Г гибкий вал графики нагрузки

Силы в нагруженной передаче. Нагрузка на зубья, кроме нагрузки передачи, зависит от размера зоны зацепления и распределения нагрузки в этой зоне, которые, в свою очередь, зависят от параметров зацепления, зазоров в размерной цепи кулачок — гибкое колесо, жесткости эле.ментов передачи, точности их изготовления и пр. Вследствие этого задача о распределении нагрузки по зубьям еще не получила аналитического решения. В дальнейшем используем приближенные зависимости, основанные на эксперименте. Примеры экспериментальных графиков нагрузки на зубья при различных параметрах зацепления изображены на рис. 5.21. Эти графики приближенно аппроксимируются графиком на рис. 2.7, где углы и фз определяют размер зоны зацепления, а угол ф координирует расположение этой зоны относительно большой оси генератора АА, СС—ось симметрии нагрузки. [c.116]

Нагрузка бульдозера в течение рабочего процесса соответствует характеру силового графика гибочной операции. Она зависит от формы изделия, долевых и главным образом поперечных размеров изделия в местах, подвергающихся деформации пластических свойств материала изделия при температуре гибки конструкции штампа степени обжатия изделия в штампе. [c.555]

В соответствии с закономерностью нарастания уси.зий при гибке станина и кривошипный механиз.м бульдозера получают наибольшую нагрузку в конце процесса. Для зубчатой передачи наибольшая нагрузка может получиться в любой точке хода ползуна в зависимости от вида силового графика. [c.555]

Из графика видно, что при прямолинейном (эвольвентном) профиле зубьев и без учета деформации зубьев под нагрузкой в одновременном зацеплении находится лишь небольшая часть зубьев в зоне большой оси генератора (ф = 0). На остальной части траектории между зубьями имеется зазор /. При сравнительно высокой податливости зубьев гибкого колеса небольшие зазоры под нагрузкой выбираются. В зацепление вступает большое число зубьев. Деформация зубьев сопровождается дополнительными напряжениями в гибком колесе. Можно установить, что величина j равна расстоянию между траекторией А—аР и секущей прямой АБ, проведенной из точки ф = О параллельно линии профиля зуба колеса С. [c.158]

При определении угла профиля и размеров зубьев с помощью графика (см, рис. 4.19) вначале выбирают величину и форму деформации гибкого колеса и строят траектории аР и fp. Затем выбирают точку начала зацепления под нагрузкой по [c.161]

Из Графика видно, что при эвольвентном ) профиле зубьев без учета влияния нагрузки передачи в одновременном зацеплении находится лишь небольшая часть зубьев в зоне большой оси генератора (ф = 0). На остальной части траектории между зубьями существует зазор /. При сравнительно высокой податливости гибкого колеса небольшие зазоры под нагрузкой устраняются. Деформирование под нагрузкой сопровождается дополнительными напряжениями в гибком колесе. Поэтому большие зазоры / нежелательны. Нетрудно установить, что размер / равен расстоянию между траекторией ag и секущей прямой АБ, проведенной из точки ф = О параллельно линии профиля зуба колеса Ь. Ниже точки Б секущая прямая располагается левее траектории здесь вместо зазора образуется натяг или интерференция зубьев при входе в зацепление. Интерференция не допускается. Кроме угла профиля зуба а положение начала интерференции зависит от высоты зубьев. Например, при высоте зубьев, изображенных на рис.4.2 контурными линиями, интерференции нет. При увеличенной высоте зубьев (штриховые линии) наблюдается интерференция (пересечение головок зубьев заштриховано). Размер зазоров / и положение точки интерференции Б зависят также от формы траектории, которая, в свою очередь, зависит от формы деформирования гибкого колеса (см. 5.2). [c.41]

На графиках тонкими линиями изображено положение зубьев гибкого колеса g в ненагруженной передаче, а толстыми линиями — при номинальной нагрузке. Точки траекторий вершин и оснований зубьев без нагрузки отмечены кружками, а под нагрузкой — крестиками. [c.59]

Сопоставляя графики, можно отметить следующее. Начало захода зубьев на рис. 5.3 сместилось в сторону большой оси генератора примерно на 20° по сравнению с рис. 4.2. В связи с этим уменьшилось возможное число зубьев в одновременном зацеплении под нагрузкой. Однако дуга зацепления все же остается вполне достаточной для передачи нагрузки. Положительно то, что уменьшение возможной дуги зацепления происходит вследствие сокращения зоны с повышенным скольжением. Сравнивая зацепления зубьев с широкой впадиной по рис. 5.1 и 5.3, отметим, что удаление зубьев приводит к двукратному уменьшению числа зубьев в одновременном зацеплении. Ширина впадины без удаления зубьев меньше, чем при удалении зубьев, но различие В эффективности влияния того и другого зацепления на прочность гибкого колеса не столь существенно. [c.66]

Все рассмотренные эвольвентные профили не обеспечивают одновременного зацепления большого числа зубьев без дополнительного деформирования системы под нагрузкой. Кроме того, в зацеплении эвольвентных зубьев преобладает кромочный контакт (рис. 5.4) [25]. График боковых зазоров /, изображенный на этом рисунке, получен путем фотографирования передних торцов зубьев колес, лежащих в одной плоскости, с последующим проецированием на экран при 200-кратном увеличении. Зазоры фотографировались в определенных местах зоны зацепления при статическом нагружении передачи моментом 0...1800 Н-м (номинальный момент 800 Н-м). На графике кружками обозначены точки замера зазоров у вершин зубьев гибкого колеса , крестиками — у вершин [c.66]

При определении нагрузки на генератор рассмотрим некоторое фиксированное состояние гибкого колеса в нагруженной передаче. Силы в зацеплении, приложенные к гибкому колесу со стороны жесткого колеса, описываются уравнениями (7.3) и графиком рис. 2.7. Под действием сил в зацеплении и реакций других элементов передачи гибкое колесо приняло некоторую форму, (см. 4.4, рис. 4.12). Путем приложения к гибкому колесу сил в зацеплении мы освободили его от связей с жестким колесом. Остались связи с генератором и выходным валом. Определим реакции этих связей, имея в виду, что упомянутая форма гибкого колеса остается неизменной. Радиальная нагрузка в зацеплении (см. рис. 2.7) уравновешивается равной и противоположно направленной реакцией генератора. Момент окружной нагрузки <7, уравновешивается моментом Та на выходном валу. Однако вследствие того, что нагрузка распределена неравномерно по окружности гибкого колеса, она стремится изменить его форму. Этому препятствуют реакции генератора, которые определим, используя уравнение (2.8). В соответствии с этим уравнением действие окружной нагрузки эквивалентно действию некоторой радиальной нагрузки при условии, что [c.117]

Напряжения изгиба, связанные с дискретным расположением шариков в гибком подшипнике. Гибкое колесо совместно с наружным кольцом гибкого подшипника опирается на шарики подобно многоопорной балке. При этом образуются дополнительные напряжения изгиба от нагрузки 1см. формулу (7.9) и график рис. 7.3]. В приближенном решении используем теорему о трех моментах [30]. При решении примем параметры передачи, которую мы рассматривали в предыдущих примерах (см. с. 117), Расчетная схема изображена на рис. 7.11, о. Угловой шаг шариков подщипника при [c.125]

Кривые суммарных напряжений для нащего примера изображены на рис. 7.12, где 1 — расчетная, 2 — экспериментальная. При построении использованы графики рис. 7.8, 7.10, 7.11. Сравнивая расчетную и экспериментальную кривые, отмечаем хорошее совпадение на дуге АВ, на дугах АМ и МВ совпадение хуже, но характер изменения напряжений примерно одинаковый. Отклонения наиболее существенны в точках сопряжения дуг АВ, АМ и МВ . В приближенных расчетах в этих точках допускаются резкие перегибы или сосредоточенные нагрузки, которые на практике являются распределенными (размазанными) в некоторой локальной зоне сопряжения дуг. Для статической прочности гибкого колеса существенны максимальные, а для сопротивления усталости ампли- [c.126]

Оптимальной толщиной является такая, при которой запасы прочности максимальны. Максимум запаса прочности проще определять графо-аналитическим методом. Для этого строят график п в функции 51/ /, где с1 — внутренний диаметр гибкого колеса. Пример графиков для рассматриваемой передачи изображен на рис. 7.19 1 — кривая запаса статической прочности п при двукратной перегрузке, 2 — кривая запаса сопротивления усталости Пг при номинальной нагрузке. [c.135]

Динамические коэффициенты могут быть представлены в виде семейства кривых в функции периода свободных колебаний сооружения. На рис. 2.1 приведены графики для трех характерных групп гибких стальных конструкций, металлических, деревянных и железобетонных и каменных, что следует из рекомендаций С-НиП. Эти графики являются осредненными для всех семи районов по интенсивности ветровой нагрузки. [c.18]

Необходимо отметить, что проведение мероприятий по экономически оправданному изменению режимов потребления энергии—графиков нагрузки (особенно в ночной период) и уменьшению ее пиков, как правило, не снимает необходимость создания возможно более гибкой и эффективной структуры генерирующих. .мощностей, обеспечивающей при мин Цмальных народнохозяйственных затратах необходимукэ надежность снабжения электроэнергией. [c.92]

Разработка технологических требований к оборудованию для формоизменения (сила и график нагрузки, величина хода, наличие и сила выталкивателей, длина и конструкция направляющих и т. д.), а также для проведения предварительных, промежуточных и доделочных операций выбор необходимого оборудования согласно гипажу, выпускаемому промышленностью разработке технического задания на средства механизации, автомагизации процессов и охраны труда при штамповке и других операциях, а также мероприятий по охране окружающей среды. Необходимо отразить важнейшие направления научно-технического прогресса разработку и внедрение гибких производственных систем (гибкой технологии), автоматизированных систем управления технологическими процессами, использование промышленных роботов. [c.21]

Определение V и V рассмотрено ранее. Расчет координат зубьев (мм) следует вьшолнять с точностью до пятого знака после запятой, а построение графика взаимного положения зубьев — в масштабе увеличения, например 100 1. Пример графика для ненагруженной передачи изображен на рис. 10.7. На графике две штриховые линии шображают траекторию точек ag и fg, соответствующих окружностям вершин и впадин зубьев гибкого колеса. Между ними проведены линии осей симметрии зуба. На каждой из этих осей строят профиль зуба, например, через каждые 10° угла (р. Траектории на дуге выхода из зацепления располагаются симметрично. График позволяет отметить, что при эвольвентном профиле зубьев без учета деформации зубьев под нагрузкой в одновременном зацеплении нахо- [c.240]

Анализируя кривые графика, отмечаем следующее 1) на дуге входа в зацепление зазоры 6 (см. рис. 4.13) практически выбираются при Та 400 Н-м, что соответствует половине номинальной нагрузки 2) практически на всей дуге выхода из зацепления гибкое колесо отходит от генератора 3) при всех нагрузках выбор зазоров на дуге входа в зацепление сопровождается образованием дуги постоянного радиуса (w = onst) слева от большой оси генератора (ф = 0). Радиус этой дуги ограничивается радиусом жесткого колеса. Размер дуги постоянного радиуса увеличивается с увеличением нагрузки 4) рабочая зона зацепления распространяется за большую ось генератора в соответствие с дугой постоянного радиуса ). [c.51]

Определение да, и и о было рассмотрено ранее. Расчет координат следует выполнять с точностью до пятого знака после запятой, а построение графика взаимного положения зубьев — в масштабе увеличения, например 100 1. Пример графика изображен на рис. 10.62. На графике две штриховые линии изображают траектории точек ар и fp, соответствующих окружностям вершин и впадин зубьев гибкого колеса. Между ними проведены линии осей симметрии зуба. На каждой из этих осей строят профиль зуба, например, через каждые 10° углаф. Траектории на дуге выхода из зацепления располагаются симметрично. График позволяет отметить, что при эвольвентном профиле зубьев без учета деформации зубьев под нагрузкой в одновременном зацеплении находится лишь небольшая часть зубьев в зоне большой оси генератора (ф = 0). На остальной части траектории между зубьями существует зазор /. При сравнительно высокой податливости гибкого колеса небольшие зазоры под нагрузкой устраняются. В зацепление вступает большое число зубьев. Практически можно получить до 50% зубьев в одновременном зацеплении. Деформирование под нагрузкой [c.250]

Анализ графика на рис. 101, б показывает, что при дросселировании на выходе вре.мя подготовительного периода может оказаться значительно больше, чем при дросселировании на входе. Вместе с тем этот способ оказывается более гибким и менее восприимчивым к колебаниям нагрузки. При анализе процессов дросселирования, приведенном выше, учитывались не все факторы (например, N и др.), которые целесообразно прини.мать во внимание при исследовании конкретной задачи. [c.253]

Рис. 6.72, Шарнирно-сочлененная укосина с кривошипно-шатунным механизмом изменения вылета а — общая схема 6 — график скорости изменения вылета v 1 — стреловые тяги 2 — пружинные демпферы, выравнивающие нагрузки между тягами 3 — ко- ромысло 4 — подвижной противовес 5 — шатун связанный с кривошипом б 7 — гибкая оттяжка хобота о натяжным устройством 3

Бо 1се гибкой является схема, состоящая из турбш с противодавлением и конденсационных турбин с регулируемыми отборами пара (рис. 3-1) и схема только с турбинами, имеющими регулируемые отборы пара (рис. 3-2). Первая позволяет для каждого заданного режима станции путем перераспределения тепловой нагрузки между конденсационными турбинами и турбинами с противодавлением поддерживать загрузку последних в пределах, обеспечивающих работу их с высоким к. п. д., при одновременном выполнении заданного электрического графика станции. [c.40]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...