Расчет на изгиб вала онлайн: Валы и оси — презентация онлайн

Содержание

5.5. Расчет валов на жесткость





5.5. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ЖЕСТКОСТЬ

За меру жесткости принимают относительный угол закручивания, то есть угол, приходящийся на единицу длины вала Условие жесткости: ≤ [θ] где [θ] имеет размерность рад/м. Чаще пользуются условием Допускаемое значение угла [θ°] закручивания зависит от назначения вала. Принимают [θ°] = (0,3–1,0) град/м. При расчете валов на прочность и жесткость часто задают мощность N, передаваемую валом и частоту его вращения n. Для вычисления крутящего момента по этим данным удобно воспользоваться таблицей Пример 5.1. Расчета вала на прочность и жесткость I. Определение внутренних усилий Значение ведущего момента Мвед определим из условия равновесия вала: Σ Мх = 0; Мвед – М1 – М2 – М3 = 0, откуда Мвед = М1 + М2 + М3 = 5 + 7 + 6 = 18 кН·м. Для расчетов на прочность и жесткость необходимо найти положение опасных сечений и величины крутящих моментов, действующих в этих сечениях вала (рис.

5.3, а). Воспользовавшись методом сечений определим внутренние усилия и построим эпюру крутящих моментов (рис. 5.3, б). Опасными являются все сечения на участке II, где действует Тmax = 12 кН·м. II. Проектный расчет валов сплошного и полого сечений Предварительно найдем допускаемое касательное напряжение, связанное с допускаемым нормальным напряжением. Принимаем по третьей теории прочности [τ] = 0,5 [σ] = 0,5·160 = 80 МПа. Из условия прочности и жесткости при кручении находим требуемые значения полярных момента сопротивления и момента инерции Из условия прочности и жесткости выполнить проектный расчет: определить диаметры валов в двух вариантах исполнения – сплошного и полого с коэффициентом пустотелости с = d/D = 0,8. Результаты округлить согласно ГОСТу. Построить эпюры углов закручивания вала. Валы сопоставить по металлоемкости и жесткости. Дано: М1 = 5 кН·м; a = 0,6 м; М2 = 7 кН·м; b = 0,8 м; М3 = 6 кН·м; с = 0,7 м; [σ] = 160 МПа; [θ] = 0,8 град/м.
Рис. 5.3. Схема нагружения вала (а), эпюра крутящих моментов (б), эпюры углов закручивания сплошного (в) и полого (г) валов Результаты расчетов Форма сечения Сплошное Полое Момент сопротивления Углы закручивания характерных сечений вала сплошного и полого сечений Момент инерции принятый Жесткость сечения G·Ip = 80·109·1,19·10-5 = 0,955·106 Н·м2 G·Ip = 80·109·1,20·10-5 = 0,961·106 Н·м2. Углы закручивания участков вала Углы закручивания характерных сечений вала Строим эпюры углов закручивания сплошного и полого валов (рис. 5.3, в и г) III. Сопоставление металлоемкости валов двух вариантов Металлоемкость вала определяется его объемом, то есть произведением длины на площадь поперечного сечения. Поскольку длина вала неизменна, сопоставим площади поперечных сечений сплошного вала с полым Выводы: 1. Из условий прочности и жесткости найдены диаметры вала двух вариантов исполнения, сплошного и пустотелого: 105 и 120 мм соответственно.
2. Вычислены деформации валов на каждом из участков, построены эпюры углов закручивания валов сплошного и пустотелого. Жесткости валов практически одинаковы. 3. Сопоставлены металлоемкости валов двух вариантов исполнения. Расход металла для вала сплошного сечения вдвое больше, чем для вала пустотелого. Примечание. Полученный результат по сопоставлению металлоемкости валов ожидаем, поскольку достаточно большой объем материала, сосредоточенный около центра тяжести сечения, испытывает напряжения ниже допускаемого и вклад его в общую прочность конструкции невелик. Поэтому целесообразно убирать неработающий материал из этой области. Конструкции из полого сечения созданы природой: камыш, тростник, бамбук, злаковые культуры, трубчатые кости птиц и млекопитающих. В авиации и космонавтике используют полые валы, в строительстве – пустотные плиты перекрытий.

Расчёт вала на прочность

Расчёт вала на прочность пример с решением


Конструктивные размеры вала принимаем в зависимости от диаметра выходного конца. Этот размер определяем приближенно из расчёта на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям . Принимаем для изготовления быстроходного вала сталь 40Х (предполагая, что шестерню изготовляем вместе с валом), и назначаем .

Из уравнения прочности определяем диаметр выходного конца вала:

получаем:

В соответствии с рядом принимаем

Поскольку диаметр вала двигателя и превышает более чем на 25%, то рассчитывать на стандартную упругую муфту не приходится. Назначаем:

Диаметр вала под уплотнение — .

Диаметр резьбы —

Диаметр под дистанционную шайбу —

Диаметр под подшипники —

(роликовые радиально-упорные лёгкой серии)

Диаметр опорного бурта —

Длинна выходного конца вала — , принимаем .

Ширина маслоудерживающего кольца — , принимаем

Точки приложения (активных сил) реакции опор вала ориентировочно находятся на уровне торцов радиально-упорных подшипников.

где =18. 5 для подшипников 7207.

принимаем — расстояние от делительного диаметра до первой опоры со стороны шестерни.

Расстояние между опорами (точками приложения реакций).

, принимаем .

. Вычерчиваем схему нагружения вала, определяем силы действующие на шестерне и реакции опор.

Окружная сила на окружности среднего делительного диаметра:

, принимаем для удобства вычислений:

Рис.1 Эпюра напряжений вала

 

 


Осевая сила для шестерни (радиальная для колеса).

,

где .

Радиальная сила для шестерни (осевая для колеса).

Определяем реакции опор:

а) в вертикальной плоскости zoy от сил и

; .

б) в горизонтальной плоскости xOz от силы

Определяем момент изгибающих моментов в характерных сечениях (А, В,С)

и строим опоры.

а) В плоскости xOz

следовательно:

Строим эпюру — (см. рис.1)

б) В плоскости xOz:

Строим эпюру (см. рис.1)

Крутящий момент ,

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении А при .

Напряжение от силы крайне малы их можно не учитывать.

Определяем напряжение кручения в опасных сечениях.

Определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле

для материала вала (сталь 40) по табл. 4.1 при d<120мм.,

, принимаем коэф. запаса , ()

эфф. коэф. концентр. напр.

— коэф. режима нагрузки (стр. 195 ).

По гипотезе наибольших касательных напряжений находим эквивалентное напряжение и сравниваем его с допустимым.

Так как расчётное напряжение значительно меньше допустимого, а коэф. запаса прочности значителен, то проверку на жесткость вала можно не проводить.

Не удается найти страницу | Autodesk Knowledge Network

(* {{l10n_strings. REQUIRED_FIELD}})

{{l10n_strings.CREATE_NEW_COLLECTION}}*

{{l10n_strings.ADD_COLLECTION_DESCRIPTION}}

{{l10n_strings.COLLECTION_DESCRIPTION}} {{addToCollection.description.length}}/500 {{l10n_strings.TAGS}} {{$item}} {{l10n_strings.PRODUCTS}} {{l10n_strings.DRAG_TEXT}}  

{{l10n_strings.DRAG_TEXT_HELP}}

{{l10n_strings. LANGUAGE}} {{$select.selected.display}}

{{article.content_lang.display}}

{{l10n_strings.AUTHOR}}  

{{l10n_strings.AUTHOR_TOOLTIP_TEXT}}

{{$select.selected.display}} {{l10n_strings.CREATE_AND_ADD_TO_COLLECTION_MODAL_BUTTON}} {{l10n_strings.CREATE_A_COLLECTION_ERROR}}

13 Валы и оси — Валы и оси

Лекция №12

Валы и оси

             Все детали, совершающие вращательное движение, вращаются вокруг некоторых геометрических осей. На практике эти геометрические оси воплощаются в реальные детали – валы и оси.

             Оси предназначены для поддержания вращающихся деталей и обеспечения их геометрической оси вращения. Они могут быть как вращающимися, так и неподвижными и воспринимают только напряжение изгиба.

             Валы, в отличие от осей, предназначены, кроме перечисленных функций, и для передачи крутящих моментов от одной детали к другой и испытывают напряжения изгиба и кручения. Валы и оси вращаются относительно опор, называемых подшипниками. Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах оси.

                По конструкции различают валы и оси, гладкие и фасонные. По виду поперечного сечения валы и оси могут быть сплошными и полыми. Применение пустотелых валов позволяет существенно снизить их вес при сохранении равной прочности и жесткости вала.

Изучить самостоятельно: конструкции осей и валов; материалы для изготовления осей и валов.

1. Прочность. Основной критерий работоспособности. Неподвижные оси рассчитывают на статическую прочность. Быстроходные валы из-за опасности усталостного разрушения рассчитывают не только на статическую прочность, но и на сопротивление усталости.

2. Жесткость. Недостаточная жёсткость вала отрицательно влияет на работу зубчатых колес, подшипников.

Рекомендуемые материалы

3. Виброустойчивость. Такой расчет необходим для быстроходных валов с целью отстройки от резонансных колебаний.

4. Износостойкость. Является критерием работоспособности шеек вала.

             При расчете валов производят схематизацию нагрузок, опор и форм вала. Валы и оси обычно рассматривают как балки на шарнирных опорах. Если подшипники воспринимают только радиальные нагрузки, их заменяют шарнирно подвижными опорами (рис. 12.1 а, в, г), а если одновременно осевые и радиальные нагрузки, то шарнирно неподвижными опорами (рис. 12.1,б).

             В большинстве случаев при расчете валов и осей пренебрегают собственным весом вала, весом насаженных деталей и моментами от сил трения в опорах. Нагрузки на валы и оси передаются от насаженных на них деталей – зубчатых колес, шкивов, муфт и т.д. Эти нагрузки являются распределенными по длине рабочих элементов по различным законам (рис. 12.2). Однако, при составлении расчетной схемы, расчетные нагрузки принимаются обычно сосредоточенными на середине элемента. Таким образом, валы рассчитываются как балки, нагруженные сосредоточенными силами и крутящими моментами (рис. 12.3).

                   Рассмотрим расчетную схему вала, имеющего цилиндрическое и коническое колеса.         Для расчета валов и осей необходимо вычислять изгибающие и крутящие моменты в опасных сечениях. При действии на вал нагрузок в разных плоскостях их обычно раскладывают на две взаимно перпендикулярные плоскости, за одну из которых выбирают плоскость действия одной из сил. После этого строят эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях. Для определения результирующего момента, изгибающие моменты Мx и Мy складываются геометрически по формуле

.

Эквивалентный момент вычисляют по третьей теории прочности .

I. Невращающаяся ось. Условие прочности . Для сечения «x», ,

                тогда .

II. Вращающаяся ось.

В этом случае в каждой точке возникают знакопеременные напряжения  и   ,

так как  , то .

Расчет валов

                Действующие на вал нагрузки могут быть постоянные и переменные по величине и направлению (рис. 12.5. и 12.6). Нагрузки, постоянные по направлению,  вызывают  в  каждой точке вращающегося вала знакопеременные  напряжения. Возможен случай, когда нагрузка  от неуравновешенных сил (центробежная сила Fц ) вращается вместе с валом (рис.12.6).         Такая нагрузка создает в каждой точке вала постоянные по знаку напряжения. Могут встретиться самые разнообразные случаи нагружения. В реальных условиях даже при постоянном режиме Ткр изменяется

             Для машин реверсивного действия Т изменится по знакопеременному циклу(рис. 12.7). Кроме вышеуказанного необходимо отметить, что реальные машины работают при переменных режимах работы и нагружения.

Статическая прочность вала

             При расчетах на статическую прочность в качестве расчетных принимаются наибольшие даже кратковременно действующие нагрузки с учетом динамических и ударных нагрузок. Статическая прочность оценивается составле­нием предела текучести с максимальными напряжениями

    

где W и Wr — моменты сопротивления сечения изгибу и кручению для номинальных сечений с учетом ослаблений.

 Запас прочности по нормальным напряжениям .

Запас прочности по касательным напряжениям .

Запас статической прочности .

             Допускаемый запас статической прочности [ST]=1,2…2,2. Меньшие значения принимаются при точном определении усилий и напряжений.

Усталостная прочность вала

             Расчеты на усталостную прочность проводят при числе циклов изменения напряжений Nц>103. При этом расчеты проводят по эквивалентным нагрузкам на постоянном режиме, оказывающим такое же влияние на усталостную прочность, как и нагрузки реального переменного режима работы. Приступая к расчету, предположительно намечают опасные сечения вала, которые подлежат проверке. Для опасных сечений определяют запасы усталостной прочности и сравнивают их с допускаемыми. При совместном действии  напряжений кручения и изгиба запас усталостной прочности определяют по формуле

,

где — запас усталостной прочности по изгибу;

 — запас усталостной прочности по кручению;

sa, ta – переменные (амплитудные) составляющие циклов напряжений;

sm, tm – постоянные составляющие циклов напряжений;

ys,yt – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла;

кs  , кt – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

eМ – масштабный фактор; kП – фактор качества поверхности.

             Допускаемый запас прочности [S]=1,3…2,5. Меньшее значение  принимается при высокой точности определения напряжений, достоверности механических характеристик материала, стабильности технологии. Для повышения прочности валов необходимо снижать ks и kτ и повышать kП – поверхностное упрочнение – термообработка, дробеструйная обработка, алмазное выглаживание.

Порядок расчета вала

Расчет вала состоит из трех этапов:

1.Проектировочный расчет.

             При расчете валов основной расчетной нагрузкой являются моменты T и M, вызывающие кручение и изгиб вала. Для выполнения расчета необходимо знать конструкцию вала (места приложения нагрузки, расположение опор, элементы концентрации напряжений). В то же время разработка конструкции вала невозможна без хотя бы приближенной оценки его диаметра.

             Предварительно оценивают диаметр вала из расчета только на кручение при понижении допускаемых напряжений:

 где

 — коэффициент пустотелости;

b=0 для редукторов общего машиностроения;

b=0,7…0,8 для авиационных редукторов.

Тогда

Информация в лекции «15. Изменение энтропии в открытых системах» поможет Вам.

,

где [t]=20…30 Мпа  — для углеродистых сталей;

     [t]=50…80 Мпа — для легированных сталей.

2. Разработка конструкции вала.

В процессе конструирования разрабатывают конструкцию вала со всеми деталями, находящимися в соединении с ним. Вычерчивают отдельно вал и проставляют все размеры.

3. Проверочный расчет разработанной конструкции на статическую и усталостную прочность.

Расчет на прочность валов ГДТ. Расчет вала турбины. Методика проектировочного расчета, позволяющая определить размеры вала турбины

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОЧТЬ ВАЛОВ ГТД

Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Авиационные двигатели»

Составитель:

Методические указания предназначаются для студентов МАТИ, выполняющих курсовой проект по авиационным двигателям.

В них приводятся методики проектирования расчетов вала, шлицевого соединения, набор подшипников и определение критической скорости вращения ротора турбины.

Методические указания могут быть использованы в УНИРС.

  1. Расчет вала турбины

При работе двигателя валы ГТД нагружаются крутящим моментом, изгибающими моментами от силы веса, сил перегрузки, центробежных сил неуравновешенных масс и гироскопическим моментом. Кроме перечисленных нагрузок валы испытывают растяжения от осевых сил, возникающих из – за воздействия газового потока на рабочие колеса турбин.

В качестве расчетного принимается режим максимальной нагрузки, и когда указанные силы достигают наибольших значений и суммируются. Для расчетного режима определяются величины и направления действующих сил, строятся эпюры изгибающих моментов, определяются напряжения и коэффициенты запаса прочности.

На рис. 1 приведены эпюры нагрузок двухопорного вала с консольно расположенным рабочим колесом турбины.

Рис.1. Эпюры нагрузок вала турбины

Крутящий момент равен

                            (1)

где  - максимальная мощность турбины, Вт;

 - скорость вращения ротора турбины, I/c.

Нагрузки вызывающие изгиб вала:

— сила веса диска -  

— центробежная сила от дисбаланса ротора:

 Н,                     (2)

где  — масса балансировочного груза, кг;

 - радиус размещения груза, м.

В выполненных конструкциях произведение  роторов компрессоров и турбин находится в пределах (1…5)

Сила инерции

 Н,                     (3)

где  - коэффициент перегрузки, величина которого принимается в соответствии с назначением самолета, на которой устанавливается двигатель.

Нормами прочности самолеты подразделяются на 3 класса:

— к классу «А» относятся маневренные самолеты, для которых значение коэффициента перегрузки принимается

— к классу «Б» - ограниченно маневренные самолеты, для которых

— к классу «В» - неманевренные самолеты, для которых

Гироскопический момент равен

                           (4)

где  - Севой момент инерции рабочего колеса;

 - скорость вращения ротора, I/c;

 - скорость вращения самолета, I/c.

Осевая сила  воздействия газа на рабочее колесо турбины равна

                    (5)

Здесь:  - секундный расход газа через турбину, принимается равным расходу воздуха, кг/с;

 - осевые составляющие абсолютной скорости газа соответственно на входе и выходе из рабочего колеса турбины, м/с;

 - давление газа соответственно на входе и выходе из рабочего колеса, Па;

 - диаметры соответственно вала и рабочего колеса, м.

По найденным усилиям и принятому коэффициенту запаса прочности определяются геометрические размеры вала.

Ниже приводится методика проектировочного расчета, позволяющая определить размеры вала турбины с позиции прочности и критической скорости вращения. По результатам этого расчета разрабатывается конструкция вала.

Из рассмотрения нагрузок вала (рис. 1) следует, что у левой опоры вал нагружен только крутящим моментом. Со стороны этой опоры осуществляется и сборка ротора устанавливаются уплотнения, подшипник, гайки и другие детали. Поэтому по условиям сборки диаметр вала должен увеличиваться в сторону рабочего колеса турбины, что соответствует характеру нагрузки.

Прочность вала оценивается по эквивалентным напряжениям которые согласно третьей теории прочности равны

                     (6)

где  - напряжение изгиба;

 - напряжение растяжения;

 - касательные напряжения.

У левой опоры  а напряжение растяжения не учитывается из – за малой величины. В связи с этим эквивалентные напряжения для этого сечения равны

                                              (7)

Так как коэффициент запаса прочности должен быть

, то

                                 (8)

где  - предел прочности материала вала;

 - крутящий момент, передаваемый валом;

 - момент сопротивления вала кручению, равный

                          (9)

Здесь  - относительный диаметр вала, равный

 (рис. 2).

Рис. 2. Схема вала турбин

С учетом принятых обозначений и выражения (9) формула (8) записывается:

            (10)

Расчетная зависимость для определения наружного диаметра вала у левой опоры может быть получена из (10) и (9):

            (11)

Следует иметь в виду, что шлицы, резьба, посадочные места подшипника и уплотнения должны выполняться на диаметрах больше расчетного  с учетом сборки. Самым нагруженным участком вала турбины является место установки подшипника. Здесь кроме крутящего момента вал испытывает еще и максимальный изгибающий момент, равный

(1/3)

Дайте определение изгибающему моменту?

В механике твердого тела изгибающий момент — это реакция, возникающая в элементе конструкции, когда к элементу прилагается внешняя сила или момент, вызывающий изгиб элемента. Наиболее распространенным или простейшим конструктивным элементом, подверженным изгибающим моментам, является балка.

Как рассчитать диаметр вала с учетом напряжения изгиба — чистый изгиб?

Диаметр вала с учетом напряжения на изгиб — Калькулятор чистого изгиба использует Диаметр вала = (32 * Изгибающий момент / pi * Напряжение на изгиб) ^ (1/3) для расчета диаметра вала, диаметра вала с учетом напряжения на изгиб — Формула чистого изгиба определяется как диаметр вала, на который мы будем прикладывать изгибающий момент. Диаметр вала обозначается символом d .

Как рассчитать диаметр вала с учетом напряжения на изгиб — чистый изгиб с помощью этого онлайн-калькулятора? Чтобы использовать этот онлайн-калькулятор для диаметра вала с учетом напряжения изгиба — чистый изгиб, введите изгибающий момент (M b ) и напряжение изгиба b ) и нажмите кнопку расчета. Вот как диаметр вала с заданным напряжением изгиба — расчет чистого изгиба можно объяснить с заданными входными значениями -> 2942.(1/3) .

WL1+ Расчет вала

WL1+ Расчет вала | немецкий

Программное обеспечение для расчета вала

(C) Copyright 1991-2022 by HEXAGON Software, Berlin

WL1+ рассчитывает нагрузки, напряжения и критические скорости валов, безопасность в соответствии с DIN743, а также ожидаемый срок службы роликовых подшипников в соответствии с DIN.

Быстрый ввод

Быстрый ввод обеспечивает ввод всех размеров, оснований, материалов, усилий, траекторных нагрузок, изгибающих моментов и крутящего момента в одном диалоговом окне. Нажмите кнопку «Рассчитать» для расчета вала и выберите в «Показать» результат в виде графика, таблицы, чертежа, диаграммы.

Вал и нагрузки

Вал может иметь до 100 цилиндрических или конических сегментов вала. Можно задать до 50 отдельных сил, траекторных нагрузок, изгибающих моментов, крутящих моментов и осевых усилий. WL1+ преобразует напряжение от зубчатых колес в траекторные нагрузки, осевые силы, крутящие моменты и изгибающие моменты. Однако самый простой способ ввода — это импорт сил зубчатого колеса, рассчитанных нашей программой Gear Program. ZAR1+.

Эффект концентрации напряжения

Повышенное напряжение на переходах вала автоматически учитывается при вводе значений поверхности, коэффициентов чувствительности и радиуса перехода. Зоны с повышенным эффектом концентрации напряжений (например, от канавок скользящих шпонок) можно учитывать, вводя beta k, beta kb и beta kt при расчете напряжения кручения и изгиба.

Подшипники

WL1+ предназначен для расчета статически определимых поддерживаемых валов с фиксированными и незакрепленными подшипниками, фиксированными зажимными и радиально-упорными подшипниками, каждый подшипник воспринимает осевые усилия только в одном направлении. Кроме того, можно рассчитать статически неопределимые опорные валы с 3, 4 или 5 подшипниками.

База данных материалов

Наиболее важные стали включены в предоставленную базу данных. Другие стали и цветные металлы доступны при доступе к базе данных материалов WST1.

Критическая скорость

Критические скорости для изгибных и крутильных колебаний рассчитываются исходя из собственной массы вала и других установленных масс (например,грамм. корпус ротора, зубчатый венец, ременный шкив) по методу Кулла и Данкерли.

Эталонное напряжение

Можно рассчитать опорное напряжение из напряжений изгиба, растяжения и сдвига в соответствии с теорией максимального напряжения, теорией максимального сдвига или теорией максимальной энергии деформации.

База данных подшипников качения

Пакет WL1+ включает файлы базы данных в формате XBase с 600 радиальными шарикоподшипниками, 100 самоустанавливающимися шарикоподшипниками, 70 игольчатыми втулками, 170 игольчатыми подшипниками, 500 цилиндрическими роликоподшипниками, 300 коническими роликоподшипниками, 360 самоустанавливающимися роликоподшипниками, 100 радиально-упорных шарикоподшипников и 180 игольчатых роликовых сепараторов в соответствии с документацией SKF и INA. База данных может быть дополнена и изменена по мере необходимости.

Графики

Крутящий момент, изгибающий момент, угол изгиба, линия прогиба, напряжение изгиба, напряжение сдвига и эталонные кривые напряжения предоставляют важную информацию. Вы можете распечатать диаграммы, сохранить их в файлы DXF или включить в свою документацию через буфер обмена.

Расчет роликового подшипника

На основании рассчитанных значений силы реакции и номинальной грузоподъемности можно выбрать подходящий роликоподшипник из базы данных WL1+.WL1+ рассчитывает ожидаемый срок службы в соответствии со стандартом ISO 281.

Распечатка

В распечатке показаны экстремальные значения изгибающего момента, линии прогиба, напряжения изгиба, напряжения сдвига и исходного напряжения, а также веса вала, момента инерции массы, центра тяжести, опорных сил, угла изгиба на опорной поверхности, ожидаемого срока службы подшипника, критические скорости, материальные ценности и все входные данные.

CAD-интерфейс

После того, как программа WL1+ рассчитала вал, вы можете экспортировать сгенерированные файлы DXF или IGES с масштабным чертежом вала с подшипниками качения непосредственно в свою систему САПР.

Справочная система HEXAGON

Для пояснения введенных данных вы можете отобразить текст справки и изображения, если это необходимо. WL1+ автоматически выдает сообщения об ошибках ввода и превышении предельных значений. Для каждого сообщения об ошибке можно отобразить более подробную информацию и рекомендации по исправлению.

Гарантия

HEXAGON дает 24-месячную гарантию на полную функциональность программного обеспечения. Мы оказываем поддержку по электронной почте и горячей линии.Наше программное обеспечение постоянно совершенствуется и обновляется. Клиенты будут регулярно информироваться об обновлениях и новых изданиях.


Загрузить демоверсию WL1+ для Windows 11/10/8/7 (0,9 МБ)


Прейскурант | Заказать | Электронная почта | Дома

Расчет вала BEARINX-online | Шеффлер Германия

Инженеры-консультанты рядом с вами

Файлы расчетов, созданные в BEARINX-online, совместимы с полной версией BEARINX, что означает, что эти файлы расчетов можно легко обменивать, что упрощает связь с нашей инженерной службой и позволяет избежать дублирования работы.

Анализу ваших вариантов конструкции способствует наглядная документация результатов в формате HTML и графическое представление реакций вала и распределения внутренней нагрузки в подшипниках, а также кривые давления Герца для роликоподшипников.

Справочная система и онлайн-программа обучения помогут вам использовать весь потенциал BEARINX-online.

BEARINX-online предлагает подробный расчет измененного эталонного номинального срока службы в соответствии с ISO TS 16281 (на английском языке) или DIN 26281 (на немецком языке) на основе текущего уровня технических знаний.

Разработка BEARINX-online не предназначена для передачи консультационных и расчетных услуг от Schaeffler заказчику. Наоборот, мы хотим работать с вами более тесно, чем когда-либо. Цель состоит в том, чтобы сделать подходящий предварительный выбор подшипников на ранней стадии проектирования, чтобы сократить время разработки в вашей компании.

Договор использования

Если вы запросите «Одобрение» для расчета вала BEARINX-online, это инициирует внутренний процесс принятия решения, который в случае успеха приведет к предложению контракта.

После подписания договора мы создадим логин и пригласим вас пройти однодневный курс обучения в Академии Schaeffler в Херцогенаурахе. За этим последует окончательная авторизация для использования расчетного модуля.

Вступительные взносы

Предоставление расчета вала BEARINX-online в Интернете и однодневного учебного курса для вводной поддержки требует следующих разовых затрат:

  • 1 участник 1000 €
  • 2 участника 1800 €
  • 3 участника 2400 €
  • 40130 участники 2800 €
  • Каждый дополнительный участник +200 €

Плата за лицензию и обслуживание не взимается.

Для колледжей внедрение BEARINX-online Shaft Calculation является бесплатным.

Ограничения, применимые к клиентской версии

Расчет вала BEARINX-online предназначен только для предварительного расчета изделий. Для окончательного проектирования и выбора продукции следует обращаться за помощью в соответствующие отделы инженерной службы Schaeffler.

РБК

Определение углов
Углы определяются с 0 вверху.Предполагается, что сила тяжести действует на 180° и показана черной стрелкой. Для двух других эффектов угол определяется с точки зрения физического положения силы.

Таким образом, если перемычка указана под углами 90° и 270°, они (как показано стрелками) направлены вниз, создавая результирующую силу в направлении 180°. Не предпринимается никаких попыток разобраться со странными накрутками — если что-то выглядит не так, значит, оно не так, и вам нужно это исправить.

Если угол прилегания указан равным 0°, то он давит сверху с суммарной силой в направлении 180°.Эти силы могут действовать вместе или против друг друга, поэтому общее отклонение и угол, на который оно отклонено, представляют собой векторную сумму трех компонентов. Угол этого вектора задан и показан красным цветом. Если общее отклонение прямо вниз, то угол равен 180° и так далее.

Сводка входов и выходов 67
Входы
Нагрузка на сетку Нагрузка (натяжение) на сетку (кг или фунт). Это удваивается из-за входящих/выходящих полотен
Нагрузка на зажим Нагрузка, прикладываемая зажимом (кг или фунт)
Полотно Направление, в котором полотно тянет ролик 5
Угол, под которым зажим толкает ролик
Наружный диаметр ролика Внешний диаметр корпуса ролика (мм или дюймы)
Внутренний диаметр ролика Внутренний диаметр корпуса ролика (мм или дюймы).Если случайно введено значение больше OD, в расчете используется оболочка толщиной 1 мм.
Лицевая сторона Лицевая сторона ролика (мм или дюймы). Нагрузки делятся на это значение, т. е. предполагается, что полотно покрывает всю лицевую ширину ролика
Brg-Brg Общая ширина ролика, включая подшипники (для приводных роликов). Если это значение меньше Face, то используется расчет мертвого вала.
Сталь, Al, Low, Med, Hi Composite Выбор материала для оболочки ролика. Используемые модули соответственно: 200 ГПа, 69 ГПа, 100 ГПа, 165 ГПа, 270 ГПа. Хотя композиты сравнимы по модулю со сталью, они примерно в 5 раз менее плотные, поэтому гораздо меньше изгибаются под собственным весом. Алюминий намного менее прочен, но в 3 раза менее плотен, чем сталь, поэтому компромисс более незначителен.
Dead
Мертвый ролик сварного вала, поэтому отклонение относится только к ширине лица
Live Живой вал вал, поэтому отклонение относится к ширине BRG-BRG
Inset От края ролика подставки, которая уменьшает центральный прогиб
выходов
Delta Отклонение ролика (мкм или мил)
D / F Class Отклонение Ширина лица x 1E6 плюс класс
Угол Направление, в котором действует результирующая сила
Реаг. Реакция на подшипники, т.е. результирующая/2 комбинации нагрузок
Вес Вес основного корпуса (без подшипников/валов)
Критич. Критическая скорость (в об / мин и скорость) для вибрации нанятие
MI
векторы
силы Направления Цвета, закодированные для матча текста
Cansilivers
Если выбран вариант Консоль , появляются две дополнительные переменные, и нагрузка на вал может принять новое значение:
Длина вала Длина (стального) вала, поддерживающего консольный ролик вес реального рулона, угол установлен на 0
Dead/Live Они отключены, в расчетах используется только длина Face
D/F класс
Согласно д-ру Ройсуму в книге «Механика катков», отношение прогиба к длине поверхности (D/F) можно использовать для определения класса роликов. Для простоты просмотра D/F умножается на 1E6, а класс определяется как: 9
D / F Class Значение Значение
Precision или Nobived Private
Ролики общего назначения
C Ткани, нетканые и густые материалы
D D Конвейерные ремни, разбрасыватели, ядра …
Высший x Когда вал подвергается крутящему моменту или скручиванию, в валу возникает напряжение сдвига.Касательное напряжение меняется от нуля на оси до максимума на внешней поверхности вала.

Стресс сдвига в твердом круговом валу в заданном положении может быть выражено как:

τ = T R / J (1)

, где

τ = сдвиг напряжение (PA, lb f /ft 2 (psf))

T = крутящий момент (Нм, фунт f ft)

r = расстояние от центра (м, до нагруженной поверхности) FT)

j = Полярный момент инерции площади (M 4 , FT 4 )

Примечание

Примечание

Note

  • « Полярный момент инерции области » является мерой способность вала сопротивляться скручиванию. « Полярный момент инерции » определяется относительно оси, перпендикулярной рассматриваемой области. Он аналогичен «Моменту инерции площади», который характеризует способность балки сопротивляться изгибу и необходим для прогнозирования прогиба и напряжения в балке.
  • 1 FT = 12 в
  • 1 FT 4 = 20736 в 4
  • 1 PSF (LB F / FT 2 ) = 1/144 PSI (LB F /in 2 )

« Полярный момент инерции площади » также называется « Полярный момент инерции «, « Второй момент площади «, « Площадь Момент инерции» , « Полярный момент площади » или « Второй момент площади «.

Полярный момент инерции в зависимости от момента инерции площади
  • «Полярный момент инерции» — мера способности балки сопротивляться скручиванию, необходимая для расчета скручивания балки, подверженной крутящему моменту
  • «Момент площади» «инерции» — свойство формы, которое используется для прогнозирования прогиба, изгиба и напряжения в балках

Круглый вал и максимальный момент или крутящий момент

Максимальный момент в круглом валу может быть выражен как:

T max = τ MAX J / R (2)

, где 0

T MAX = Максимальный крутящий момент скручивания (NM, LB F Ft)

τ max = максимальное напряжение сдвига (Па, фунтов f /ft 2 )

R = радиус вала (м, футы)

9 0004 Комбинирование (2) и (3) для солидного вала

T MAX = (π / 16) τ MAX D 3 (2b)

2) и (3b) для полых валов

3

T MAX = (π / 16) τ MAX (D 4 — D 4 ) / D (2C)

Круговой вал и полярной момент инерции

Полярной момента инерции кругового твердого творческого вала можно выразить как

J = π R 4 /2

= π (D / 2 ) 4 /2

= π d 4 /32 (3)

, где

d = вал наружный диаметр (м, дюйма)

Полярный момент INE RTIA кругового полый вал можно выразить как

j = π (D 4 — D 4 ) / 32 (3B)

, где

d = вал внутри диаметра (м, ft)

Диаметр сплошного вала

Диаметр сплошного вала можно рассчитать по формуле

D = 1. 72 ( T MAX / τ MAX MAX ) ) ) )

9 (4)

Торс-прогиба для вала

Угловое отклонение торсионного вала Быть выражены как

α = lt / (j г) (5)

, где

α = угловое отклонение вала (радианы)

l = длина вала (м, ft)

G = модуль жесткости при сдвиге или модуль жесткости (Па, фунт/кв. дюйм)

Угловое отклонение сплошного вала при кручении можно выразить как G π D 4 )                         (5a) 

Угловое отклонение торсионного полого вала можно выразить как

9001 8 α = 32 LT / (G π (D 4 — D 4 )) (5b)

Угол в градусах может быть достигнут путем умножения угла θ в радианах с 180 / π.

S Олидный вал ( π заменены)

α α градусов ≈ 584 LT / (GD 4 ) (6A)

Полый вал ( π )

α 8 α градусов ≈ 584 LT / (G (D 4 — D 4 ) (D 4 ) (6b)

Торсионные моменты от валов различных сечений секции

— Угловое отклонение в сплошном цилиндре

Момент 1000 Н·м действует на вал сплошного цилиндра диаметром 50 мм (0,0018 50 мм).05 м) и длина 1 м . Вал изготовлен из стали с модулем жесткости 79 ГПа (79 10 9 Па) .

Максимальное напряжение сдвига может быть рассчитано как

τ MAX = T R / J

= T (D / 2) / ( π D 4 /22)

= (1000 нм) ((0,05 м) / 2) / ( π (0,05 м) 4 /32)

= 40764331 PA

= 40. 8 MPA

Угловое отклонение вала можно рассчитать как

θ = Lt / (J G)

= LT / ( ( π d 4 /32) G)

= (1 м) (1000 нм) / ( ( π (0,05 м) 4 /32) (79 10 9 Па))

= 0,021 ( Радианы)

= 1,2 o

o

Пример — сдвиг напряжение и угловое отклонение в полый цилиндр

Мгновение 1000 нм действует на полый вал цилиндра с наружным диаметром 50 мм (0 .05 м) , внутренний диаметр 30 мм (0,03 м) и длина 1 м . Вал изготовлен из стали с модулем жесткости 79 ГПа (79 10 9 Па) .

Максимальное напряжение сдвига может быть рассчитано как

τ MAX = T R / J

= T (D / 2) / ( π (D 4 — D 4 — D 4 — D 4 — D 4 ) / 32)

  = (1000 Н·м) ((0,05 м) / 2) / ( π ((0,0. 05 м) 4 (0,03 м) (0,03 м) (0,03 м) ) / 32) ) / 32)

= 46,8 МПа

Угловое отклонение вала можно рассчитать как

θ = lt / (J G)

= LT / (( π d 4 /32) g)

= (1 м) (1000 нм) / ( ( π  ((0,05 м) 4 (0.03 м) 4 ) /32) (79 10 9 ))

= 0,023

= 0,023 Radian)

= 1.4 O

Пример — требуемый диаметр вала для передачи мощности

Электродвигатель мощностью 15 кВт должен использоваться для передачи мощности через соединенный сплошной вал. Двигатель и вал вращаются с 2000 об/мин . Максимально допустимое касательное напряжение — τ max — в валу 100 МПа .

Соединение между силой и крутящим моментом можно выразить

P = 0. 105 N RPM T (7)

где

P = мощность (W)

n об/мин = частота вращения вала (об/мин)

Перекомпонованы и со значениями — можно рассчитать крутящий момент )

   = 71 Н·м

Минимальный диаметр вала можно рассчитать по формуле4

D = 1,72 ((71 нм) / (100 10 6 PA)) 1/3

= 0,0153 м

= 15,3 мм

калькулятор вала

критическая скорость и передача мощности

Вал представляет собой длинный элемент, который может свободно вращаться и обычно используется для передачи движения или усилия с одного конца на другой. Он может быть любой формы в сечении, сплошным или полым и опираться на подшипники или втулки (журналы) в одном или нескольких положениях по своей длине.Он также может иметь постоянный или переменный размер и форму по длине, а также может быть прямым или изогнутым.

Два типичных типа вала показаны на рис. 1. Оба или любой из них можно проанализировать с помощью валов. Тип «b» может быть проанализирован путем индивидуального обращения к каждой секции между любыми двумя соседними подшипниками.


Рис. 1. Типовые конструкции вала

Характеристики конструкции

При оптимизации свойств вала важно сосредоточиться на следующих рабочих характеристиках:

1) Максимальный крутящий момент
2) Скорость и отклик
3) Шум
4) Расчетный срок службы

Тщательно оптимизировав все четыре аспекта, вы сможете добиться почти идеального дизайна.

Максимальный крутящий момент

Способность вала передавать высокие нагрузки и при этом оставаться отзывчивой обусловлена ​​двумя основными факторами

а) Материал: Чем выше прочность материала вала, тем легче он может быть. Однако следует учитывать усталостную долговечность, так как высокая прочность обычно означает хрупкое разрушение, снижающее расчетный срок службы (см. Применение материалов на этом веб-сайте).

b) Концентрация напряжений: по всей длине не должно быть острых углов или глубоких канавок

Скорость и отклик

Чувствительность всегда лучше всего достигается за счет увеличения жесткости и снижения веса и сопротивления

а) Легкий вес и жесткость обычно лучше всего достигаются путем выполнения вала полым, где это возможно

b) Минимизация лобового сопротивления (и, следовательно, потерь при передаче мощности) лучше всего достигается за счет точной обработки корпусов подшипников и выбора шариковых или роликовых подшипников вместо цапф и минимизации их количества.Хотя следует учитывать тот факт, что шейки обычно способны выдерживать более высокие боковые нагрузки, чем шариковые или роликовые подшипники, это становится менее серьезной проблемой по мере совершенствования материалов и технологии обработки.

Шум

Шум всегда возникает из-за вибрации, а также является признаком потенциальной усталости. Идеально сбалансированный вал, установленный в правильно смазанных подшипниках, никогда не будет вибрировать, пока он работает с правильными скоростями (см. Вибрация ниже).Вы можете свести к минимуму вибрацию (и, следовательно, шум) на

а) Точная балансировка вала по его длине

б) Увеличение его полярного момента инерции (жесткости)

c) Работа вала со скоростью, в 1,4 раза превышающей его собственную частоту

d) Точная обработка корпусов подшипников

Расчетный срок службы

Поскольку вал, рассчитанный на более длительный срок службы, чем требуется, обычно работает хуже, чем вал, рассчитанный на выход из строя на следующий день после истечения его расчетного срока службы, вы всегда должны следить за тем, чтобы все условия нагрузки были включены в ваш проектный сценарий

.

a) Ударная нагрузка: убедитесь, что ударные нагрузки приложены синусоидально; я.е. не мгновенное

b) Усталость: Чем точнее вы сможете прогнозировать циклы напряжения, тем точнее вы сможете оптимизировать усталостную долговечность вашего вала

c) Износ: чем лучше ваша система смазки, тем меньшие потери материала ваша конструкция должна компенсировать в течение срока службы

Наиболее важными из приведенных выше соображений являются: вибрация и смазка.

Вибрация

Вибрация вращающегося вала вызвана чрезмерной амплитудой (A).Если скорость вращения (ω) вала с коэффициентом демпфирования менее ≈0,7 меньше, чем в ≈1,4 раза, его собственной частоты (ωⁿ), его амплитуда будет усиливаться (Aƒ) больше 1 (рис. 2), приближаясь к бесконечности как она достигает собственной частоты (ω/ωⁿ = 1).

Критический диапазон скоростей, которого следует избегать любой ценой, составляет 0,86 < ω/ωⁿ < 1,123, в пределах которого ваш вал может очень быстро выйти из строя.

Всегда лучше ориентироваться на рабочую скорость: ω/ωⁿ > 1,4 для увеличения расчетного срока службы.

Можно установить виброгасители на вал в сборе, но, поскольку они обычно работают на одной частоте и могут выйти из строя в течение срока службы вала, их не рекомендуется использовать, и хотя смазка обеспечивает некоторое демпфирование, даже самые лучшие системы вряд ли обеспечить коэффициент демпфирования (ζ) более 0,02 (см. Коэффициент демпфирования ниже). Поэтому почти всегда лучше уменьшить вибрацию, изменив конструкцию вала. Вы можете гарантировать, что ваш вал всегда будет вращаться со скоростью больше 1.В 4 раза больше собственной частоты с одним или обоими из следующих сценариев проектирования:

1) Уменьшите внецентренную нагрузку (W) или ее центр тяжести относительно центральной линии вала (e). Однако эти значения обычно являются неотъемлемой частью вашего проекта и обычно фиксируются

.

2) Уменьшите жесткость (k) вала. Этого можно добиться, изменив материал, из которого он сделан, его диаметр(ы) (Øₒ и/или Øᵢ) и/или его длину, которые обычно проще всего изменить и обычно дают наилучшие результаты


Рис. 2.Демпфирование и усиление

Коэффициент демпфирования (ζ)

Коэффициент демпфирования (рис. 2) представляет собой отношение фактического демпфирования (C) к критическому демпфированию (Cc) системы, определяемому следующим образом: ζ = C ÷ Cc

Предполагая, что единственное надежное демпфирование, доступное для вала во всем диапазоне скоростей, — это смазочное масло, мы должны сначала предположить, что масло всегда присутствует, постоянно заполняя зазор вокруг вала⁽¹⁾.

Чем меньше зазор между валом и втулкой, тем выше коэффициент демпфирования, и предполагается, что для обеспечения свободного хода требуется зазор не менее 10 мкм.

Пример: моторное масло SAE 10 имеет кинематическую вязкость (ν) 4×10ˉ⁶м²/с и плотность (ρ) 875 кг/м³, а зазор вокруг вала (L⁽²⁾) составляет 2×10ˉ⁵м⁽³⁾ ;
C = ν.ρ ÷ L = 4×10ˉ⁶ x 875 / 2×10ˉ⁵ = 350 Н.с/м²

Входные данные по умолчанию в калькуляторе валов:
W = 100 Н, k = 3,1172×10⁷ Н/м и g = 9,8066 м/с²;
Cc = (кВт ÷ g) ½ = (3,1172×10⁷ x 100 / 9,8066) ½ = 17828,84 Н.с/м²

ζ = С ÷ Сс = 350/17828.84 = 0,009816 (т.е. почти 0,01)

Обратитесь к рис. 2, и вы увидите, что эффект демпфирования от смазочного масла для этого вала⁽⁴⁾ незначителен. Поэтому демпфирование было исключено из калькулятора вала, чтобы свести к минимуму ненужные сложности. Однако вы можете, если хотите, ретроспективно применить коэффициент демпфирования к результатам калькулятора вала; см. Применение коэффициента демпфирования ниже.

Калькулятор вала – Техническая помощь

Входные данные

Ом; фактическая скорость вращения вала в оборотах в секунду.Shafts преобразует эту скорость в радианы в секунду перед использованием во внутренних расчетах

.

Т; крутящий момент, приложенный к входной стороне вала в силе на единицу длины. Вам нужно сопоставить единицы здесь с теми, которые вы используете для «E». т.е. если единицы, используемые для этого значения, включают «г» (например, «ньютоны»), выходное напряжение (τ) также будет включать «г»

Вт; вес эксцентриковой массы в единицах силы (или веса), т.е. необходимо ввести массу, умноженную на ускорение свободного падения (g)

е; эксцентриситет (или смещение) веса (W) от осевой линии вала.Осевая линия вала — это прямая линия между центрами соседних подшипников (по одному на каждом конце вала)

л; расстояние от указанного конца вала до груза (W). Это также точка, в которой рассчитывается напряжение изгиба (σ) (см. Расположение напряжения ниже)

Øₒ; наружный диаметр сплошного или полого вала. Введенное значение должно быть наименьшим наружным диаметром между двумя концевыми подшипниками.

Øᵢ; внутренний диаметр полого вала.Введенное значение должно быть внутренним диаметром, связанным с Øₒ

.

л; длина вала между внутренними краями двух концевых подшипников

Э; модуль упругости материала, из которого изготовлен вал. Вам нужно сопоставить единицы здесь с теми, которые вы используете для «T». т.е. если единицы, используемые для этого значения, включают «г» (например, «ньютоны»), выходное напряжение (σᴾ) также будет включать «г»

р; плотность материала, из которого изготовлен вал

г; гравитационное ускорение

Выходные данные

юⁿ; резонансная или собственная частота вала в оборотах в секунду

ωʳ; отношение «фактической» и «резонансной» (или собственной) частот вала (ω ÷ ωⁿ)

Нᶜ; критическая скорость вала Nᶜ = ωⁿ x 60 в оборотах в минуту

Ф; центробежная сила на валу из-за W

г. ; статический прогиб в валу @ ℓ в результате W и его веса на единицу длины

А; амплитуда на валу @ ℓ в результате вращения W при ω и включает влияние Aƒ

М; изгибающий момент на валу @ ℓ в результате вращения W при ω

т; напряжение сдвига, возникающее в валу в результате Т

σ; изгибающее напряжение на валу @ ℓ в результате M

σᴾ; главное напряжение в валу @ ℓ из-за σ и τ

тыс.; жесткость на изгиб вала

Аƒ; коэффициент динамического усиления

Разделив A на Aƒ, вы получите динамическое усиление, когда ωʳ=0 и <1.4 (см. рис. 2)

Применение коэффициента демпфирования (ζ)

Если вы хотите применить коэффициент демпфирования к расчету валов для любой скорости (ω₀), вы можете сделать это, используя следующую процедуру:

1) Прочтите полученный коэффициент усиления (ω₀/ωⁿ > Aƒ₀) на рис. 2

2) Установите константу K = Aƒ₀ ÷ Aƒ

3) А₀ = А х К

4) F₀ = W x ω² x (A₀ + e) ​​/ г

5) Примените формулы в Коэффициент демпфирования (ζ) выше, заменив W на F₀ для вашего пересмотренного значения Cc

6) Рассчитайте пересмотренный изгибающий момент (M) и изгибающее напряжение (σ) с помощью калькулятора балок CalQlata, используя правильный вариант расчета «Точечная нагрузка» для ваших конечных условий и применяя F₀ выше

7) Рассчитайте пересмотренное основное напряжение, используя σ и τ в калькуляторе комбинированного напряжения CalQlata

.

Затухающая собственная частота: ωᵈ = ωⁿ.√(1-ζ²)

Местоположение стресса

Изгибающий момент (М) и возникающие при этом напряжения (σ и σᴾ) в валу рассчитаны как

Если вы хотите узнать напряжение где-либо еще вдоль вала, вы можете использовать калькулятор балок CalQlata, применив динамическую силу (F) в качестве точечной нагрузки в положении «ℓ» вдоль балки и введя положение «x», для которого вам нужен результат.

Применимость

Калькулятор вала применим ко всем конфигурациям, если каждый расчет относится к неподдерживаемой длине между двумя соседними подшипниками или втулками или консольной конфигурации (один подшипник на одном конце вала).

Точность

Точность калькулятора вала соответствует введенным данным. Нет ожидаемой погрешности. Однако, если на валу установлен гаситель вибрации, результаты для валов не будут применяться к рассматриваемой частоте вращения.

Примечания

  1. Поскольку шариковые и роликовые подшипники обычно запрессовываются на валы, этот расчет обычно относится к втулкам (царапам), а не к роликовым или шариковым подшипникам
  2. В этом расчете L представляет собой поперечное расстояние, которое вал может пройти в смазочном масле
  3. Калькулятор допусков на обработку
  4. CalQlata дает минимальный зазор 2. 0Е-5м для вала 30мм
  5. Показанный здесь пример относится к небольшому валу. Валы большего размера потребуют больших зазоров и, следовательно, еще больше уменьшат коэффициент демпфирования.

Дополнительная литература

Дополнительную информацию по этому вопросу можно найти в справочных публикациях (2, 3 и 4)

(а) Схема расчета вала; (б) Схема изменения изгиба…

Контекст 1

… пример расчета входного вала конической прямозубой передачи (рис.1(а)) в составе привода шаровой мельницы. В качестве исходных данных для расчета использовались: мощность на быстроходном валу (крутящий момент) P=5,5 кВт; частота вращения вала n=750 мин-1 и срок службы редуктора L=20000 часов. Программный комплекс позволил получить результаты расчета вала на статическую прочность, усталость …

Контекст 2

… частота вращения вала n=750 мин -1 и срок службы редуктора L=20000 часов. Программный комплекс позволял получать результаты расчета вала на статическую прочность, усталостную прочность и жесткость на изгиб, как в виде отдельных числовых значений параметров, так и в виде графических изображений. Реакции в опорах вала, диаграммы изгибающих моментов (рис. 1(б)), построенные в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, графики изменения перемещений и изменения углов наклона поперечных сечений по длине вала (рис. 2(а) ), в качестве выходных данных была взята диаграмма распределения эквивалентных напряжений (рис. 2(б)). Анализ зависимости показывает, что максимальное эквивалентное напряжение имеет …

Контекст 3

… на диаграмме распределения эквивалентного напряжения (рис.2(б)) были приняты в качестве выходных данных. Анализ зависимостей показывает, что эквивалентное напряжение имеет максимальное значение в левом отрезке от колеса. Возникновение высокого напряжения объясняется наличием на этом участке вала концентратора напряжений — канавки. Максимальный изгибающий момент ( рис. 1(а)) от осевой силы, действующей в зацеплении, возникает в среднем сечении конической шестерни, а максимальное смещение – на конце вала (рис. 2(а)) . По совокупности результатов сделан вывод, что вал соответствует требованиям по условиям прочности, с коэффициентом запаса S=20, обеспечивающим надежную работу.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.

[an error occurred while processing the directive]