Формулы осевых нагрузок

Допускаемое напряжение на смятие принимается для соединений, в процессе свинчивания которых не создается осевая нагрузка (резьбовые фланцы и т. п.), — по формулам согласно табл. 14. 3 [c.293]

Осевая нагрузка вычисляется по формуле [c.374]

Расчет фланца как толстостенного цилиндра под действием осевой нагрузки производится по методике, изложенной в [19]. При этом формулы для определения напряжений имеют вид [c.237]

Допускаемое наружное давление на гладкую коническую обечайку определяют по уравнению (2.48). Переходные части конических элементов, работающих под наружным давлением, рассчитывают по формуле (2.28) при 9=1. Расчет конических элементов на допускаемые осевые нагрузки [Л] и изгибающие моменты [М], а также на сочетание этих нагрузок производят согласно ГОСТ 14249-89 [7]. [c.41]

Влияние осевой силы на критическую скорость. На вал может действовать значительная осевая нагрузка, величина которой будет сказываться на его устойчивости, на величине его критической скорости. В этом случае расчет критической скорости вала производят по формуле [c.137]

Показатели эффективности - коэффициент трения, средний диаметр пятен износа и критическая нагрузка до заедания (при которой происходит схватывание пар трения), определяемые на лабораторных машинах трения различной конструкции. Кроме того, могут проводиться длительные стендовые испытания на натурных узлах (например, насосах) и непосредственно двигателях. При этом могут определяться другие показатели, например весовой износ деталей и пр. Квалификационный метод оценки противоизносных свойств реактивных топлив, принятый в России, заключается в проведении испытаний на машине трения с узлом скольжения (плоский вращающийся диск по трем шарикам) в течение 30 мин при 60 °С и осевой нагрузке 100 Н. В результате подсчитывают показатель противоизносных свойств (К) по формуле [c.173]

В формуле (15. 38) четвертое слагаемое берется со знаком плюс тогда, когда давление с торцов и алгебраическая сумма осевой нагрузки и силы тяжести действуют в одном направлении, а со знаком минус—когда указанные составляющие действуют в разных направлениях. Алгебраическая сумма третьего и четвертого слагаемых берется со знаком плюс. [c.189]

Осевую нагрузку на сердечник определяем по формуле (23. 21) [c.316]

Проверим устойчивость корпуса по формуле (15. 22). Коэффициент й при осевой нагрузке Р = О по формуле (15. 23) будет иметь значение й = 2. Коэффициент определяем по графику фиг. 15. 3, при [c.336]

На рис. 1-13 показан характер распределения давления на передний и задний диски рабочего колеса. Осевую нагрузку на колесо определяют по формуле [c.22]

Приближенно осевую нагрузку на колесо можно определить по формуле Р = — -- [c.22]

При использовании шаров одного диаметра величина давле-ии-я на смазочную пленку Рт кГ/мм в момент приложения осевой нагрузки (осевая нагрузка Р кГ, или нагрузка верхнего шара пирамиды, равна нагрузке на рычаг аппарата, умноженной на 20) вычисляется по формуле [c.107]

Для подсчета осевой нагрузки в обычных радиальных колесах с загнутыми назад лопастями можно пользоваться приближенной формулой [c.69]

Осевые нагрузки на неподвижные опоры определяются исходя из величины неуравновешенной силы внутреннего давления. Силами упругости компенсаторов пренебрегают. Усилие, действующее на неподвижную опору, расположенную между компенсаторами (так называемую разгруженную опору), определяется по формуле [c.97]

Удерживающую осевую нагрузку Руд для вставок, закрепляемых с помощью клея, рассчитывают по формуле Руд=тя / (здесь т — разрушающее напряжение клеевого соединения на сдвиг при растяжении <1 я I — соответственно внешний диаметр и длина вставки). [c.100]

Полученная формула показывает влияние на амплитуду коэффициента демпфирования и соотношения размеров и а во время перехода вала через критическую скорость. Повышение коэффициента у ведет к уменьшению амплитуды г . Поэтому в ряде новейших конструкций сепараторов применяются резиновые элементы горловой опоры, для которых значение коэффициента у велико. На рис. 84 показан вертикальный вал сепаратора, пружины горловой опоры которого заменены резиновым кольцом, которое имеет кольцевую канавку, облегчающую деформацию кольца. Осевая нагрузка от веса ротора и веретена сепаратора воспринимается резиновым буфером. [c.220]

Осевая нагрузка ла скользящую опору определена по формуле (8—92). [c.499]

Осевая нагрузка на опору при удлинении труб по формуле (8—921 Р = 0,3-1070 = 320 кгс. [c.502]

При закреплении конструкций с большим вылетом (рис. 10—37), когда а больше I, расчетная осевая нагрузка, действующая на каждый из дюбелей, определяется по формуле [c.649]

Статическую эквивалентную осевую нагрузку для шариковых и роликовых упорно-радиальных подшипников (а 90" ) рассчитывают по формуле [c.111]

Нагрузка Р на лапу имеет плечо а, измеряемое до среднего радиуса оболочки. Моменту Р -а противостоит момент, действующий между серединами плоскостей верхней и нижней плит (рис. 7, а). Этому виду опоры при болтовой нагрузке свойственна реакция в основной обечайке. Реакция вызывает в оболочке осевой и кольцевой изгибающие моменты. Изгибающий момент оболочки (рис. 6, г) определяют по формуле (99). [c.44]

Из формулы (38,5) видно, что осевая нагрузка для скользящих опор может быть принята равной 30%, а для катковых опор— 10% вертикальной нагрузки, определенной по формуле (38,4), [c.487]

Осевая нагрузка на скользящую опору определена по формуле (38.5). [c.488]

Осевая нагрузка весьма незначительна, поэтому ее не учитываем. Формула принимает вид [c.98]

По формуле (18) удельная нагрузка на основной рабочей группе сегментов р,п является функцией осевого разбега Д и внешней удельной (осевой) нагрузки Рос - [c.151]

Допустимую осевую нагрузку [Га] можно определить по формулам [c.133]

Допустимую осевую нагрузку для подшипников серий 2100, 2200 и 2400 можно определить по формуле . [c.81]

Если А<1, то положительные напряжения (о,.,) от изгибающего мо-ме (та в сечении У-У больше, че.ч отрицательные напряжения(ор) от осевой сжимающей силы Ру, те. суммарные напряжения с наветренной стороны аппарата положительны > О, болты воспринимают нагрузку и йх необходимо рассчитать на прочность по формуле [c.166]

Допускаемые нагрузки на обечайки с кольцами жесткости, работающими при воздействии на них осевых растягивающих или сжимающих сил, поперечных сил или изгибающего момента, рассчитываются, как и для гладких цилиндрических обечаек, по формулам пп. 6.2.3—6.2.6 при Ir = Ь. При определении приведенной расчетной длины 1 р по табл. 6.2 вместо I следует принимать общую длину L обечайки. [c.111]

В случае, если обечайки, имеющие кольца жесткости, работают при воздействии на них растягивающих или сжимающих сил, действующих в поперечном и осевом направлениях, и изгибающего момента, допускаемые нагрузки рассчитывают так же, как и для гладких цилиндрических обечаек, т. е. по формулам (3.19), (3.20), (3.27) и (3.31) при Ir = Ь, но при определении приведенной расчетной длины /цр по табл. 3.8 вместо I следует принимать общую длину обечайки L. [c.43]

Эквивалентное напряжение в обечайке от внешних нагрузок (осевая и крутящая нагрузки отсутствуют) опреде-ляе.м по формулам (15. 16) и (15. 18) [c.187]

В обечайках, имеющих внешние осевые, изгибающие и крутящие нагрузки, необходимо проверить эквивалентные напряжения в стенке их по формулам (15, 16)—(15. 20), а при соблюдении условия (15. 21) проверить устойчивость по формуле (15. 22). [c.195]

Для ведущего вала необходим специальный кронштейн. Ведущий вал и опорный узел воспринимают небольшую радиальную нагрузку, передающуюся через шарнирный вал. Полное давление, действующее на торец винта, создает осевое усилие, которое можно подсчитать по формуле [c.272]

Здесь Оцоы - 4P/itd подсчитывается по ослабленному сечению болта при осевой нагрузке Р. Введенный в формулу коэффициент концентрации /Гм = 1,95 получен в предположении, что напряженное состояние в окрестности впадины резьбы совпадает с плоскодеформированным. Это положение верно дпя широкого диапазона соотношений dolS. Напряженное состояние во впадине свободной резьбы, удаленной от ее концов, от осевого растяжения взято из эксперимента и относится к отношению do/s г 23. Это отношение является предельным в том смысле, что дальнейшее увеличение его не приводит к изменению величин коэффициентов концентрации и распределению напряжений в окрестности впадин. Дпя более низких соотношений do/s < 23 коэффициент концентрации ниже, так что величина его, равная 2,2, является величиной максимальной дпя всех соотношений do/s. Таким образом, приведенная выше приближенная формула (4.21) дает наиболее правильные результаты для высоких значений соотношений do/s, т.е. для do/s > 15. Для значений do/s < 15 коэффициент концентрации может быть только ниже на 10-15% величины коэффициента концентрации, подсчитанной по формуле (4.21). [c.165]

Следует отметить, что у радиальных вентиляторов, особенно низкого и среднего давления, осевая нагрузка, направленная в сторону всасывания, относительно незначительна. Ее приближенно можно подсчитать по формуле Р = рРес, Н, где р — давление вентилятора, Па [c.137]

Осевая нагрузка на опору, возникающая вследствие изменения ДЛ1ШЫ трубопровода при нагревании или охлаждении, определяется по формуле [c.487]

Для роликовых подшипников с а — 0 Ро = Р/, Ра = Для роликовых и шариковых подшипников с а = = 90° Род = Ра Рг 0. Для упорно-радиальных шариковых и роликовых подшипников должпо обеспечиваться условие F —— -> 0,44. При нарушении неравепства подшипники указанных типов не применяют. Обозначения, принятые в формулах Хо и Уо коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок, их величины приведены в табл. 71 Рг — постоянная по величине и направлению радиальная нагрузка, I кгс Ра — постоянная по величине и направлению осевая нагрузка, кгс. [c.92]

Решение представленных расчетных схем выполнено методом сечения, при котором разрезы наносят в точках скачкообразного изменения сил, моментов, жесткости и коэффициента упругого основания. Трапециевидные участки обтюратора заменяют несколькими прямоугольными, высоту которых h рассчитывают из условия тождественности углов поворота крайних сечений. Возникающие в местах разреза йзгибающие моменты и перерезывающие силы определяют из условия совместности деформаций, которые записывают в виде канонических уравнений. После этого находят изгибающие моменты М перерезающие силы и условные нагрузки по высоте детали. С учетом осевого сжатия составлены основные расчетные формулы для перемещений и, окружных Сть касательных Ттах, осевых на наружной и внутренней поверхностях 0г напряжений. При предварительной затяжке [c.233]

При создании ожижителей на базе ГХМ необходимо решить в первую очередь вопросы надежности и эффективности многоступенчатых ГХМ, обеспечивающих необходимую холодопроизводительность на заданных уровнях температур и высокоэффективный теплообмен между потоком ожижаемого гелия и газом, циркулирующим в ГХМ, Предназначенные для этой цели теплообменники должны обеспечивать малую разность температур между потоками при незначительной потере давления. В трехступенчатом тепловом насосе для этой цели применены теплообменники новой конструкции (из чередующихся дисков с отверстиями, по которым проходит поток газа). Для уменьшения осевой теплопроводности между дисками расположены проставочные кольца из нержавеющей стали. Встречный поток проходит по периферии дисков. При расчете циклов, использующих ГХМ, следует определить ко.эф-фициент ожижения х и тепловые нагрузки ГХМна каждой ступени, необходимые для охлаждения ожижаемой доли гелия и покрытия потерь холода. В этих циклах весь поток, идущий из компрессрра, поступает на дросселирование, поэтому коэффициент ожижения непосредственно определяется по формуле (41), где дроссельэффект Аг т- вычисляется при температуре охлаждения на нижней ступени ГХМ. Тепловые нагрузки отдельных ступеней ГХМ определяются из уравнения (39). [c.150]

Учет продольной жесткости шпилек в затянутом фланцевом соединении. Выше рассматривался расчет конструкции на затяг фланцевого соединения, для которого усилия в шпильках были заданными, и потому податливости шпилек могли не учитываться. Напряженное и деформированное состояние от затяга шпилек считается начальным состоянием для последующих расчетов на внешнюю нагрузку, например затяг нажимных винтов узла уплотнения, внутреннее давление в корпусе, нагрузки от неравномерного нагрева конструкции. При действии этих нагрузок в шпильках возникают дополнительные неизвестные усилия АР, а контактные сопряжения становятся зависимыми аналогично сопряжениям (см, рис, 3.2), В сопряжениях А к В и в точке С имеются неизвестные разрывы АО , Лд и ДР. Осевое усилие ДР создает в точке С неизвестный внешний изгибающий момент ДЛ/ =ДР5 , вызванный переносом осевого усилия с радиуса Лщ на радиусПри выводе формулы (3. было показано, что для определения неизвестных разрывов, А , АМ должны рассматриваться зависящие от них величины и Здесь [c.138]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология