Передачи Формулы для определения сил

Схема действия сил в шевронной передаче представляется как совокупность действия сил на два косозубых цилиндрических колеса с разными направлениями спиралей. Общая осевая составляющая равна нулю. На листе 24, рис. 4, показана схема распределения сил, действующих на зубья ведомого зубчатого колеса шевронной передачи. Формулы для определения сил, действующих на зубья шевронных колес, приведены в табл. 30. [c.72]

В передаче цилиндрическими шевронными колесами осевые силы, действующие на половины шеврона, взаимно уравновешиваются, поэтому на вал и подшипники осевая сила не передается. Выражение для тангенциальной силы в зацеплении не зависит от типа передачи. Формулы для определения осевой и радиальной сил в конической передаче с прямозубыми колесами и круговыми или косыми зубьями приведены в табл. 11.2 (рис. 11.4). [c.187]

Формулы для определения сил в зацеплении червячной передачи [c.683]

РАСЧЕТНЫЕ ФОРМУЛЫ ДЛЯ ОПРЕДЕЛЕНИЯ МОМЕНТА СИЛ УПРУГОСТИ В ЛИНИЯХ ПЕРЕДАЧ [c.103]

Приведем расчетные формулы для определения момента сил упругости в линиях передач. [c.117]

Формулы для определения предельно допускаемых мощностей зубчатых передач и окружной силы на зубьях =- [c.677]

В табл. 47 приведены расчетные формулы для определения реакций опор и изгибающих моментов от сил, передаваемых на валы зубчатыми и червячными передачами. [c.698]

При движении жидкости запас ее механической энергии, а следовательно, и мощность непрерывно уменьшаются за счет затрат энергии на преодоление работы сил трения, поэтому для подъема жидкости и ее перемещения необходимо обеспечить передачу ей механической энергии от внешнего источника (двигателя). Это осуществляется при помощи специальных машин, называемых насосами. Процессы, происходящие в насосах различных конструкций, рассматриваются в специальных дисциплинах, однако общую формулу для определения мощности насоса, необходимую для решения практических задач курса, можно получить на основании рассмотренных ранее понятий гидравлики. [c.77]

Если Иц 5= 10 м/с, то расчет 1ую силу или мощность в формуле (6) следует умножить на коэффициент, равный - — ф -, где — масса I м цепи. При расчете передач принимают Кв = кц, так как информация о значениях других частных коэффициентов, входящих в формулу для определения Кв< пока не накоплена. [c.260]

В общем случае рассматривают действие на валы окружной радиальной и осевой Ра сил (рис. 15.5, а). Точкой приложения сил от зубчатых передач можно считать полюс зацепления. Формулы для определения действующих сил приведены в 8.7. [c.185]

Для определения сил 5 и для клиноременных передач в формулах (210- 213) вместо коэффициента трения f надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней х, который приближенно-можно определить по формуле [c.87]

Примечания 1. Величины, входящие в формулы для определения консольных сил Г, для открытых зубчатых передач — вращающий момент на приводном валу рабочей машины, на котором установлено колесо, Н (см. табл. 2.5) Г и Гг для муфт — вращающий момент на быстроходном и тихоходном валах редуктора, Н (см. табл. 2.5) 2—делительный диаметр цилиндрического колеса, мм (см. табл. 4.5) — внешний делительный диаметр конического колеса 81—угол делительного конуса щестерни, град (см. табл. 4.8). 2. Консольная сила от муфты предварительно рассчитывается по ГОСТ 16162—85. Фактическое значение определяется после выбора муфты при разработке конструктивной компоновки привода (см. 10.7). [c.98]

В табл. 75 приведены формулы для определения величины и направления осевой и радиальной сил в зацеплении конических зубчатых колес с круговыми зубьями, а на рис. 33 - график для определения величины и направления осевой силы в ортогональной конической передаче при угле профиля исходного контура а = 20°. [c.536]

Силы, действующие в зацеплении. Для определения сил, действующих в зацеплении конических колес, можно коническую передачу заменить эквивалентной ей цилиндрической, у которой Аэ = 0 0г, и использовать формулы (10. 23). [c.234]

При определении по формулам (182)—(185) сил Sj и Sj для клиноременной передачи в этих формулах вместо f подставляется коэффициент определяемый по формуле [c.93]

Данная зависимость носит название формулы Эйлера. Как уже было указано, эта формула дает соотношение натяжений концов гибкой, невесомой, нерастяжимой нити, охватывающей неподвижный негладкий барабан при ее равновесии. Из сказанного следует, что строго говоря, к ременной передаче формула Эйлера неприменима (ремень не является нерастяжимой и невесомой нитью) и поэтому в современной расчетной практике для определения натяжений ветвей ремня пользуются зависимостями (г), (д), (216) н (217). В то же время формула Эйлера дает верную качественную характеристику влияния коэффициента трения и угла обхвата ремнем малого шкива на работу передачи. Чем больше / иа, тем больше отношение Sj S2, следовательно, тем больше и разность этих сил, представляющая собой окружную силу Р передачи, а значит, больше передаваемый момент. Иными словами, лучше (полнее) используются силы предварительного натяжения ремня. [c.183]

При определении сил 5i и в клиноременной передаче в формулах (218- 221) вместо коэффициента трения f надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней, который приближенно можно определять по формуле [c.183]

При определении сил Р и р2 в клиноременной передаче в формулы (11.7)...(11.10) вместо коэффициента трения / надо подставлять приведенный коэффициент трения для клиновых ремней = //81п(фо/2), где Фо — угол клиновых ремней. [c.135]

Формула (2.29) справедлива для цилиндра с постоянной толщиной стенок. Гибкие цилиндры волновых передач имеют утолщение около зубчатого венца (см. рис. 2.1 и 6.1). Толщина зубчатого венца обычно не превышает полутора толщин цилиндра (см. рекомендации на с. 88). Экспериментальными исследованиями [33] установлено, что при таких соотношениях толщин практически не наблюдается заметного изгиба образующих в зоне перехода от зубчатого венца к цилиндру. Образующие гибкого цилиндра остаются прямыми по всей его длине, включая зубчатый венец ). На этом основании формулу (2.29) приближенно можно распространить на всю длину гибкого колеса. Экспериментально и теоретически доказано, что при нагружении кольца и круговой цилиндрической оболочки уравновешенными системами сил деформированные окружности между собой подобны. Поэтому для определения функции радиальных перемещений ни от окружной координаты ф можно использовать решения, полученные для кольца. [c.26]

В формулу (11.3) для определения приведенной (эквивалентной) нагрузки радиально-упорного подшипника следует подставлять суммарную осевую нагрузку (Ах или Аз), зависящую не только от внешней осевой силы (например, усилия в косозубой цилиндрической передаче), ио и от осевых составляющих реакций подшипников. Эти суммарные осевые нагрузки определяют с помощью табл. 11.4, в которой цифрой П обозначен подшипник, воспринимающий внешнюю осевую силу. [c.332]

Расчеты на прочность. Тела качения нужно проверять по контактным напряжениям на площадке касания. Для определения по расчету на контактную прочность геометрических параметров передачи. используют соответствующую формулу Герца для контактных напряжений (стр. 180), в которой потребную силу прижатия Q выражают через крутящий момент М, а приведенную кривизну — через диаметр D одного из тел качения. [c.192]

Расчетные формулы для напряжений, обусловленных компенсацией различных смещений, сведены в табл. 5.1. Приведенные здесь значения безразмерных коэффициентов позволяют вычислить координатные напряжения в точке, где напряжения от передачи момента, зажима бурта и действия центробежных сил имеют наибольшие значения. Расчетные формулы, приведенные в табл. 5.1, в определенной степени могут служить основой для решения вопроса о прочности или ресурсе резинового упругого элемента и позволяют получить представление о влиянии на его напряженно-деформированное состояние рассмотренных факторов. [c.116]

Последние две формулы табл. 3 справедливы только для механизма В в случае, когда звено 2 прижимается к одной грани элемента звена 4 кинематической пары 2—4 под действием сил, приложенных к звену 2 со стороны звеньев i и 5. Последнее возможно при определенном соотношении между угловыми и линейными размерами звеньев передачи. [c.161]

Для приближенного расчета указанных передач используют те же методы и структурные формулы (24)—(29), что и для прямозубых передач, внося определенные изменения в выражения для сил и коэффициентов К, Z а Y. [c.226]

Расчет конической передачи завершается определением размеров для контроля зубчатых колес по схемам алгоритмов на рис. 4.5 или 4.6 и сил в зацеплении по формулам (4.24) —(4.27). [c.93]

При определении теоретического к. п. д. по формулам в табл. 17.3 не учитываются потери в генераторе волн от сил сопротивления деформации гибкого колеса и внешнего кольца гибкого подшипника, потерн мощности на перемешивание и выдавливание смазки из впадин зубьев при работе передачи, а также на трение шаров о сепаратор. Для оптимально нагруженной передачи эти потери обычно невелики и составляют примерно 3—4%. Вместе с тем для кинематических или слабо нагруженных передач учет указанных потерь имеет смысл. [c.301]

Направление сил, действующих в конической передаче с криволинейными зубьями при разных принятых направлениях спиралей зубье и разных направлениях вращения, показано на листе 25, рис. 2, 3,4. Формулы для определения этих сил приведены в табл. 32. [c.72]

Вьшеденными формулами можно воспользоваться для определения силы Р, которую следует приложить для вращения винта с остроугольной нарезкой или червячной передачи, если силы трения вычислять по так называемому приведенному коэффициенту трения [c.411]

Фермой называется расчетная схема, состоящая из прямолинейных стержней, соединенных между собой шарнирно. При узловой передаче нагрузки в стержнях ферм возникают только продольные силы. Если при этом учесть, что N = onst и EF = onst по длине каждого стержня, то из формулы Мора получим формулу Максвелла для определения перемещения узлов ферм. [c.201]

Цилиндрические зубчатые передачи. Для определения нагрузок на валы зубчатых передач цилиндрическими прямозубыми и косо-зубыми колесами нужно знать силы, действующие в зацеплении. Их можно определить по следующим формулам (в них р — угол наклона зубьев к образующим делительного цилиндра для пряриозу-бых колес 5 = 0) ". [c.279]

Для определения реакций при сделанном выше допущении можно воспользоваться уравнениями статики. Рассмотрим в качестве примера определение реакций и тягового усилия, необходимого для перемещения гильзы шпинделя сверлильного станка (рис. 1.87). К гильзе шпинделя приложена составляющая Р с сил резания, тяговое усилие Рт, распорная сила в зубчато-реечной передаче Рр, реакции на цилиндрической направляющей, силы трения на направляющей Ртрх и силы трения Ртр 2, возникающие в шлицевом конце шпинделя при передаче крутящего момента М р. Так как в данном случае легко определить на основе формулы (1.59) характер распределения реакций, то мы воспользуемся ею. Пренебрегая моментом сил трения, найдем момент сил, приложенных к гильзе [c.143]

Как видно из формул, приведенных в предыдущем параграфе, коэффициенты сил, действующих на тело, существенно зависят от температуры, при которой происходит отражение молекул от тела. Для определения теплового состояния тела в сво-бодно-молекулярном потоке рассмотрим процесс передачи телу энергии набегающими молекулами (ё ) и уноса энергии молекулами, отраженными или рассеянными после столкновения с телом ( ,), т. е. рассмотрим конвективный теплообмен. [c.623]

П1. Вычисление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении. 1. Определяем значения коэффищ1ентов, зходящих в формулу (124) 6 = = 0,285 (см. занятие 12) АьеИ/(2— 6 ) = = 0,285-2,5/(2—0,285) =0,4 и по табл. П29 (яр = 1.14 для предполагаемых шариковых опор. Итак, по формуле (124) [c.321]

По мнению авторов исследований, снижение величины средних а<оря1Жеи.ий в сечении нетто но первому ряду болтов характерно для сдвигоустойчивых соединений и объясняется опеци- фическими условиями передачи усилий силами трения. Усилия в этом случае начинают передаваться непосредственно от торцевых кромок накладок, а не в сечении нетто, как это было в заклепочных соединениях. Авторы работы предлагают считать, что усилия с детали на накладки передаются силами трения пропорционально длине накладки и для определения величины средних напряжений в любом сечении детали под накладками можно воспользоваться формулой [c.30]

Сферические опоры. Передача сил и потери на трение в сферических опорах полукинематического типа рассчитываются так же, как и в конических опорах и опорах на центрах. Для уменьшения трения при проектировании сферических опор полукинематического типа назначают угол контакта а = 45° (рис. 15.37). При расчете сферических опор машиностроительного типа необходимо, обеспечить, чтобы величина давления не превышала допустимой величины. Точное решение этой задачи основывается на определении закона распределения нормальных давлений на поверхности опоры. Если закон распределения нормальных давлений известен, можно определить и момент трения по формуле [c.545]

Если Мк = о, это уравнение дает формулу Эйлера для основного случая продольного изгиба если принять Qкp = О (осевая сжимающая сила отсутствует), то уравнение даст величину того крутящего момента, который вызывает потерю ус гойчивос1и вала и его выпучивание прн передаче одного лииш крутящего момента. В сбн ,ем случае уравнение (58.22) позволяет определить Qкp при принятом значении Л1к доп- Как видно из уравнения (58.22), Якр <. Яэ, что следует учитывать при определении действителы ого запаса устойчивости ходового винта или ходовою вала. [c.512]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...