кольце определяются формулой [c.222]

Для определения коэффициента k более целесообразно использовать формулы для колец, учитывающие указанную выше неравномерность, так как в этом случае величина поправочного коэффициента не будет, очевидно, зависеть ни от характера нагрузок, ни от расположения опоры. Это тем более справедливо, что, как показывает анализ расчетов,экспериментов, та часть диафрагмы, в которой имеют место максимальные изгибающие напряжения (ф 0), работает в условиях, незначительно отличающихся от условий работы неразрезанного круглого кольца. Это значит, что при ф 0 основная часть решения дифференциального уравнения является лишь незначительным дополнением к нему. На рис. 143 показано изменение отношения полной величины максимального изгибающего момента к той его части, которую дает частное решение. Кривая построена для полукольца с опорой по наружному радиусу. Как видно, расхождение между точным решением и решением без учета наличия разъема (т. е. для круглого кольца) составляет не более 15%. Таким образом, для практических целей вообще можно было бы рассчитывать напряжения в диафрагмах, как в круглых кольцах, и затем с некоторым запасом увеличивать их на 15%. [c.329]

Анализ вапряжений. Зависимости, необходимые для расчета полей напряжений, а также описания схем построения численных алгоритмов приведены в разд. 7.2. Рассмотрим некоторые результаты расчетов. На рис. 7.23 приведены эпюры окружных напряжений в кольцах при действии внутреввего и наружного давлений. При неограниченной толщине кольца (цилиндра) из формул (7.21), (7.22) следует предельная оценка окружных напряжений [c.481]

В случае применения схемы тонкого кольца расчет производится по формулам (4.10) для Т1 = 1. При расчете по схеме тонкой цилиндрической оболочки частота радиальных колебаний определяется как низший корень частотного уравнения. Частотное уравнение и необходимые пояснения к расчету имеются в работе [50]. Изменение частот колебаний цилиндрической оболочки в случае прикрепления к фланцу или дну может быть учтено по методике работы [62]. Расчеты, выполненные для корпусов ЭМММ, показали, что при отношении длины к диaмeтpy /Ь = 1,5-т-4 снижением частот радиальных колебаний практически можно пренебречь. [c.79]

На фиг. 309 показан винтовой стопор, состоящий из винта 1, двух упорных колец 2 и гайки 3. Вращение гайки предотвращается планкой 4. Гайка и кольца имеют торцо вые выступы. При перемещении гайки по винту из одного крайнего положения в другое выступ гайки поочередно касается вцступа кольца. Расчет стопора производится по формулам, приведенным в табл. 215. [c.402]

В качестве примера рассмотрим расчет тонкостешюго кольца, равномерно вращающегося в своей плоскости с угловой скоростью со (рис. 25.5, а). Полученная в результате расчета формула напр [жений используется при расчете ободов маховиков и напряжений в ремнях ременных передач. [c.285]

В области оболочки, близкой к месту соединения с днищами, вследствие излома меридиана напряженное состояние будет мо-ментным и определять и о, по полученным формулам нельзя. Характер их изменения в пределах этой области показан на рис. Х.6, а. Обычно в месте соединения частей оболочки ставится укрепляющее кольцо (щпангоут), при наличии которого расчет оболочки можно вести по безмоментной теории. В дальнейщем во всех примерах будем предполагать существование щпангоутов в местах изломов меридианов. [c.326]

Параметры а , в (6.12) зависят от упругих констант материала, размеров кольца и значения давления. Зависимость (6.12) хорошо согласуется с экспериментальными замерами радиальных перемещений в пределах линейного участка нагружения. Радиальные перемещения в направлении большей жесткости ( ) оказались больше, чем в направлении меньшей жесткости (До)- Данные для численного сравнения, соответствующие материалу Sep arb-4D, приведены на с. 192. Расчет параметров, входящих в (6.12), по формулам, приведенным в работе [21], показал, что Oq > 0, 0. Следовательно, при нагружении колец внешним давлением в направлении, соответствующем ф = 0 в плоскости кольца , они являются менее податливыми на радиальное смещение, чем в направлении, соответ- [c.197]

Для расчета шиммов кольцевой конфигурации исполь зуется формула, описывающая z-компоненту магнитного поля тонкого кольца, питаемого током I и расположенно- [c.207]

Распределение усилия S°(ф) взаимодействия оболочки и кольца определяется из условия совместности их деформаций на линии контакта окружные перемещения оболочки v а=а. и кольца должны быть одинаковыми. Заметим, что попытка рассчитать цилиндрическую оболочку при граничных условиях (7.41), как безмоментную, привела бы к выводу, что эта оболочка вовсе не принимает участия в восприятии нагрузки. В самом деле, из условий = О при а = О, а = следовало бы, что везде 7 = Q [см. формулы (6.41)], а также 5 = onst, что соответствует только осесимметричному кручению оболочки. Но так как нагрузки Р не вызывают кручения, то 5 = 0. Таким образом, напряженное состояние оболочки близко к чисто мо-ментному. Поэтому при малой длине оболочки для ее расчета наряду с полубезмоментной теорией можно было бы использовать и теорию чистого изгибания. [c.327]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении. Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия АР, а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям (см. рис. 3.2). В сопряжениях А к В кв точке С имеются неизвестные разрывы AQ , А и АР. Осевое усилие АР создает в точке С неизвестный внешний изгибающий момент ДЛ1 =ЛРбк> вызванный переносом осевого усилия с радиуса / ш на радиусЛд. При выводе формулы (3.2) было показано, что для определения неизвестных разрывов А , Ад , AAf должны рассматриваться зависящие от них величины Af и Здесь И к - радиальное перемещение нажимного кольца в точке А от распорного усилия AQ , момента АМ , вызванного дополнительным усилием АР в шпильках, и внешней нагрузки . Л/ — изгибающий момент, возникающий после указанного выше переноса усилия АР и равный [c.138]

Принимая во внимание необходимость учета теплоты трения при расчетах теплового состояния поршня быстроходного дизеля и в то же время сложность непосредственного ее замера, можно использовать различные косвенные методы ее оценки. Одним из таких способов может служить расчет мощности потерь трения поршня по существующим приближенным формулам с последующим переводом мощности в теплоту. При подсчете теплоты трения поршня двигателя М-50 был принят следующий порядок расчета. Полагая, что основная доля работы трения поршня приходится на уплотнительные кольца, определяем мощность их трения, а затем теплоту. Для этой цели была использована зависиг,4ость, предложенная в работе [3]. На основании диаграммы давления в закольцевых пространствах считается, что тре1ше от давления газов развивает только первое и второе уплотнительные кольца, а остальные развивают трение от давления упругости. Принимая равными тепловые потоки в поршень и во втулку цилиндра, можно записать [c.251]

Оболочки устанавливались на жестком основании и нагружались сверху стальными плитами массой ЗОООН. До и после нагружения стальной рулеткой измерялись вертикальный и горизонтальный диаметры оболочек. Далее определялись изменения вертикального и горизонтального диаметров. Параллельно проводились испытания таких же образцов из монолитных труб. Для расчетов рассмотренного случая нагружения, когда кольцо диаметрально сдавливается жесткими недеформируемыми плитами, формула (1) неприменима. Однако, поскольку необходимо определить не перемещение, а жесткость многослойного кольца, то достаточно сравнить экспериментально полученные перемещения многослойного и монолитного колец. Измерениями установлено, что для многослойной оболочки имеет место = 81 мм и = 70,5 мм а для монолитной оболочки — гГ в = 5 мм и й>г = 4 мм. Отношение соответствующих перемещений составляет соответственно wjw = 16,2 wrjwr = 17,7. В случае отсутствия взаимодействия между слоями это отношение составило бы = 16. По данным эксперимента это отношение отличается от f на [c.214]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...