Запасы прочности вала

Дальнейший расчет на выносливость заключается в определении по справочным пособиям пределов усталости для принятого материала и к вычислению в опасных сечениях запасов прочности вала с использованием коэффициентов, учитывающих особенности его конструкции. Эти коэффициенты установлены путем лабораторных исследований на воздухе образцов с различными концентраторами напряжений. Если вал работает в коррозионной среде и не защищен специальными втулками, то учитывается также влияние среды. [c.13]

ЗАПАСЫ ПРОЧНОСТИ ВАЛА [c.15]

Коэффициенты запаса прочности, вала по нормальным и касательным напряжениям [c.343]

При достаточном запасе прочности вала или стенок корпуса, когда концентрация напряжений в местах изменения сечений не является опасной, вместо галтелей можно применять проточки по ГОСТ 8820. В особо ответственных узлах, где концентрация напряжений в местах изменения сечений должна быть сведена к минимуму, упор торца кольца подшипника осуществляют через специальную упорную шайбу, при наличии которой переход сечений вала может быть выполнен по пологому конусу. [c.151]

Для обеспечения необходимой прочности и надежности цилиндров и механизма движения поршневых компрессоров материал для изготовления деталей нужно выбирать с учетом свойств рабочего газа, величин давления и температуры, возможных нагрузок и др. Детали, нагружаемые знакопеременными нагрузками, должны иметь форму, исключающую концентрацию напряжений. Для коленчатых валов необходимо предусмотреть упрочняющую механическую обработку галтелей. Если при расчете запас прочности принимают равным нижнему пределу допустимого запаса прочности, то при изготовлении цилиндрическую часть штоков необходимо подвергнуть поверхностной термообработке, чтобы уменьшить степень износа. Для уменьшения концентрации напряжений следует предусматривать также округленную резьбу с упрочняющей механической обработкой с чистотой не ниже V 6. Смазочные отверстия в коленчатых валах, шатунах и других деталях, подвергающихся переменным нагрузкам, нужно рассчитывать с учетом динамической прочности. [c.170]

Подшипники нагнетателя подсоединяют к торцам нижней половины корпуса вертикальными корытообразными фланцами. Со стороны всасывания расположен опорный подшипник 2, а со стороны турбодетандера — опорно-упорный 11. Ротор 3 имеет четыре рабочих колеса нагнетания 4 и два турбинных 9 (турбодетандера). Колесо нагнетания состоит из диска, покрышки и лопаток. Лопатки коробчатого сечения штампуют из специальной листовой стали и крепят к дискам и покрышкам при помощи заклепок из нержавеющей стали. Колесо турбодетандера состоит из набора рабочих лопаток, профильные хвосты которых входят в паз диска. Замковую лопатку крепят заклепкой. По наружному диаметру турбинного колеса расположены бандажные леиты, которые одевают на хвосты лопаток, после чего хвосты расклепывают. Подвод газа к колесам осуществляется через сопловой аппарат 10. Вал ротора гибкий с критическими числами оборотов около 2800 и 10 550 об/мин — изготовлен из коррозионноустойчивой стали с высоким запасом прочности. Каждое колесо после сборки и окончательной обработки статически балансируется, а ротор в собранном виде подвергается динамической балансировке. Для уменьшения осевого усилия ротора на валу между четвертым колесом нагнетателя и первым колесом турбодетандера установлен думмис 8. [c.281]

Машины и аппараты химического производства обычно работают в тяжелых условиях, подвергаются действию высоких температур и кор-, розии и содержат ядовитые, горючие и взрывоопасные вещества, поэтому при их расчете применяют запасы прочности более высокие, чем в общем машиностроении. В некоторых случаях решающий фактор — жесткость конструкции. Повышенную жесткость, например, должны иметь аппараты, защищенные футеровкой или кислотостойкой эмалью. Практически ко всем аппаратам химического производства и машинам предъявляются требования по части герметичности, но особенно высоки эти требования при работе с сильнодействующими ядовитыми и летучими веществами, а также для аппаратов, работающих под глубоким вакуумом. Герметичности достигают за счет повышенных требований к качеству сварных швов, уменьшения числа разъемных соединений и улучшения их плотности. Наиболее трудно уплотнить подвижные соединения, например вращающиеся валы или штоки компрессоров. [c.11]

Опасное сечение (сечения), для которого следует найти запас прочности, определяется значениями моментов и размерами сечений. Это сечение находят после построения эпюр изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то, проектируя силы на оси координат, вначале строят эпюры моментов в координатных плоскостях, а затем проводят геометрическое суммирование изгибающих моментов. [c.93]

Параметры унифицированных баз приведены в табл. 6.5—6.7 и являются обязательными для отрасли компрессоростроения. Наряду с этим в отдельных случаях допускается отклонение от указанных параметров. В частности, возможны изменение направления вращения вала, уменьшение хода поршня во всех или части рядов и изменение частоты вращения вала, если проверочный расчет базы на прочность по действующим в конкретно разрабатываемом компрессоре нагрузкам подтверждает достаточность запасов прочности. Последнее наиболее характерно при создании компрессоров без смазки, средняя скорость поршня которых с целью обеспечения требуемой надежности снижается. При создании специальных компрессоров допускается применение укороченных баз, у которых размер между осями соседних рядов меньше предусмотренного в табл. 6.7. В этом случае в обозначе- [c.144]

Конструктивно диаметр шатунного болта приблизительно равен (0,18-i-0,25) D, где D — диаметр шейки коленчатого вала. При этом расстояние между болтами составляет (1,2-ь1,3) D. Расчет шатунных болтов производят на усталостную прочность с учетом концентрации напряжений [20], допуская запас прочности п = 2,5- -4,0. Предварительное определение сечения болта [д по внутреннему диаметру резьбы производят, рассчитывая его на действие статической силы Рп,ах> в качестве которой выбирается большая из двух сил растягивающая шатун при работе компрессора под нагрузкой или сила инерции / (н) в ВМТ, равная [c.434]

Детали базы рассчитывают на усталость при симметричном цикле нагружения, т. е. равных по абсолютной величине и противоположных по знаку поршневых силах при ходе поршня к валу и от вала. Если же при сохранении наибольшей поршневой силы цикл нагружения не симметричен, причем изменяется значение и знак силы или только значение, а знак остается неизменным, запас прочности большинства деталей базы существенно увеличивается. Следовательно, если в ряду компрессора расположен только один цилиндр одинарного действия или цилиндр высокого давления двойного действия с односторонним штоком, нагрузка на базу может быть повышена. Избыточная поршневая сила, вызывающая в штоке напряжение сжатия, не действует на шатунные болты, головки шатуна и проушину крейцкопфа. Однако узлы крепления цилиндра к раме воспринимают при этом увеличенную растягивающую силу, в связи с чем может потребоваться их усиление. Повышенные нагрузки действуют также на вал, коренные подшипники, подшипники шатуна и башмаки крейцкопфа, и эти узлы подлежат проверке. [c.674]

Для компенсации повышенных крутящих моментов в пусковой период и обеспечения достаточного запаса прочности рекомендуется использовать в предварительном расчете заниженные значения допускаемого напряжения [г] = 15-30 МПа. При этом меньшие значения принимают для тихоходных валов, а большие - для быстроходных. Расчетное значение диаметра округляется до ближайшего стандартного по ГОСТ 6636-69, [c.93]

Строят эпюры изгибающих моментов в плоскостях Хог, Уо и эпюру суммарных изгибающих моментов Л/, эпюры крутящих моментов Т и поперечных сил g. Значения этих силовых факторов и величина диаметра вала определяют выбор опасных сечений, подлежащих проверке на статическую прочность. Коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях рассчитывают по формулам [c.93]

Считается, что усталостная прочность вала обеспечена, если коэффициент запаса не менее 1,7 - 2,5. [c.95]

С целью выявления основных термодинамических, технико-экономических и прочностных характеристик было проведено полное параметрическое испытание компрессора, по результатам которого проведены необходимые расчеты, построены диаграммы усилий для всех рядов компрессора и коленчатого вала, определены фактические запасы прочности деталей. [c.104]

Запасы прочности коренной и шатунной шеек коренного вала для обоих режимов превышают допустимый уровень и составляют соответственно 2,5 и 2,3. [c.109]

Расчеты усилий и анализ прочности детален механизма движения показали, что при повышении давления на всасывании компрессора до 12,5 кПа надежность этих деталей не снижается. Минимальные значения запасов прочности в интенсифицированном режиме составляют 1,89 для коренной шейки коленчатого вала, 2,87 для шатунной шейки, 6,67 для ш,еки, 3,9 для узла соединения штока с поршнем, 1,74 для узла соединения штока с крейцкопфом. Такие значения обеспечивают длительную безопасную работу машины. [c.148]

Если при расчете на выносливость запас прочности окажется равным нижнему значению допустимого предела запаса прочности, должна предусматриваться упрочняющая механическая обработка галтелей коленчатых валов. [c.360]

Если рассчитываемое сечение вала передает и крутящий и изгибающий моменты, то связь между их предельными значениями близка к эллиптической зависимости. Поэтому запас прочности при совместном действии изгиба и кручения равен [c.252]

Расчеты вала на статическую-прочность, жесткость и выносливость позволяют определить запасы прочности и- сопоставить их с минимально допустимыми значениями. Критериями статической прочности вала могут быть [c.15]

При совместном действии на вал нормальных и касательных напряжений общий коэффициент запаса прочности определяется по формуле [c.16]

Полученные по расчету вала на статическую прочность запасы прочности не должны быть меньше следующих значений [c.16]

В процессе работы валы некоторых насосов могут подвергаться кратковременным перегрузкам, иногда динамического характера. В этом случае следует увеличить значение коэффициента запаса прочности для валов из пластичных материалов. Пт =2,0-Ь-3,0, для валов из хрупких материалов т =3,0ч-4,0. [c.17]

Запасы усталостной прочности вала при асимметричном цикле для нормальных и касательных напряжений определяются из выражений [c.17]

Особо следует упомянуть о поперечных силах, возникающих при неполных нагрузках и спиральном отводе потока от рабочих колес. Для сечений вала, в которых должны быть определены запасы прочности, по внешним нагрузкам рассчитывают изгибающие и крутящие моменты, а также растягивающие и перерезывающие силы. Эти сечения выбирают в местах действия наибольших изгибающих и крутящих моментов и в местах повышенной концентрации напряжений. По полученным значениям внутренних усилий находят наибольшие средние и амплитудные значения напряжений. В соответствии с принятыми очертаниями вала находят величины коэффициентов концентрации напряжений [96], после чего вычисляют величины запасов прочности. Для снижения концентрации напряжений следует переходы, канавки, шпоночные пазы и т. п. выполнять с возможно большими радиусами при возможно высоком классе чистоты обработки. [c.303]

При необходимости более точного расчета вала производится проверка опасных сечений его по запасу прочности. Методика проверочного расчета излагается в руководствах по деталям машин и, в частности, в справочнике к расчетам деталей машин [8]. [c.209]

Расчет вала с учетом знакопеременной нагрузки. Целью расчета является определение запасов прочности наиболее напряженных точек вала. Расчет производится с учетом переменных усилий, действующих на вал, максимальных амплитуд напряжений, усталостной прочности и концентрации напряжений. [c.242]

У выполненных валов общий запас прочности лежит в пределах п = 1,5 3. Пример расчета вала дан в приложении 7. [c.244]

Определим запасы прочности в сечениях /—/, II—II, V—V и VI—VI, где действуют наибольшие напряжения и имеются места концентрации напряжений в виде галтелей и поперечных отверстий в шейке вала. Сечение /—I. Запас прочности по нормальным напряжениям [c.433]

Запасы прочности для валов шахтных вентиляторов должны быть не менее тр х. [c.386]

Запасы прочности для валов и осей [21] [c.457]

Для повышения усталостной прочности коленчатых валов галтели шеек накатывают роликами как при изготовлении валов, так и при ремонте в случае перешли-фовки шеек и необходимости углубления галтели, чем срезается накатанный слой. Накатывание галтелей создает в поверхностном слое сжимающие напряжения (рис. 42), повышая запас прочности вала. [c.91]

Реверсивные электродвигатели постоянного тока, применяемые для таких электроприводов, имеют специальное металлургическое исполнение, характеризующееся повышенной механической и электрической прочностью, достаточной нерегрузочно способностью по току якоря и моменту, улучшенными показателями коммутации коллектора и минимальной величиной момента инерции якоря. Для обеспечения этого электродвигатели имеют особо прочную конструкцию крепления железа якоря, достаточный запас прочности вала, усиленные подшпппики, шихтованные якорь и станину, обмотки с применением современной теплостойкой изоляции. Применение специальных обмоток якоря позволяет уменьшить диаметр якоря, тем самым получить минимальную величину его момента инерции. [c.149]

Поломка коленчатых и коренных валов, кривошипов. Характерные аварии по этой причине произошли в основном на компрессорах типа 2ШЛК-1420 производительностью 15 900 м /ч, мощностью электродвигателя 4100 кВт, числом оборотов 125 об/мип. Причина аварии — обрыв пальца кривошипа на ступени высокого давления вследствие усталости металла и наличия включений сернистого марганца со шлаком. В производстве аммиака при работе компрессора 2ШЛК-1420 оторвалась шейка пальца кривошипа коленчатого вала, что объясняется недостаточным запасом прочности в опасном сечении и некачественной поковкой. [c.169]

Причинами отказов могут быть плохое качество сырья, перегрузки и другие нарушения режимов работы, небрежное техническое обслуживание, конструкционные недоработки узлов и деталей оборудования, ошибки, допущенные при их расчете. Зависимость надежности от побочных факторов можно понизить установкой магнитных ловушек и отстойников на линиях подачи сырья и полупродуктов, использованием защитных устройств от повышенных давлений и перегрузок рабочих органов, применением надежных уплотнений в подшипниковых узлах и на входе валов в аппарат, блокировкой оборудования от слу 1айных включений и отключений, от нарушения последовательности пусковых операций и т.д. Стремясь к удешевлению конструкции не следует чрезмерно экономить затраты на детали, определяющие надежное функционирование отдельных узлов и агрегатов, машины в целом, Такие детали должны обладать достаточным запасом прочности на случай перегрузок. Необходимый запас прочности можно обеспечить тщательной проработкой конструкции, правильным выбором материала и способов обработки детали. Условия безотказной эксплуатации следует закладывать в конструкцию машины при ее разработке. [c.8]

Здесь 3 и 5 - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям IV, И р - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала F - площадь сечения вала Зт - коэффивдент запаса прочности сечения по пределу текучести. Полученные значения сравнивают с допускаемыми [5г] = 1,5-2,5. [c.94]

Запасы прочности коренной и шатунной шеек коренного ваЛ для обоих режимов оказались равными 3,2—4,9, что существенЩ превышает допустимый, равный 2,5. [c.108]

Расчет функциональных параметров вала на основе повышения способности к накоплению потендиальной энергии. Вал привода механических перемешивающих устройств подвержен знакопеременному нагружению и имеет небольшой запас прочности поэтому для него расчет функциональных параметров, исходя из повышения способности к накоплению потенциальной энергии, приобретает существенное значение (см. табл. 1). [c.40]

Общий коэффициент запаса усталостной прочности вала определяется по формуле (31). Здесь (а 1)д, (т-1)д — пределы усталости детали (вала) при симметричном цикле нагружения с учетом влияния абсолютных размеров вала, состояния по-в хности и наличия концентраторов нлпряжений. Пределы ус- о ости вала определяются по формулам [c.17]

При выборе допускаемых напряжений (или запасов прочности) пользуются нормами, установленными или рекомендуемыми для отдельных групп деталей. В связи с этим в книге нормы допускаемых напряжений приведены к в подразделах расчета соответствующих деталей (валы, зубчатые колеса, шпонки, тросы, металлоконструкции кранов и т. п.). Этими нормами следует. Лв Ц120Мться при практических расчетах. [c.17]