Расчет вала ступицы

Расчет вала ступицы [c.46]

Выше был описан расчет вала ступицы автомобиля модели Фольксваген-1600 , а ниже будет показан выбор размеров полуоси. [c.51]

Примечание. Резинокордные элементы придают муфтам повышенные упругие и компенсирующие свойства. Упругие свойства характеризуются углом закручивания при номинальном значении момента (см. таблицу). Допускаемые угловые перекосы валов составляют 5...6°, а радиальное и осевое смещения — до 10 мм. Дополнительные силы и изгибающие моменты, появляющиеся при таких перекосах валов, малы, ими можно пренебречь при расчете валов и подшипников. В конструкции муфты предусмотрена возможность удаления оболочки без снятия ступиц. [c.419]

Вместе с тем формальный расчет прессовых соединений, основанный на предположении постоянства сечений по длине деталей и игнорирующий концевые условия, не выявляет истинной величины напряжений. Фактическая несущая способность и прочность соединения сильно зависят от формы охватывающей и охватываемой деталей. Неравномерная жесткость деталей (ступенчатые валы, ступицы с дисками и т. д.) обусловливает [c.485]

Расчет клеевых соединений. Расчет клеевых соединений на прочность ведется по формулам, аналогичным для расчета паяных соединений. Например, для соединений типа вал-ступица при одновременном действии на соединение вращающего момента Г и осевой силы расчет ведут по равнодействующей сдви- [c.179]

Рассмотрим устройство редукторов серии РГП (см. рис. 25). Он состоит из корпуса 19, крышки Ь. Крышка крепится к корпусу болтами. Для предотвращения взаимных смещений при изготовлении и сборке редуктора корпус и крышка жестко фиксируются двумя коническими штифтами. В корпусе редуктора смонтирован червячный вал 13. Для удобства сборки радиально-упорные подшипники, которые воспринимают осевую и радиальную нагрузки червяка, помещены в специальном стакане 6. Между подшипниками установлены дистанционные кольца 20, толщина которых выбрана с таким расчетом, чтобы осевой люфт червячного вала был минимальным (не более 0,02—0,05 мм в зависимости от габаритов подшипника и класса его точности). Для предотвращения осевых смещений подшипников относительно червячного вала служат специальные стопорные шайбы и гайки 5, которые поджимают подшипники к заплечикам вала. Смещение наружных колец радиально-упорных подшипников относительно стакана предотвращает специальная разрезная гайка 18 (планшайба). На другом конце вала установлен радиальный подшипник, который имеет возможность смещаться в осевом направлении во время работы. Этот подшипник так же, как и радиально-упорный, расположен в стакане. Для точной установки червячного вала на зубофрезерном станке и в корпусе редуктора на червяке имеются две базовые шейки 16 и торец 17. Совмещение горловины (средней плоскости червяка) с осью червячного колеса достигается установкой специальных разрезных прокладок 21 между стаканом 6 и корпусом. Стаканы крепятся к корпусу шестью шпильками. Чтобы предотвратить течь масла из корпуса редуктора через подшипниковые узлы, в стаканы устанавливают армированные манжеты, изготовленные но ГОСТ 8752—70. Колесо (венец) 23 устанавливается иа специальный вал-ступицу 22 (вал с фланцем для крепления колеса) я [c.65]

Зубчатое соединение никогда не является самостоятельным узлом механизма, хотя и может быть сборочной единицей. Как и все соединения типа вал—ступица, зубчатые соединения выполняют не только свою прямую функцию — передачу крутящего момента от вала к ступице или наоборот, — но и несут еще, как было показано выше, побочные нагрузки. При передаче основных и побочных нагрузок происходят упругие взаимные перемещения, следовательно, упругие характеристики узла находятся в зависимости от упругих характеристик соединений, входящих в него. Эти зависимости, как правило, не выражены достаточно явно, поэтому во многих случаях при проектировании и расчете узлов не учитываются упругие свойства соединений. Здесь можно отметить две крайности либо соединение считают абсолютно жестким — при расчете, например, продольной концентрации нагрузки на зубьях шестерни, либо его жесткость не учитывают совсем, как например, при расчете валов на изгиб. Ниже рассматриваются основные случаи, когда учет свойств зубчатого соединения при проектировании и расчетах узлов представляется необходимым. [c.196]

Выбрать для расчета длины ступицы геометрические параметры прямобочного зубчатого соединения, если расчетный диаметр вала = 40 мм. [c.298]

VI. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары. Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес и др.), диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника зависят от диаметра вала. Обычно вначале определяют диаметр выходного конца вала, а затем, учитывая конструктивные особенности, назначают диаметры посадочных мест для зубчатых колес и подшипников. Для последующего вьшолнения уточненного расчета вала надо установить расстояния между точками приложения сил (активных и реактивных) на оси вала, определить реакции подшипников, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. В нашем случае известны только активные силы, действующие на валы со стороны зубчатого зацепления. [c.307]

V. Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары. Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца, ширина подшипника и др.) принимают в зави-симостя от диаметра выходного конца вала. Этот размер определяют приближенна [c.322]

Вместе с тем формальный расчет прессовых соединений, основанный на предположении постоянства сечений по длине деталей и игнорирующий концевые условия, не выявляет истинной величины напряжений. Фактическая прочность соединения сильно зависит от формы охватывающей и охватываемой деталей. Неравномерная жесткость деталей (ступенчатые валы, ступицы с дисками и т. д.) обусловливает неравномерное распределение контактных давлений и напряжений по длине соединения. Резкие скачки напряжений возникают на кромках соединения. [c.446]

Рис. 1.28. При расчете соединения ступицы с валом для определения напряжений при изгибе (а) следует учитывать как момент сопротивления вала I, так и момент сопротивления напряженных охватывающих деталей 2. При расчете на кручение (б) учитывается только круговое сечение вала, а при расчете на растяжение (в) — вся площадь Лц,

Рис. 1.32. Схема расчета максимальных эквивалентных напряжений, которые возникают в валах ступицы переднеприводного автомобиля при трогании с места и торможении. Следует учитывать, расположены тормозные механизмы у колес или у дифференциала

На начальной стадии эскизного проектирования расчеты, как правило, выполняют приближенными. Окончательный расчет для выбранного варианта конструкции выполняют в форме проверочного. Отдельные размеры элементов деталей (например, диаметры выступающих концов валов, ступиц, дисков, ободьев тел вращения и др.) не рассчитывают, а принимают на основании существующего опыта проектирования подобных конструкций, обобщенных в нормативно-справочных документах. [c.17]

В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине или на краях ступицы (рис. 22.4, г). [c.235]

Рис. 7.7. К расчету соединений вал-ступица с натягом

Проверочный расчет валов. После предварительного расчета вала (см. 7.2), определения его конструкции, подбора подшипников, расчета соединений "вал—ступица" выполняют проверочный расчет вала на сопротивление усталости и жесткости. В отдельных случаях валы рассчитывают на колебания. [c.308]

Расчет соединений вал — ступица [c.421]

Длину посадочного отверстия колеса желательно принимать равной ширине зубчатого венца — Длину ступицы согласуют также с расчетом соединения (шпоночного, шлицевого или соединения с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал, и с диаметром посадочного отверстия 11 [c.64]

Длину 1er посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины bj зубчатого венца (/ a 2)- Принятую длину ступицы согласуют с расчетной (см. расчет соединения шлицевого, с натягом или шпоночного, выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал) и с диаметром посадочного отверстия d. [c.63]

Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение концы скругленные (рис. 6.1, а) или плоские (рис. 6.1, б). Стандарт предусматривает для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных расчетах размеры А и А берут из табл. 24.29 и определяют расчетную длину 1р шпонки. Длину 1= 1р + Ь шпонки со скругленными или / = /р с плоскими торцами выбирают из стандартного ряда (табл. 24.29). Длину ступицы назначают на 8... 10 мм больше длины шпонки. Если по результатам расчета шпоночного соединения получают длину ступицы а 1,5Д то вместо шпоночного целесообразнее применить шлицевое соединение или соединение с натягом. [c.77]

На следующем этапе (эскизное проектирование) выполняются проектировочные расчеты, позволяющие приближенно определить размеры основных деталей (шестерен, валов, муфт и др.) и сделать эскизный чертеж проектируемого устройства. Размеры некоторых элементов деталей (например, обода, диска, ступицы зубчатого колеса, литого или сварного корпуса и т. д.) можно определить по рекомендациям, составленным на основе опыта проектирования подобных конструкций. На параметры многих деталей машин (подшипники, муфты, смазочные устройства и др.) имеются ГОСТы, ознакомление с которыми и применение — одна из важных задач курсового проектирования. [c.6]

Коэффициент пропорциональности р в расчете на осевой сдвиг при нагружении на кон сольной части вала или оси равен 0,08, а при нагружении между опорами через ступицу 0,05. В расчетах ма проворот значения (i примерно на 20 % меньше. Множитель d/l показывает, что при коротких ступицах (больших d/l) прочность сцепления должна понижаться больше, чем при длинных. [c.82]

Расчет призматической шпонки (рис. 3.49). Размеры сечений шпонки (ширину Ь и высоту к) и глубину паза вала г выбирают в зависимости от диаметра д вала по СТ СЭВ 189—75 (см. приложение 1). Длину шпонки конструктивно принимают на 5. . . 10 мм меньше длины ступицы, согласовывают со стандартом и проверяют на смятие [c.297]

Расчет шпоночных соединений. Сечение шпонки подбирают по диаметру вала d длину — обычно на 5—10 мм короче ступицы закрепляемой детали соединение проверяют на смятие. [c.373]

Рассмотренные типы шпоночных соединений стандартизованы. Размеры сечения Ь и /г) клиновой и призматической шпонок выбирают по ГОСТам в зависимости от диаметра вала, а длину назначают по размеру ступицы, насаживаемой на вал детали, и проверяют расчетом на прочность. Все размеры сегментной шпонки (Ь, к, Я, /) выбирают по ГОСТу в зависимости от диаметра вала затем проверяют соединение на прочность. При недостаточной прочности соединения одной шпонкой по длине ступицы, насаживаемой на вал детали, устанавливают две или даже три сегментные шпонки. [c.395]

Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25 -ь0,3)/ от внутреннего торца подшипника (рис, 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Ыагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). [c.410]

Нагрузки па вал обычно передаются через сопряженные с ним детали (зубчатые колеса, шкивы, муфты, подшипники). Передающиеся на вал нагрузки в зависимости от ряда условий (жесткости сопря>кенных элементов, специфики их работы, точности изготовления и сборки узла) фактически распределяются вдоль рабочих элементов по различным закономерностям, определяя тем самым характер распределения усилий но валу. Расчетные нагрузки, распределенные по длине зубьев зубчатых колос, пальцев упругих муфт, вкладышей подшипников скольжения, вдоль шпонок, зубьев шлицевых валов, при составлении расчетной схемы вала обычно принимают за сосредоточенные силы, приложенные по середине длины элементов, передающих силы или моменты. Поскольку вал и ступицы работают совместно, можно точнее вести расчет вала на действие двух сосредоточенных сил, приложенных на расстоянии (0,25ч-0,35) I от кромок ступицы, где I — длина ступицы (рис. 3). Меньшие зпачеиия смещения точек приложения сил соответствуют жестким ступицам и неподвижным посадкам, большие — податливым ступицам и подвижным посадкам. [c.102]

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]

Проверочные расчеты элементов передачи производятся после завершения разработки эскизного проекта. При этом рассчитываются механические передачи, валы, оси, подшипники, соединения вал — ступица, встроенные фрикцибньшге муфты (если таковые имеются в приводе), резьбовые соединения. Указания к порядку проведения проверочных расчетов приводятся в соответствующих главах настоящего пособия. По результатам проверочных расчетов при необходимости вносятся изменения в эскизный проект, после чего его можно рассматривать как учебный технический проект. [c.381]

IV. Эскизная компоновка. Предварительный расчет валов. Подбор подшипников. 1. Эскизную компоновку редуктора (рис. И.2) выполняем в соответствии с рекомендациями, изложенными в 7.1. Заметим при этом, что виду небольшой окружной скорости в зацеплении (и=0,95 м/с) проектируем смазывание подшипников пластической мазью. Длй предотвращения вытекания мази из подшипниковой Полости внутрь редуктора устанавливаем мазеудерживающие кольца (Конструкцию и размеры см. на рис. 8.10), а в крышках с отверстиями для выступающих концов валов — манжеты резиновые (размеры см. в табл. 8.3). Длину ступицы колеса определяем по рекомендациям на с. 161 / =(1.0.. . 1,5) =1,1 50= =55 мм. По параметрическому ряду Ra20 яринимаем /<. =56 мм. [c.216]

Рис. 1.31. Схема расчета иа кратковременную прочносгь при одновременном действии нескольких видов нагружения. Схему следует применять для вычисления напряжений в валах ступицы при движении по дороге с выбоинами

Проверочный расчет вала выполняют по его расчетной схеме. Основными силами, действующими на валы, являются силы от передач, распределенные по длине ступицы. На расчетных схемах эти силы, а также вращающие моменты изофажают как сосредоточенные, приложенные к середине ступицы (рис. 8.14). [c.308]

Для упрощения расчета допускают, что шпонка врезана в вал па половину uoeii высоты, напряже ния распределяются равномерно по высоте и д]шне шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений разно t//2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем услиль прочности в виде [c.76]

Расчет прессовых соединений на коррозионно-механическое изнашивание пока не разработан, но известны методы снижения или даже устра1(ения этого вида изнашивания повышение твердости поверхностей посадки уменьшение напряжений а и т путем увеличения диаметра в месте посадки увеличение давления посадки р, а следовательно, и сил трения, которое сокращает распространение деформаций внутрь ступицы и уменьшает относительные перемещения образование кольцевых проточек по торцам ступицы (см. рис. 7.8). Эти проточки увеличивают податливость ступицы, позволяют ей деформироваться вместе с валом и уменьшают микросдвиги. [c.90]

В расчете несущей способности по ГОСТ 21425—75 учитывается лишь радиальное циклическое скользь ение, а наличие перекосов, эксцентриситетов нагрузки, погрешносей монтажа, влияние различной податливости вала и ступицы уштывается соответствующими коэффициентами. Названный ГОСГ не может использоваться для зубчатых соединений валов со шкивами, паразитными шестернями и специальных соединений для юмпенсации перекосов. [c.74]

Кр — коэффициент условий работы (Кр = КсКос)- Коэффициент, учитывающий условия смазки соединения — Кс- При обильной смазке без загрязнения /Сс = 0,7 при средней смазке /Сс=1 при бедной смазке и работе с загрязнениями /Сс=1,4. Кос — коэффициент, учитывающий условия осевого закрепления ступицы на валу и ее перемещение под нагрузкой. При жестком закреплении ступицы на валу Кос=1 при закреплении с помощью вилок, допускающем небольшие осевые смещения, Кос = 1,25 при осевых перемещениях под нагрузкой /Сос = 3. Расчет на износ малоответственных шлицевых соединений можно производить по средним давления (табл. 5.10). [c.91]

Допустимая сила между шпонкой и валом определяется из расчета на смятие при треугольной по ширине шпсзпки эпюре давления, образуемой в результате забивки uiHOHKH и действия момента. Допустимый момент складывается из момента трения между валом и ступицей и валом и шпонкой плюс момент от треугольной эпюры давления на птопке. [c.130]

В дальнейших расчетах удобнее пользоваться не линейной жесткостью, а угловой. Чтобы перейти к ней, закрепим неподвижно ступицу в сечении 2 колеса 2 , а к валу большего колеса Zt в сечении сЗ приложим момент Mi. Под его действием зубья сдеформи-руются, и сечение J повернется на угол фл. Очевидно, что 6, а = Подставим эти выражения в уравнение f, = 6r, [c.253]

Расчет и выбор посадок с натягом. Посадки с патягом предназначены в основном для получения неподвижных неразъемных соединений без дополнительного крепления деталей. Иногда для повышения надежности соединения дополнительно используют шпонки, штифты и другие средства креилення, как, например, при крепле-ппи маховика на коническом конце коленчатого вала двигателя. Относительная неподвижность деталей обеспечивается силами сцепления (трения), возникающими на контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединения. Благодаря надежности и простоте конструкции деталей и сборк1г соединений эти посадки применяют во всех отраслях машиностроения (например, при сборке осей с колесами на железнодорожном транспорте, венцов со ступицами червячных колес, втулок с валами, составных коленчатых валов, вкладышей подшипников скольжения с корпусами и т. д.). [c.222]

При расчете призматических шпонок принимают, что. дюмент передается с вала на ступицу боковыми узкими граня.ми шпонки. При этом на них возникают ]1апряження смятия (см. рис. 3.28, б), а в продольном сечении шпонки — напряжения среза. [c.386]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...