Колеса Нагружение моментами

На рис. 3.98, г показана схема нагружения вала в плоскости хг, а на рис. 3.98, д — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс у2 или уЕ, что означает момент относительно оси у в сечении 2 под червячным колесом или момент относительно оси у в сечении Е под правым подшипником. Нагрузка вала от натяжения цепной передачи 5ц определяется по формуле (3.117). Если направление силы 5ц не задано (это может быть также сила натяжения ветвей ременной передачи), ее следует направлять так, чтобы она увеличивала деформации и напряжения от окружного усилия, действующего в зубчатой или червячной передаче, в данном случае от силы Р (см. рис. 3.98, г). [c.415]

На рис. 3.123,2 показана схема нагружения вала в плоскости Х2, там же — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс у 2 или уБ, что означает момент относительно оси у в сечении 2 под червячным колесом или момент относительно оси у в сечении Б под правым подшипником. Нагрузка вала от натяжения цепной передачи определяется по формуле (6.12). [c.515]

На рис. 12.5, а — е представлена расчетная схема ведущего вала цилиндрического редуктора с косозубыми колесами, нагруженного вращающим моментом Т, окружным усилием F,, радиальным усилием и осевым усилием F . Здесь же представлены эпюры изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюра крутящих моментов. Суммарный изгибающий момент в любом сечении вала определяется как геометрическая сумма изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной шюскостях по формуле [c.216]

Выполним силовой расчет двухрядного планетарного редуктора <рис. 356, а, б). Пусть величина и направление угловой скорости <05 ведущего звена — водила 5 заданы. Ведомым звеном является колесо 5, нагруженное моментом М3 сил сопротивления. Для определения направлений угловой скорости щ колеса 3, уравновешивающего момента Му и внешнего момента М3 строим картину скоростей (рис. 356). Рассмотрим ведомое звено — колесо 3, которое находится в равновесии под действием заданного момента Mg и ре- [c.371]

По условиям работы ЗК главного редуктора наработка рассмотренных колес на момент их разрушения составила 2,25 10 и 3,1 10 циклов соответственно для более короткого и продолжительного периода роста трещины. Средняя продолжительность полета вертолета Ми-8 составляет 0,38 ч. Следовательно, период распространения усталостных трещин составил 45,6 и 53,5 ч для ЗК с наработкой в эксплуатации 4496 и 6242 ч соответственно. При прочих равных условиях, которые соответствуют неизменным условиям нагружения ЗК от одного редуктора к другому, увеличение размера концентратора снижает одновременно период зарождения и роста трещины. Это сопровождается возрастанием относительной живучести (см. главу 1). Представленная оценка периода роста трещины не противоречит этой закономерности. [c.687]

Рассмотрим определение сопротивления передвижению, вызываемое трением. Передвижение крана сопровождается трением в опорах колес, а при использовании подшипников скольжения также трением торцев ступиц колес о прилежащие детали. При качении по рельсу колес (рис. 152), нагруженных силой Grp -Ь G, в опорах колеса возникает момент трения, равный /(Grp -t- G)df2, где Grp - вес транспортируемого груза G - собственный вес тележки или крана d - диаметр цапфы [c.383]

Расчет зубьев на изгиб. Нормальное усилие Рн, являющееся результатом взаимодействия зубьев колес нагруженной передачи, действует по направлению линии зацепления и может быть приложено в различных точках поверхности зуба. С точки зрения прочности на изгиб наиболее опасным является момент, когда нормальная сила приложена к вершине зуба. [c.427]

На практике, в случае нагружения моментом (например, в комбинации упругой и предохранительной муфт — рис. 11.21), расчет выполняют по формуле (11.12). В случаях нагружения окружной силой Ро (звездочка или зубчатое колесо — рис. 11.17) нагрузка штифта изменяется в зависимости от его положения относительно этой силы. Три варианта нагружения изображены на рис. 11.17, г, д, е (искажение схемы нагрузки вследствие неточности установки штифта не учитывается). Расчетным является вариант на рис. 11,17, г [c.390]

Сопротивление при передвижении. Если через IV обозначить сопротивление на горизонтальном пути, преодолеваемое передвигающейся нагруженной тележкой (мысленно представим сопротивление действующим по окружности ходового колеса), то момент сопротивления относительно оси ходового колеса при установившемся движении будет [c.237]

Если, например, колесо, нагруженное Л/ ,, = 3000 Н, попадает в выбоину глубиной 80 мм (рис, 2.1), то при мягкой подвеске с жесткостью упругого элемента = 10 Н/мм в момент касания колесом дна выбоины остаточная сила [c.146]

Поломка самих гибких колес может происходить вследствие значительных перегрузок, когда действующие статические напряжения существенно превосходят предельные, и вследствие усталостных явлений, когда действующие местные переменные напряжения, возникающие при гармоническом деформировании нагруженного моментом гибкого колеса вращающимся генератором, превосходят пределы выносливости для гибкого колеса. [c.287]

При этой схеме зацепления, коэфс[)ициенте деформации Кт 0,9 -г- 1,1 и при реальной удельной жесткости зубьев в оптимально нагруженной передаче угол дуги, на которую распространяется контакт, составляет в среднем 25° до вершины деформации и 10—20 — за вершиной волны, при этом максимальная нагрузка, как указывалось выше, действует вблизи вершины деформации, а минимальная равна нулю (см. рис. 17.6). В то же время, при числе шаров = 23 центральный угол между шарами равен 15°30 и при гщ = 21 угол равен 17 . Таким образом, почти вся радиальная нагрузка, возникающая в результате действия на тонкостенное гибкое колесо крутящего момента, воспринимается внешним кольцом подшипника фактически на двух пролетах между шарами [25, 40]. [c.299]

На рис. 14.1, й дана схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звенья,ми а, Ь — центральные колеса, Н — водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) — и сателлитами g. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям К— центральное колесо, к — водило, следовательно, схема (рис. 14.1, а) обозна- [c.193]

Для автомобилей с большой осевой нагрузкой мощностные стенды на АТП, как правило, отсутствуют. Наличие в трансмиссии автомобиля автоматической гидромеханической передачи позволяет воспроизводить нагрузочные режимы двигателя без дополнительных устройств. При этом используется свойство гидротрансформатора работать в режиме гидротормоза при заторможенном турбинном колесе. Момент нагружения двигателя пропорционален квадрату частоты вращения. Точка пересечения характеристики нагружения гидротрансформатора и внешней скоростной характеристики двигателя, как правило, близка к зоне максимального крутящего [c.91]

Строят эпюры изгибающих и крутящих моментов Р.г пи изгибающие нагрузки действуют в разных плоскостях, их раскладывают на составляющие по двум взаимно перпендикулярным направлениям и строят эпюры изгибающих моментов отдельно в каждой плоскости. На рис. 3.98, б приведена схема нагружения вала в плоскости ху, а на рис. 3.98, в — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс х2, что означает момент относительно оси х в сечении под червячным колесом, которое в червячном зацеплении отмечается индексом 2). [c.415]

Определяют статические моменты на валиках механизма с учетом к. п. д. (см. 3.6 и 3.7) и силы, действующие на зубья колес (см. 10.3). На основе силового анализа механизма определяют наиболее нагруженный валик и на компоновочную схему наносят векторы сил, действующие на зубья колес этого валика. [c.444]

Турбомуфта Т-90 (см. рис. XI.2) с дополнительным объемом, расположенным со стороны турбинного колеса, конструктивно проще турбомуфт с дополнительным объемом, расположенным со стороны насосного колеса, широко применяемых в приводе скребковых конвейеров, стругов и других горных машин. Однако динамические характеристики таких турбомуфт уступают характеристикам турбомуфт с дополнительным объемом, расположенным со стороны насосного колеса. Это объясняется тем, что при быстром росте момента сопротивления на валу рабочей машины жидкость из рабочей полости турбомуфты Т-90 сливается в дополнительный объем через отверстия ограниченного сечения и, кроме того, при сливе поток рабочей жидкости должен быть повернут примерно на 90°. Все это обусловливает незначительную скорость опоражнивания рабочей полости и поэтому при быстрых перегрузках (остановка ведомого вала за 0,1—0,5 сек) в рабочей полости остается значительное количество жидкости и передаваемый турбомуфтой момент в 2—3 раза превышает момент при медленном нагружении. [c.235]

Рассмотрим силовой расчет двухступенчатой зубчатой передачи с неподвижными осями, схема которой изображена на рис. 355, а, б. Пусть ведущим колесом, к которому приложен уравновешивающий (движущий) момент Му = Mi, является колесо / с внутренним зацеплением, а ведомым, нагруженным внешним моментом Мз — колесо 3. На ведущем звене / направление действия момента Му и заданной угловой скорости должно совпадать, а на ведомом звене 3 направление действия момента М3 сил сопро- [c.369]

Многие детали машин, такие, как зубчатые колеса, валы и другие, работают в условиях, когда возникающие в них напряжения периодически изменяют свое значение или значение и знак. Например, при вращении вала, нагруженного изгибающим моментом, одни и те же волокна его оказываются то в растянутой, то в сжатой зоне. [c.10]

Рпс. 10.72. Дифференциальный динамометр с цилиндрическими колесами. Измеряемый момент передается на вал колеса 1, воздействующего окружной силой Pi2 на зубья колеса 2. нагруженного силой Р32, создаваемой колесом 3 за счет тормоза 5. Ось колеса 2 испытывает суммарное давление, равное 2Pj2, уравновешиваемое установлевиым на сбалансированном рычаге 4 грузом. [c.613]

Далее строится зависимость приведенного момента насосного колеса от частоты вращения вала дизеля (рис. 5.6). На характеристике дизеля строят параболы нагружения насосного колеса. Кривые моментов насосного колеса Mi изображены параболами в зависимости от частоты вращения дизеля при различных передаточных числах редуктора и. Точки пересечения кривых моментов насосного колеса Aij с характеристикой дизеля (Л11д) соответствуют режиму совместной работы дизеля и гидротрансформатора. [c.98]

Автомобиль движется в результате воздействия на него различных сил (рис. 328), которые разделяются на силы, движупдае автомобиль, и силы, оказывающие сопротивление его движению. Основной движущей силой является сила тяги Рт, приложенная к ведущим колесам. Сила тяги возникает в результате взаимодействия ведущих колес (нагруженных крутящим моментом, передаваемым от двигателя) с дорогой. От размера тягового усилия на колесах [c.401]

При передвижении по рельсу крана или тележки, имеюших собственный вес С и нагруженных весом 0,р транспортируемого груза, в опорах колес возникает момент трения (С,р -1- С)(///2 (здесь с1 — диаметр цанфы / — коэффициент трения в опоре колеса). Коэффициент трения для подшипников качения и скольжения имеет следующие значения. [c.168]

В статье осуществлено исследование испытательного стенда с торсионным нагру-жателем для цилиндрических зубчатых колес, работающего по замкнутой схеме нагружения, с учетом текущих значений моментов сил сопротивлений в элементах кинематической цепи. Получены аналитические зависимости изменения усилий в зацеплениях колес, величина момента сопротивления всей замкнутой цепи стенда и углово. о ускорения приводного вала для полного цикла зацеплен1 й. Библ. 12 назв. Илл. 5. Табл. 2. [c.525]

Действие силы, нормальной к плоскости колеса. Нагружение полуоси. Боковая сила Рр (рис. 13.29) проходит через точку касания обжатого колеса с землей, вызывая изгиб патуоси моментом [c.438]

В независимых подвесках (и подвесках типа Де-дион) опора ведущего колеса может быть выполнена в виде двух разнесенных радиальных шариковых подшипников. При этом один из них фиксируют в осевом направлении по наружному и внутреннему кольцу, а второй выполняют плавающим с закрепленным только внутренним кольцом. На рис. 3.1.52 показана такая конструкция опоры переднего колеса автомобиля Рено-5 (см. рис. 3.4.14). В такой конструкции боковые силы, действующие со стороны дороги, воспринимает фиксированный подшипник, находящийся около шарнира равных угловых скоростей и прижимаемый к поворотному кулаку шайбой. Между внутренними кольцами обоих подшипников установлена распорная втулка момент затяжки гайки полуоси составляет 120 Н-м. Вал колеса нагружен крутящим моментом и (в результате затяжки гайки) растягивающими силами. Однако вал разгружен от изгибающих нагрузок, поскольку изгибающие моменты, действующие со стороны колеса, воспринимаются ступицей, установленной в двух подшипниках качения. В отличие от этой конструкции, на автомобиле 13МВ гайка цапфы стягивает ступицу, внутренние кольца подшипников и расположенную между ними дистанционную втулку. Длина втулки определяется в соответствии с допусками на ширину наружных колец и расстоянием между торцами выточек в отверстии. [c.127]

Боковое смещ,ение пружины от точки контакта / зависит от развала 7(1 колеса. Благодаря наличию плеча между упругой силой Р и вертикальной силой (за вычетом половины веса неподрессоренных масс, рис. 3.11.4) возникает момент — Р[, скручива-ЮЩ.ИЙ рычаги /. Эти моменты воспринимает в виде изгибающ,их моментов Mf приваренная к рычагам поперечина. На мод. Ауди-50 возникают напряжения растяжения и сжатия в параллельных стенках и-образного профиля, эти напряжения меньше по величине, чем напряжения изгиба, возникающ,ие в вертикальной стенке Т-образного профиля (мод. Гольф , Сирокко ). Если на неровном дорожном покрытии возникают боковые силы (с одной стороны или с обеих), то они, действуя на плече Лд (динамический радиус колеса), увеличивают момент, скручивающ,ий рычаг. Во время движения на повороте создается другое положение сила на более нагруженном наружном колесе направлена снаружи внутрь и уменьшает в результате этого скручивающ,ую нагрузку. Кроме того, боковые силы могут развести рычаги (см. рис. 3.11.3) или сблизить их, если силы будут направлены в противоположные стороны. Возни-ка ош,ий при этом момент вызывает напряжения изгиба как в обеих стенках / и 2 (рис. 3.11.3) и-образного профиля, так и в горизонтальной полке Т-образного профиля. Эти напряжения будут тем меньше, чем дальше назад сдвинута поперечина, т. е. чем больше размер Ь между точкой опоры О и основанием профиля. [c.266]

Сопротивление трения. При передвижении крана возникает сила трения в опорах колес, а при подшипниках скольжения также и сила трения торцов ступиц колес о прилежащие детали. При качении колес, нагруженных силой Grp + G, по рельсу в опорах колеа возникает момент трения, равный [c.275]

Рассмотрим вопрос о том, как определяется момент трения качения М . Физические явления, вызывающие трение качения, изучены мало, в технических расчетах пользуются в основном данными, полученными при экспериментах, проводимых над различными конкретными объектами катками, колесами, роликами и шариками в подшипниках и т. д. Опыт показывает, что сопротивление перекатыванию зависит от упругих свойств материалов соприкасающихся тел, кривизны соприкасающихся поверхностей и величины прижимающ,ей силы. На преодоление сопротивлений при перекатывании тел тратится работа. Работа эта расходуется на деформацию поверхностей касания. Пусть, например, имеется неподвижный цилиндр, лежащий на плоскости (рис. 11.26) и нагруженный некоторой силой F. [c.232]

Рассмотрим двухступенчатый зубчатый редуктор с неподвижными осями колес (рис. 13.21, а), у которого входным колесом является колесо I, а выходным — колесо 5, нагруженное внешним моментом М . Для определения направлений уравпове-шивающего момента Л 1у и момента Мд определяем скорости Vq и г, д точек соприкосновения колес 1,2т 2, 3 (рис. 13.21, б) по скоростям V и Vu определяем паправлепие угловой скорости fOg колеса 3 при заданной угловой скорости (Oi колеса 1. Тогда определяется и направление моментов /Лу и (рис. 13.21, б). Далее рассматриваем колесо 3 (рис. 13,21, в), которое находится в равновесии под действием момента и реакций и F ,j. Из уравнения моментов всех сил относительно точки А [c.270]

Осуществляя сборку передачи при нaли ши угловой погрешности принудительным поворотом там1)1как)Щсго колеса, получают значительное предварительное нагружение передач, а в последующем неравномерное распределение внешнего вращающего момента по отдельным потокам. [c.214]

На рис. 14.1, а дана схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звеньями а, Ь — центральные колеса, А—водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) и сателлиты g. Схемы пл етарных передач обозначают по основным звеньям К — центрсшьное колесо, И — водило, следовательно, схема по рис. 14.1, а — 2К — /г. На схеме также обозначены сод и Ю(,—угловые скорости ведущей шестерни и водила Дц,— межосевое расстояние. Для этой схемы передаточное отношение [c.218]

Пример расчета 8.1. Рассчитать редуктор, установленный в приводе конвейера (рис. 8.43) Pi = 4,5kBt, = 960 мин , общее передаточное отношение ( = 20 редуктор должен работать 8 ч в сутки, 300 дней в голу в течение Ю лет режим нагружения //- рис. 8.42 кратковременная перегрузка не превышает дпух номинальных моментов. Редуктор изготовлен в отдельном закрытом корпусе смазка — погружением колес в масляную ванну. [c.152]

Проверочный расчет на статическую фочность (по эквивалентному моменту). Для этого расчета необх(1Димо вычисление не только крутящего, но и изгибающего момента в опасном сечении нала. Влияние сжимающих и растягивающих сил обычно невелико, н поэтому они в большинстве случаев не уч1[тываются. Так рассчитывают средние наиболее нагруженные участки вала, где посажена шестерня или зубчатое колесо. Расчет проводится в следующем порядке. [c.54]

Пример 4. Определить допускаемое напряжение для вращающейся оси вагонетки (изгиб по симметричному циклу) диаметром d = 50 мм, изготовленной из стали 40ХН (а , = 1000 Н/мм , a ip = 530 Н/мм ). Обработка оси — тонкое шлифование. В зоне действия максимального момента посажено колесо по прессовой посадке без передачи усилия (рис. 1.10, а). Частота вращения оси п = = 200 об/мин, срок службы L = 10 лет, коэффициент использования в течение года =0,75, коэффициент использования в течение суток К . =0,33, режим нагружения — тяжелый (см. рис. 1.8, б). Коэффициент безопасности [s] = 2. Решение. 1. Допускаемое напряжение по формуле (1.15) [c.19]

Определить крутящий момент, который может передать прямозубая коническая передача при следующих данных внешний модуль те = 6 мм, число зубьев шестерни 2i = 20, передаточное число и=2 частота вращения шестерни 1=100 об/мин, длина зуба ш = 0,25Лй — конусное расстояние). Материал колес —сталь 45 улучшенная, режим нагружения — тяжелый (рис. 1.8, в), срок службы передачи 1л=12 000 ч. [c.219]

При проектном расчете исходными данными являются 1) вращающий момент Т и циклограмма нагружения 2) передаточное число и 3) вид передачи — прямозубая или косозубая 4) материалы колес, термообработка и твердость рабочих поверхностей зубьев 5) параметр = bjd или = bja == = 2фйй/(к-f 1). Параметр принимается в зависимости от [c.206]

Проверочный расчет валов. Проверочный расчет валов производится на усталостную прочность, статическую прочность и жест-кость, а в отдельных случаях и на колебания. Такой расчет выпол-няется на основе проектного расчета, конструирования вала и подбора подшипников. Для этой цели составляется уточненная расчетная схема, полученная из эскизной компоновки. Строят. чпюрь изгибающих и крутящих моментов. Если нагрузки действуют в разных плоскостях, их раскладывают на составляющие по двум взаимно перпендикулярным направлениям и строят эпюры изгибающих моментов отдельно в каждой плоскости. Изложенное представлено на рис. 3.123. Так, на рис. 3.123, б приведена схема нагружения ва.та в плоскости ху, а на рис. 3.123, в — эпюра изгибающих моментов (моменты имеют двойной индекс х2, что означает момент относительно оси X в сечении под червячным колесо.м, которое в червячном зацеплении отмечается индексом 2). [c.515]

Цикл нагружения ЗК состоит из первоначального возрастания максимального уровня эквивалентного напряжения при запуске редуктора с наложением на этот уровень асимметричного нафу-жения от контакта зубьев работающего колеса. Сами зубья подвергаются изгибу. Максимальный уровень напряжения от изгиба работающих зубьев реализуется у их основания во впадине. Особенность формы цикла нагружения зубьев заключается в его несимметричности. В момент вхождения [c.680]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...