69 — Формулы 47—56 — Масса нагрузкой

Число твердости HV, получаемое в результате испытания, как это было указано выше, является частным от деления массы нагрузки на площадь поверхности отпечатка и выражается формулой [c.142]

Для определения замедления ненагруженной кабины при движении вверх в ту же формулу (5.43) подставляют статический и тормозной моменты ненагруженной кабины и и маховой момент системы ненагруженной кабины Dj при отсутствии в поступательно движущихся массах нагрузки 1,1 Q. [c.159]

Неравномерное вращательное движение звена рис. 46, б). Инерционная нагрузка состоит из силы инерции Рц> определяемой формулой (9.1), и инерционного момента М,,, определяемого формулой (9,2). Модуль полного ускорения центр. масс звена в этом случае равен [c.78]

Постоянную А найдем из граничных условий на наружном контуре (при г = Г2). Если диск подвергается действию только инерционных сил собственной массы, вызванных его вращением, а внешняя нагрузка на наружном контуре отсутствует, т. е. Ог, = О, то, согласно формуле (16.83), [c.463]

При расчете виброзащиты частота колебаний основания сОв обычно известна. Поэтому если выбрать предварительно амортизатор, то можно определить по его паспортным данным жесткость с, соответствующую его амплитуде и номинальной нагрузке. Тогда по известной массе т определяют частоту со. Затем по формуле (33.10) вычисляют коэффициент йи- [c.411]

Для уменьшения массы и габаритов цепных передач число зубьев г меньшей звездочки должно приближаться к 13 (рекомендуемые значения 21 = 31 — 21) С у.меньшением 21 возрастают шум и ударные нагрузки. Поэтому 21 назначают в зависимости от передаточного отношения, которое определяется по формуле [c.433]

Полагаем, что в момент удара стержень будет нагружен силами инерции q, массы стержня, равномерно распределенной по его длине. Эти силы неизвестны, поскольку неизвестны ускорения, какие будут иметь место при ударе стержня. Поэтому для определения потенциальной энергии деформации воспользуемся формулами потенциальной энергии в стержне, нагруженном равномерно распределенной нагрузкой [c.713]

Нормальная нагрузка при ударе меняется с изменением массы сменного молота. Силу удара Р, выраженную через импульс движения, рассчитываем по формуле [c.128]

Центробежные нагрузки от массы поворотного устройства, изделия и груза определяются по формулам [c.64]

Параметры 7 = (координата начала закрытия впуска сжатого воздуха) и ttg = X (отношение массы m2 цилиндра к суммарной массе nil поршня и нагрузки) определялись по формулам [c.29]

Номинальные напряжения в опасных сечениях детали. По действующим внешним нагрузкам (силы инерции масс, поступательно движущихся и вращающихся) и удлинению при затяжке определяются Р = 1020 кГ — максимальная инерционная сила, действующая на болт Г = 6500 кГ — сила предварительной затяжки, определяемая по формуле [c.476]

Системы упругие — Масса приведенная— Расчет 439 1— Нагрузки динамические — Формулы [c.644]

Полученная формула свидетельствует об одинаковом механизме воздействия нестационарных граничных условий на процесс тепломассообмена в пучке витых труб независимо от числа Рг д. Действительно, производная по времени мощности тепловой нагрузки ЭЛ /Эг связана с производной для температуры стенки ЭГ /Эг, входящей в безразмерный параметр, определяемый выражением (5.46) и учитывающий изменение турбулентной структуры потока в пристенном слое при изменении температуры стенки труб. Поэтому действие величины дN/ )т)y на коэффициент к должно быть независимым от шага закрутки витых труб, или числа Рг . В то же время с уменьшением числа Рг, , (или 3/(1) интенсивность закрутки потока в пучке возрастает, а рост закрутки потока увеличивает уровень турбулентности прежде всего в пристенном слое, интенсифицируя обменные процессы между пристенным слоем и ядром потока. Кроме того, увеличиваются конвективный перенос между соседними ячейками пучка и организованный перенос массы теплоносителя по винтовым каналам труб в межтрубном пространстве. Эти обменные процессы в пучке витых труб должны ускорять процесс выравнивания температурных неравномерностей в потоке при уменьшении числа Рг и при нестационарном протекании тепломассообменных процессов. Поэтому при одинаковой структуре формул (5.63) и (5.60) для пучков с Рг = 57 и 220 и идентичной качественной зависимости коэффициента к от числа Фурье Ро количественно результаты расчета по (5.63) и (5.60) отличаются при одном и том же числе Ро (рис. 5.18, 5.19). При этом для пучка с числом Рг = 57 значения коэффициента к в первые моменты времени существенно меньше, чем значения коэффициента к для пучка с Рг = 220. При Рг = 10 [c.167]

Прогиб уо вала под действием статической нагрузки от собственной массы, как известно, выражается формулами [c.308]

В качестве расчетной схемы принят ротор (вал с сосредоточенной массой М в середине), вращающийся ка двух подшипниках (рис. 58). Нагрузка каждого подшипника принята P=Mg/2. Ротор вращается на упругих масляных пленках, жесткость которых при нагрузке Р равна Сп. Исходными формулами для вывода зависимости между изменением критической частоты собственных колебаний ротора при изменении нагрузки подшипников являются [c.133]

Фиктивность расчета неравномерности по грубым формулам несколько снижается, но все же остается и при агрегате, работающем на изолированную, не приключенную и к другим агрегатам сеть. Внезапная нагрузка работающего вхолостую агрегата полной мощностью не встречается и здесь. Его полная внезапная разгрузка мыслима лишь при его аварийном отключении от сети, а тогда большое изменение его оборотности для сети безопасно. Однако изолированно теперь работают лишь маломощные агрегаты. Заметные колебания оборотности в их сетях не имеют такого большого значения, как в сетях крупных, а с другой стороны, и снабжение таких агрегатов массами, несколько преувеличенными в запас против ненадежного расчета, обходится недорого. [c.221]

Значения нечувствительных скоростей для конкретных систем грузов можно получить из формул табл. 16, приравнивая нулю величину реакции. Нечувствительных скоростей не имеют распределенные по синусоиде или по треугольнику нагрузки (системы 1 и 4), а также сосредоточенная масса в среднем сечении и кососимметричная пара масс в опорных сечениях (систе.мы 9 и 13). Оценку значений относительных нечувствительных скоростей Пи, [c.69]

Спираль для пружинных весов. Выбор спирали и ее калибровка осуществляются следующим образом. Для приготовления спирали использовать плавленый прозрачный кварц с нулевым коэффициентом расширения. Деформация спирали должна соответствовать закону Гука. Для установления пригодности и чувствительности спирали произвести ее калибровку на спираль подвесить чашку 3 с крючком из тонкой стеклянной нити 4, верхний крючок которой служит указателем весов, и отметить катетометром (рис. 5.3) начальное положение указателя весов (/о) затем на чашку поместить гирьку массой 0,5 г и определить новое положение весов (f). Разность между отсчетами будет соответствовать растяжению спирали от нагрузки (0,1 0,3 0,5 гс и т. д.). Чувствительность спирали ф рассчитать по формуле [c.159]

Хотя полученные формулы для аэродинамических нагрузок и являются приближенными, однако это не вызывает значительных погрешностей при определении напряжений в корпусе ракеты. Как уже отмечалось в предыдущем параграфе, основной нагрузкой, определяющей прочность ракеты, является сила тяги. Максимальные сжимающие силы в данном сечении корпуса в основном определяются осевыми силами инерции масс, лежащих впереди этого сечения, и внутренним давлением наддува (для баков). Изгибающие моменты, вызванные поперечными аэродинамическими силами, относительно невелики. Максимальные напряжения от этих моментов, как правило, меньше напряжений от осевого сжатия. Поэтому вполне допустимо уточненные расчеты аэродинамических нагрузок отнести к проверочным расчетам, когда уже бывают известны результаты продувок моделей. [c.281]

В этой формуле Qi - нормативные нагрузки в рассматриваемом элементе, в качестве которых принимаются максимальные нагрузки рабочего состояния или аварийные нагрузки в соответствии с расчетным случаем и возможной их комбинацией щ - коэффициенты перегрузки, учитывающие возможное превышение действительными нагрузками их нормативных значений. Значения этих коэффициентов устанавливаются на основе практического опыта с учетом назначения кранов и условий их эксплуатации для собственной массы металлоконструкции п = 1,05... 1,1 для расположенного на конструкциях оборудования П2 = 1,1... 1,3 для груза щ — 1,1... 1,5 (большие значения принимают для малых грузов и для тяжелого режима работы) щ < 1,5 - коэффициент перегрузки горизонтальных сил инерции, зависящий от ускорений при пусках и торможениях П5 = 1,2...2,о - коэффициент, учитывающий раскачивание груза для ветровой нагрузки пе = Г, 1 (в соответствии с указаниями ГОСТ 1451 - 77 учитывается только для нерабочего состояния крана) для монтажных нагрузок принимают коэффициенты перегрузки Пм = /,2 для транспортных нагрузок при транспортировании по железной дороге и водным путям Птр = 1)1, а. при транспортировании автотранспортом Птр = /,3 (при расчете на сопротивление усталости, где в качестве нормативных нагрузок принимают эквивалентные нагрузки, коэффициенты перегрузки п, = 1) Л - геометрический фактор рассчитываемого элемента (площадь, статический момент инерции, момент сопротивления). [c.491]

Ранее указывалось на сложный характер распределения моментов на валах (полуосях) автомобилей с колесными формулами б х4, б X 6, 8 X 8. В табл. 3.6. и 3.7 приведены некоторые результаты обработки осциллограмм при движении автомобиля ЗИЛ-131 (полная масса 10,86 т) на щебеночной и грунтовой дорогах [14, 34]. Блокированный привод трансмиссии приводит к тому, что в режиме движения с колесной формулой 6x4 основные нагрузки (по средним значениям М) испытывают элементы заднего моста. В режиме движения 6x6 полуоси нагружены отрицательными (средний мост) или близкими к нулевым положительным крутящим моментам [c.113]

Для упрощения расчета при выводе формул будем пренебрегать кривизной отдельной ячейки, принимая за расчетную схему плоскую пластинку. Для применяемых в практике вафельных оболочек это допущение занижает расчетную нагрузку примерно на 20% и будет тем справедливее, чем меньше размер ячеек. Окончательные же значения критической нагрузки принимаются по экспериментальным данным. Отметим также, что допущения при расчете местной устойчивости не влияют на массу конструкции, поскольку оптимальность оболочки не зависит от размеров ячеек. [c.55]

Приближенная оценка массы и несущей способности. Если требуется, не вдаваясь в конструктивные подробности оболочки, по заданной нагрузке определить эквивалентную толщину или для заданной б оценить Т р, расчет проводится по следующим формулам если задана Г р [c.63]

Современные инженерные методы расчета промышленных и гражданских сооружений, энергетического и промышленного оборудования основаны на квазистатическом подходе. Сейсмостойкость обеспечивают расчетом на некоторые статические горизонтальные и вертикальные нагрузки, получаемые умножением масс конструкции на нормативные значения горизонтальных и вертикальных ускорений. Последние определяют по формулам типа [c.252]

Для определения замедления я .г нагруженной кабины прп двпжеипп вниз в формулу для ускорения (5.43) подставляют вычисленные значения статического и тормозного моментов при нагруженной кабине и Mjr) и махового момента системы при нагруженной кабине GDl прп наличии в составе поступательно движущихся масс нагрузки 1,1 Q. [c.159]

Определить динамическую нагрузку в передаточном механизме Л дн , (О с точностью до первых двух гармоник по формуле (4,54) для всех положенн механизма. Построить график А/д 1, (<о,р)/. Проверить выполнение условия M . p > /Мд , ах. HeBbHiojujemie этого условия приводит к тому, что момент, пере-даваемыГ передаточным механизмом, будет менять свое направление в течение каждого н,икла. Уменьшение динамической нагрузки в передаточном механизме может быть достигнуто установкой маховика на выходном (тихоходном) валу передаточного механизма, что, однако, требует увеличения массы маховика по сравнению со случаем, когда маховик устанавливается на быстроходном валу (валу двигателя). [c.134]

В кинематических парах движущегося механизма силы инерции звеньев вызывают дополнительные динамические нагрузки. Возникают эти нагрузки и в кинематических парах, связывающих механизм со стойкой или фундаментом механизма. Уравновешивание динамических нагрузок на фундамент рассмотрим на примере плоского механизма. Если все силы инерции звеньев ирнве-сти к центру масс механизма, то в соответствии с формулой (7.3) получим главный вектор сил инерции F = —где те— масса механизма, а — вектор ускорения центра масс С, и вектор главного момента сил инерции Г,,. Условием уравновешенности механизма на фундаменте будет равенство нулю проекций этих векторов на оси координат Рц = 0 Л, = 0 7,, = 0 7 j,= = 0. Первые два условия говорят о том, что ас = О, или [c.405]

Решение. Выделим двумя поперечными сечениями с координатами г и г-4- dz бесконечно малый элемент стержня массой yFdz/g. Центробежная сила, соответствующая этому элементу, равна yFdzjg)(Si z. Интенсивность раРпределенной вдоль оси стержня нагрузки, создаваемой центробежными силами, равна рг — yFa z/g. Эпюра этой нагрузки изображена на рис. 17.21,6, Продольная сила в сечении с координатой z определяется по формуле [c.49]

Режимы сброса нагрузки, рассматриваемые на основе линейных уравнений, представляют ограниченный интерес, особенно режимы полного сброса нагрузки в машинных агрегатах с передачами вследствие влияния зазоров. Если кинематические пары передаточных механизмов выполнены беззазорными, то относительную скорость исполнительного звена и моменты сил упругости в соединениях на участках между массами в режиме полного сброса нагрузки можно определить по формулам (6.28). Для машинного агрегата, схематизированного в виде двухмассовой системы, вос-пользовавп1Ись указанными формулами, получим [c.76]

В случае ротора переменного сечения с массой т (х) формулы типа (3) и (5) выводятся из рассмотрения в интервале Ах = LAx неуравновешенности с эксцентриситетом е (х) = Qzim [x)gLAx при Аг, стремящемся к нулю вне этого интервала е (х) = 0. Погонная нагрузка равна произведению соответствующей функции эксцентриситета на т (г)со . Для валов с названными граничными условиями [c.74]

Веса подшипников и ротора обычно принимают в виде сосредоточенных нагрузок, так как ширина стульев подшипников мала по сравнению с длиной ригелей. Нагрузки от продольных балок и расположенного на них оборудования считают передаюш имися на стойки в виде сосредоточенных сил. В силу сказанного эквивалентные массы гп и ГП2, сосредоточенные в вершинах стоек и середине ригелей, определяют по формулам [c.102]

Дело в том, что при враш ении супермаховика его внешние витки, судя по формуле (3. 6), напряжены больше внутренних. С одной стороны, это хорошо, поскольку такое распределение напряжений обеспечивает безопасность при превышении допустимой скорости врагцения и разрушении супермаховика. Первым разрушается наиболее напряженный внешний виток . Отслоившийся конец ленты отходит от остальных витков и, стремясь двигаться по инерции прямолинейно, прижимается к корпусу с достаточно большой силой. Трением о внутреннюю цилиндрическую поверхность корпуса он, как тормозной лентой, автоматически останавливает супермаховик. При этом основная масса супермаховика остается целой. Когда супермаховик изготовлен из тонких легких волокон, склеенных между собой, он может разорваться и полностью. Хотя осколков в этом случае не образуется, но вся нагрузка, которую мгновение до разрыва несло тело супер маховика, сразу же перекладывается на корпус, который может этого не выдержать. Этот случай гораздо опаснее первого. [c.103]

Однако в реальной зубчатой передаче цередаваемая мощность по сравнению с расчетной формулой (7.14) значительно занижена из-за неизбежно возникающей динамической нагрузки. Появление динамической нагрузки зависит от многих причин, в том числе от распределения масс и упругих свойств всей системы привода, от внешней нагрузки и крутящего момента электродвигателя, погрешностей изготовления, сборки и монтажа зубчатой передачи, деформации зубьев под нагрузкой. Эти причины приводят при равномерном вращении колеса к неравномерному вращению шестерни, при постоянстве среднего передаточного числа к переменному мгновенному передаточному числу, что вызывает появление в передаче шума, стука и вибрации (6.4). [c.360]

Функции Ли/ — двухпараметрические параметры > и А. Теперь нетрудно понять, что для уменьшения массы при /= onst выгодно увеличивать А при уменьшении Ь. Приближаясь к пределу, получим тонкий лист, применение которого в качестве балки нецелесообразно. Во-первых, обладая хорошим сопротивлением изгибу в одной плоскости, он неустойчив и не способен воспринимать случайные или второстепенные нагрузки в другой плоскости. Во-вторых, не всегда приемлемо увеличение габаритов конструкции в плоскости А. Из интегральной формулы для / следует, что выгодно удалять массу материала от нейтральной оси х, где она малоэффективна. Таким путем были разработаны формы швеллера и двутавра (рис. 0.2, б, в). [c.18]

Широкие кинематические возможности планетарной передачи являются одним из основных ее достоинств и позволяют использовать передачу как редуктор с постоянным передаточным отношением как коробку скоростей, передаточное отношение в которой изменяют путем поочередного торможения различных звеньев как дифференциальный механизм. Вторьш достоинством планетарной передачи является компактность, а также малая масса. Переход от простых передач к планетарным позволяет во многих случаях снизить массу в 2...4 раза и более. Это объясняется следующим мощность передается по нескольким потокам, число которых равно числу сателлитов. При этом нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз внутреннее зацепление (р я Ь) обладает повышенной нагрузочной способностью, так как у него больше приведенный радиус кривизны в зацеплении [см. знаки в формуле (8.9)] планетарный принцип позволяет получать большие передаточные отношения (до тысячи и больше) без применения многоступенчатых передач малая нагрузка на опоры, так как при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются. Это снижает потери и упрощает конструкцию опор (кроме опор сателлитов). [c.193]

Задаются отношением l d. Распространенные значения II = = 0,5...1. Короткие подшипники (11с1<0,4) обладают малой грузоподъемностью (рис. 16.6). Длинные подшипники (// /> 1) требуют повышенной точности и жестких валов. В противном случае увеличение вредного влияния монтажных перекосов и деформаций не может компенсироваться уменьшением условного давления в подшипнике р=Гг/(1с1)]. При выборе // / учитывают также и конструктивные особенности (габариты, массу и пр.). Выбранное значение l d проверяют по допускаемым [р] и pv [см. формулы (16.9) и (16.10)]. Эта проверка предупреждает возможность заедания и повышенного износа в случаях кратковременных нарушений жидкостного трения (пуски, перебои в нагрузке, подаче масла и т. п.). [c.342]

Метод уточненных структурных формул (табл. 1.5) применим для вращающейся печи (рис. 1.14). Такая печь имеет длину 180...200м, диаметр 7 м и массу до 6000 т. Она опирается на 15 роликов (14 с горизонтальный осью и 1 с вертикальной) с нагрузкой на каждый до 5 МН. Подвижности рассмотрены только линейные и угловые. В табл. 1.5. приведены две неплоско-плоские замены, заменяющие звено [c.393]

Перфокарта 5. Ввод вещественной переменной Q и массивов L(N), UM(NK), где Q - нормальная нагрузка L(N) - массив целых чисел, содержащий признаки граничных условий Ijij = 1,2 N)] UM(NK) - массив, содержащий компоненты вектора и [см. формулу (7.3) ]. [c.140]

Приближенная оценка массы и несущей споо ности. Когда требуется, не вдаваясь в конструктивные подробности вафельной оболочки, по заданной нагрузке определить эквивалентную толщину (для оценки массы) или для заданной 6g оценить Гкр, расчет проводится по формулам если задано [c.57]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...