Напряжения в ч валах — Определение по форме

Известно, что при определенной форме галтели (обтекаемая галтель) для ступенчатого вала можно получить напряжения по [c.264]

Коленчатый вал отлит из высокопрочного чугуна с глобулярным графитом. Для стабилизации размеров при химико-термической обработке и повышения механических свойств чугун легирован медью в количестве 0,3—0,6%. Использование литого вала значительно снижает трудоемкость изготовления и стоимость двигателя. Для повышения износостойкости поверхностей трения и повышения усталостной прочности вал азотирован до твердости НКС 40. Для обеспечения рационального распределения металла выбрана определенная форма полостей щек и шеек в средней части щек имеются разгружающие выемки, внутренние полости шеек выполнены бочкообразными. Вал имеет относительно низкую изгибную жесткость, что обеспечивает умеренный рост дополнительных изгибных напряжений в галтелях при нарушении соосности постелей блока в эксплуатации. [c.25]

Расчет на усталостную прочность. Э от расчет проводится в форме определения коэффициента запаса прочности п для опасных сечений вала. При этом учитывают характер изменения эпюр изгибающих и крутящих моментов (рис. 3.7.. 3.9), наличие концентраторов напряжений, ступенчатость вала ( м. рис. в табл. 3.6). [c.55]

К группе исследовательских испытаний относятся также такие, в которых ставится задача изучения характера или закономерностей влияния на изнашивание материала определенного фактора или сочетания разных факторов. К таким задачам относится, например, выяснение следуюш,их вопросов влияния шероховатости поверхности твердого вала на износ сопряженного с ним подшипникового материала влияния длительности испытания на развитие остаточных напряжений в поверхностных слоях испытуемого материала и на износ влияния на износ формы трущихся образцов, их размеров, или соотношения трущихся поверхностей сопряженных образцов влияния на износ свойств смазочных материалов, или способов подачи смазочных материалов влияния на износ способов удаления с поверхности продуктов изнашивания. Непосредственное применение результатов таких испытаний к деталям машин требует осторожности, так как при других сочетаниях условий трения детали влияние изученного фактора может оказаться отличным от найденного в лабораторных опытах. [c.239]

Определение напряжений в вале производится по форме колебаний. [c.390]

В гл. II было показано, что при определенной, так называемой критической скорости вращения вал теряет устойчивую, почти прямолинейную, форму и начинает бить . Это явление, связанное с некоторой неизбежной динамической неуравновешенностью вала, нельзя назвать поперечными колебаниями в полном смысле слова, так как форма изогнутой оси вала в процессе движения почти не меняется (некоторая переменная деформация может возникнуть за счет неполной изотропии системы, т. е. различия ее упругих характеристик в вертикальной и горизонтальной плоскостях) и изгибные напряжения сохраняют в процессе движения почти постоянную величину. Тем не менее, представляя круговое (или в общем случае эллиптическое) движение вала в виде суммы поперечных колебаний в горизонтальной и вертикальной плоскостях, можно применить для его математического описания общие формулы поперечных колебаний. При таком представлении центробежные силы, сопровождающие вращение неуравновешенных элементов, играют роль возбудителя первого порядка относительно собственного вращения вала, т. е. такого возбудителя, частота которого равна скорости вращения вала (здесь и в дальнейшем под порядком возбудителя понимается отношение частоты его к скорости вращения вала). Совпадение частоты возбудителя с частотой свободных поперечных колебаний системы, имеющее место при вращении вала с критической скоростью, приводит к опасному росту изгибных деформаций и напряжений. [c.225]

Перемещения валопровода, вызываемые развитием трещины лри циклических симметричных и неосесимметричных нагрузкаХ Задача состоит в определении прогиба вала б, выражаемого через угол поворота его оси Аф, вызываемого развитием трещины под действием циклически изменяющихся номинальных напряжений. В общем случае для этого требуется решение серии трехмерных задач упругости при различных глубинах, углах раскрытия и формах трещины. Ввиду сложности и трудоемкости такого пути решения задачи был найден иной, более простой, но практически равноценный метод, основанный на численном решении двумерной осесимметричной задачи для тела с трещиной. [c.171]

Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок. Расчет валов базируют на тех разделах курса сопротивления материалов, в которых рассматривают неоднородное напряженное состояние и расчет при переменных напряжениях. При этом действительные условия работы вала заменяют условными и приводят к одной из известных расчетных схем. При переходе от конструкции к расчетной схеме производят схематизацию нагрузок, опор и формы вала. Вследствие такой схематизации расчет валов становится приближенным. [c.316]

Определение истинных контактных напряжений в муфте усложняется неопределенностью условий контакта зубьев, а неопределенность обусловлена, с одной стороны, рассеиванием ошибок изготовления муфты, а с другой — рассеиванием несоосности валов (ошибки монтажа). При несоосности нагрузка распределяется неравномерно между зубьями, а поверхности соприкасания отдельных пар зубьев различны. Так, например, зубья обоймы и полумуфты, расположенные в плоскости перекоса валов, параллельны и имеют более благоприятные условия соприкасания, а зубья, расположенные в перпендикулярной плоскости, наклонены друг к другу под углом, равным углу перекоса, и соприкасаются только кромкой. Остальные зубья также располагаются под углом, но угол их наклона меньше. Для ослабления вредного влияния кромочного контакта применяют зубья бочкообразной формы (рис. 17.7, 6, вид В). Приработка зубьев выравнивает распределение нагрузки и улучшает условия контакта. [c.372]

У величение размера галтели иногда мешает правильному функционированию детали. Например, невозможно увеличить радиус перехода между щекой и шейкой коленчатого вала, так как он оказался бы на площади подшипника. В этих случаях можно использовать внутреннюю выточку, показанную пунктиром на рис. 16.3, а также на рис. 12.15, в. Радиус в точке максимального сечения увеличен, а в поперечном сечении уменьшен незначительно или оставлен без Изменения. Внутренняя выточка может иметь или круговую, или эллиптическую форму. Правильную форму легче всего определить с помощью оптического метода. Обычное определение нагрузки и напряжений иногда бывает достаточным для приблизительного определения подходящей формы галтели. [c.430]

Определив все параметры шестерни, переходят к определению всех величин колеса. Так как модуль ш передачи уже рассчитан, то остается определить расчетное напряжение в колесе, поскольку материал колеса, коэффициент формы зуба у, мощность на ведомом валу N2 отличаются от тех же величин, взятых для шестерни. Постоянными для шестерни и колеса остаются коэффициент нагрузки к, коэффициент длины зуба г ), коэффициент перекрытия и модуль зацепления т. В общем виде величина расчетного напряжения в зубьях колеса будет выражаться [c.279]

Решение общей задачи теории упругости, а именно, интегрирование уравнений движения или равновесия при определенных граничных условиях, т. е. при заданных на поверхности тела напряжениях или смещениях, получено только для тел очень простой формы (например, для шара и эллипсоида). Инженер имеет дело с телами сложной формы (как, например, коленчатые валы) и вынужден обычно пользоваться приближенными решениями, которые мы дали для балок и пластинок. [c.480]

Особенно полезны различные аналоговые методы. Эти методы основаны на том факте, что в некоторых случаях задача теории упругости математически эквивалентна задаче другого раздела физики, в котором требуемые величины могут быть легко измерены. Уже было упомянуто о гидродинамической аналогии, с помощью которой Дж. Лармор определил концентрацию напряжения в скручиваемом валу, вызванную малым круглым отверстием. Очень важная аналогия была развита Л. Прандтлем ). Он показал, что задача кручения эквивалентна определению поверхности прогибов равномерно растянутой и равномерно нагруженной мембраны, имеющей такую же форму, как и поперечное сечение скручиваемого вала. Используя мыльную пленку как мембрану и замеряя оптическим путем максимальный наклон поверхности прогибов, вызванный равномерным давлением газа, можно легко получить максимальное напряжение при кручении. В дальнейшем метод мембранной аналогии был развит Г. Тейлором ) и применен к исследованию напряжений при кручении валов со сложной формой поперечного сечения. Кроме того, таким же образом была изучена концентрация напряжения в круглых валах со шпоночными канавками. [c.669]

Местные ослабления, отверстия, переходы и вообще всякие резкие изменения сечений и формы элементов деталей уменьшают их прочность и жесткость. Концентрация напряжений, возникающая на таких участках, при наличии переменных нагрузок, которым обычно подвергаются детали автомобильных и тракторных двигателей, становится особенно опасной, если детали недостаточно качественна обработаны. Так, например, местные напряжения у края отверстий для смазки в шейках коленчатого вала по данным ЦИАМ в 2,0—2,5 раза больше средних по сечению напряжений. Определение влияния концентрации напряжений с достаточной точностью пока еще возможно лишь в простейших случаях. Поэтому для обеспечения желаемой прочности и надежности необходимо правильно выбирать материал и форму деталей, форму и способы обработки каналов (особенно их выходных отверстий), предусматривать плавные переходы между элементами детали с разными сечениями. [c.48]

Составной полый вал гидротурбины. Напряжения в гладкой части вала определяются расчетом. Экспериментально должно определяться неравномерное распределение напряжений в зоне фланца вала, соединяемого с другим фланцем или с крышкой рабочего колеса гидротурбины. Так как напряжения во фланце не превосходят предела пропорциональности, то исследования могут проводиться на упругих моделях. Это исследование при проектировании должно быть выполнено для различных вариантов формы фланца и с учетом условий сопряжения фланца с присоединяемыми деталями. Методом замораживания указанные условия не обеспечиваются. Поэтому задача решается на модели из оптически нечувствительного материала с нагрузкой ее при комнатной температуре и без разрезки модели. Ниже, как пример, рассматривается определение напряжений в вале гидротурбины (фиг. П1. 31) от осевой нагрузки. [c.221]

Выведем формулы для определения деформаций и напряжений, возникающих при кручении валов. Для наиболее часто встречающихся валов круглого и кольцевого сечения при кручении поперечные сечения сохраняют плоскую форму, а радиусы этих сечений, поворачиваясь, не искривляются. [c.86]

Продольный профиль вала, приближающийся к форме бруса равного сопротивления, можно получить примерно так же, как для осей (см. стр. 354), но вести расчет не по изгибающему моменту, а по эквивалентному моменту, определенному по принятой для расчета гипотезе прочности, т. е. вести расчет на совместное действие изгиба и кручения. Практически по ряду причин этот путь конструирования вала нецелесообразен. Во-первых, такой теоретический профиль, полученный расчетом по номинальным напряжениям, в действительности не будет отвечать условию равно-прочности, так как существенное влияние на усталостную прочность оказывают концентраторы напряжений, игнорируемые при таком расчете во-вторых, упомянутые конструктивные соображения могут потребовать иных соотношений диаметров участков вала, чем получаемые при установлении теоретического профиля. [c.360]

Усталостное разрушение происходит обычно внезапно, после большого числа повторных нагружений и при напряжениях, заметно меньших предела прочности материала, соответствующего однократному статическому нагружению. Особенно низко сопротивление усталостному разрушению при многократно повторяющейся нагрузке противоположного направления, когда напряжение в опасной точке сечения меняется от - -а до —о (симметричный цикл). Усталостному разрушению подвергаются такие важные детали, как коленчатые валы, поршневые пальцы и клапанные пружины двигателей, оси железнодорожных вагонов, стыки рельсов, лопатки турбин, гребневые винты пароходов и т. д. Как показывает статистика, более 80% поломок всех указанных металлических деталей происходит именно в результате разрушения от усталости. Усталостное разрушение проявляется в возникновении повреждений. При этом, помимо концентрации напряжений, вследствие резкого изменения формы сечения и плохой обработки поверхности (царапины), следует иметь в виду концентрацию напряжений от структурных дефектов самого металла (микропоры, шлаковые включения и т. д.). Если никаких принципиальных изменений в строении металла в зоне усталостного излома не происходит, то все же определенное изменение структуры металла (как показывают микроскопические и рентгенографические исследования) имеет место. [c.263]

Значения коэффициентов концентрации напряжений и к для наиболее употребительных конструктивных форм прямых валов даны в табл. 14—20. В табл. 14, 15 приведены данные по коэффициентам концентрации для галтельных переходов эти данные могут быть использованы для определения коэффициентов концентрации в галтельном переходе при коротком бурте по формулам [c.225]

Для ориентировочного определения положений кривошипа,соответствующих максимальным амплитудам напряжений (см. т. 3, гл XIV), необходимо составить таблицу тангенциальных Т и нормальных 2 сил, действующих на цапфы кривошипов данного вала при номинальном числе оборотов двигателя. В этой таблице должны быть указаны также значения набегающих моментов или пропорциональных им величин 27 /- Удобная форма такой таблицы показана ниже (табл 16). [c.166]

Значения запаса прочности могут служить критерием необходимости проведения дальнейшего расчета на усталостную прочность. Если наибольшая кратковременная нагрузка пропорциональна длительно действующей, т. е. п.,. > v, и отсутствуют неподвижные относительно вала нагрузки (например, нагрузки от дебалансов), то расчет вала на усталостную прочность можно не проводить. Значения v приведены в табл. 51. сравнивают с наибольшим значением v, соответствующим источникам концентрации напряжений для всего вала, независимо от того, для какого сечения определена величина л .. На усталостную прочность вал рассчитывают при условии, если л < v, или при наличии неподвижных относительно вала нагрузок, а также когда длительно действующие нагрузки близки по величине к наибольшим кратковременным. Расчет выполняется в форме определения запаса прочности по сопротивлению усталости для опасного сечения. 202 [c.202]

Задачей расчета крутильных колебаний коленчатого вала является ]) определение частот и форм собственных колебаний вала и 2) определение амплитуд вынужденных колебаний вала и соответствующих напряжений в нем при различных эксплуатационных режимах. [c.428]

Отношение можно взять из графика кривой, представляющей нормальную форму колебаний колеблющегося вала так, что если /Ии / заданы, тс амплитуда может быть вычислена по формуле (h). Обычно формула (h) используется для определения необходимого момента инерции J поглотителя, В таком случае амплитуда X должна быть взята такой величины, чтобы максимальные напряжения вследствие кручения вала были ниже допускаемых напряжений для материала вала. Тогда соответствующее значение J может быть вычислено из равенства (h). [c.261]

Расчет выполняют в форме проверки коэффициента 8 запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне И = 1,5. .. 2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. [c.279]

Рассмотрим вал в форме тела вращения, скручиваемый парами, приложенными по концам (рис. 178). Мы можем принять ось вала за ось 2 и использовать полярные координаты г и G для определения положения элемента в плоскости поперечното сечения. Обозначения для компонент напряжения будут в этом случае иметь вид Or, сте, rz, гй, " вг- Компоненты перемещения в радиальном и окружном направлениях можно обозначить через и и V, а компоненту перемещения в направлении 2 — через w. Тогда, используя формулы, полученные ранее для двумерных задач ( 30), находим следующие выражения для компонент [c.346]

Требования ежедневной практики в отношении прочности конструкции не укладываются в рамки суп1 ествуюш его уровня научных достижений, и Борису Сергеевичу приходится решать ряд задач по вопросам прочности. Им дано определение размеров диска турбины с учетом температурных напряжений. В работе по определению формы вынужденных крутильных колебаний коленчатых валов при резонансе он показывает, с какой степенью приближения можно считать, что амплитуда вынужденных колебаний пропорциональна амплитуде свободных. [c.11]

Расчет коленчатого вала на крутильные колебания, проводимый обычно независимо от его обычного расчета уа прочность, разделяется на следующие части 1) приведение крутильной системы коленчатого вала 2) определение формы и частоты собственных крутильных колебаний приведенной системы 3) гар.мояический анализ крутящего момента 4) определение резонансных критических оборотов 5) определение амплитуды колебаний при резонансе 6) определение дополнительных напряжений при резонансе 7) расчет необходимых изменений конструкции двигателя и (в случае необходимости) гасителя крутильных колебаний. [c.76]

Расчет на сопротикление усталости. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента У запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [/5] = 1,5—2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля. [c.169]

Таким образом, приходим к следующему алгоритму определения статической траектории распространения треидины. На первом этапе, решая уравнение (11.48) для исходной трещины (когда определяем. коэффициенты интенсивности напряжений кц и и находим угол О] (11.90). Затем по формулам (11.87), (11.97) и (11.98) или (11.99) определяем форму трещины L2 на интер-г вале х л 2. Повторяя этот процесс, находим траекторию распространения трещины, а также коэффициенты интенсивности напряжений на кал<дом этапе ее продвижения. При таком определении [c.70]

Механика материалов представляет собой раздел прикладной механики, в котором изучается поведение твердых деформируемых тел при различных видах нагружения. Она составляет область знаний, известную под различными названиями, включая сопротивление материалов и механика деформируемых тел -. Твердые деформируемые тела, рассматриваемые в данной книге, это стержни, валы, балки, стойки, а также конструкции из этих элементов. Предметом нашего исследования будет, как правило, определение напряжений, деформаций и искажения формы, вызванныз нагрузками если бы все эти величины можно было определить для всех значений нагрузки вплоть до разрушающей, то мы получили бы полную картину механического поведения тела. [c.11]

Каждое из указанных испытаний не определяет всех механических свойств металла и не отражает полностью его поведения в готовых деталях различного назначения, а лишь обнаруживает те его свойства, которые характерны для данного напряженного состояния (для данного вида иснытания). Различие в прочности, пластичности и других механических свойствах образцов и готовых деталей или конструкций объясняется следующим 1) напряженное состояние, создаваемое при каком-либо механическом испытании, не воспроизводит того сложного напряженного состояния, которое в действительности возникает в условиях эксплуатации. Готовая деталь (или конструкция) часто подвергается совместному воздействию различных по характеру нагрузок. Так, например, коленчатый вал двигателя воспринимает не только изгибающие нагрузки, но работает в условиях кручения и повторно-переменных статических и динамических нагрузок 2) надрезы, например в виде галтелей, шпоночных канавок и т. д., имеющиеся в готовых деталях, изменяют распределение напряжений по сечению и объему и создают концентрацию напряжений. Поэтому многие механические свойства, особенно вязкость и пластичность, в готовой детали сложной формы с резкими переходами по сечению могут быть по величине существенно отличными и ниже значений этих же свойств, определенных при испытании гладкого образца (если даже условия нагружения детали и образца одинаковы) 3) в деталях, имеющих большие размеры, чем испытуемый образец, встречается относительно больше пороков металла (ликвация, поры, микротрещины), понижающих механические свойства. [c.116]

Приведенные расчетные формулы для определения потребного натяга, напряжений и упругих перелюш,ений получены при рассмотрении задачи, как плоской, т. е. в предположении, что сопрягаемые детали имеют одинаковую длину. Валы же всегда длиннее ступиц. Для уточненной оценки среднего посадочного давления между ступицей и длинным валом в формулу Лямё вводят поправочный коэффициент. Однако и в этом случае можно обеспечить равномерное посадочное давление, придав соответствующую форму контактирующим поверхностям [5]. [c.99]

Надежность коленчатого вала зависит от рационального выбора его размеров и конструктивных форм, от характера и уровня напряженного состояния, от усталостной прочности и сохранения исходного запаса прочности в процессе эксплуатации. Деформация коленчагого вала тем меньше, чем больше диаметры его шеек и чем меньше расстояние (пролет) между осями коренных подшипников соседних цилиндров, т. е. чем больше жесткость вала. Вместе с тем необходимо стремиться к уменьшению массы вала, но не в ущерб его жесткости. При определении напряженного состояния коленчатых валов необходимо учитвшать упругие деформации его опор в подвесках блок-картера дизеля. [c.151]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...