см Нагрузочная способность

Специальные виды термообработки позволяют получить HR до 50.. . 60 (НВ<500.. . 650). При этом (см. табл. 8.9) допускаемые контактные напряжения увеличиваются до двух раз, а нагрузочная способность передачи до четырех раз, см. формулу (8.11), по сравнению с нормализованными или улучшенными сталями. Возрастает также износостойкость и стойкость против заедания. [c.142]

У глобоидных передач витки червяка образуются на глобоиде см. рис. 9.3, б). Нагрузочная способность этих передач примерно в 1,5 раза больше по сравнению с обычными червячными передачами. [c.186]

D) Коэффициент повышения нагрузочной способности для непрямозубых колес kn = 1,35 (см. стр. 144). [c.160]

Определить зависимость нагрузочной способности, т. е. величины [Мр упругой муфты (см. рис. 15.6), от R, если число пружин и их параметры (с , d, материал, г) остаются постоянными. Как изменяется при этом величина к [c.247]

Определить зависимость нагрузочной способности упругой муфты (см. рис. 15.6) и осадки пружин от диаметра проволоки d, если размеры муфты и индекс пружины остаются неизменными. [c.248]

Модификацией червячной передачи является глобоидная передача (см. рис. 16, б), характеризующаяся значительно большей нагрузочной способностью. Здесь червяк нарезается не на цилиндре, а на поверхности глобоида, образованного вращением дуги окружности вокруг оси червяка. Глобоидные передачи более, чем обычные, чувствительны к неточностям монтажа. [c.316]

Сферические радиальные шариковые (см. рис. 292, ж) и роликовые подшипники дороже однорядных и хуже воспринимают осевые нагрузки, но имеют высокую радиальную нагрузочную способность и компенсируют значительные перекосы валов (до 2—3°). [c.435]

Косозубая передача (см. рис. 3.76, б). Рассечем мысленно прямозубое колесо на две части средней плоскостью пп, перпендикулярной оси колеса, и сдвинем каждую половину относительно другой на один и тот же угол (рис. 3.96, а) получим двухступенчатое колесо. Работа передачи с такими колесами будет более плавной. Если увеличить число ступеней до бесконечности, то получим колесо с винтовыми или косыми зубьями с некоторым углом наклона линии зуба Р (рис. 3.96, б). Два сопряженных колеса должны иметь равные углы р, при этом на одном колесе линия зуба должна быть правой, а на другом — левой (рис. 3.97). При работе такой передачи зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, как в прямозубой, а постепенно передаваемая нагрузка распределяется на несколько зубьев. В результате по сравнению с прямозубой повышается нагрузочная способность, увеличивается плавность работы передачи и уменьшается шум. Поэтому косозубые передачи имеют преимущественное распространение. [c.345]

С увеличением угла наклона Р линии зуба плавность зацепления и нагрузочная способность передачи увеличиваются, но при этом увеличивается и осевая сила F , что нежелательно (см. ниже). Поэтому в косозубых передачах принимают угол Р=7...20°. [c.345]

Конические передачи с круговыми зубьями (см. рис. 3.76, е). Ось кругового зуба — это дуга окружности соответствующего диаметра резцовой головки (рис. 3.110). Нарезание зубьев резцовой головкой обеспечивает высокую производительность и низкую стоимость колес. По сравнению с коническими прямозубыми эти передачи обладают большей долговечностью, работают более плавно и с меньшим шумом. Нагрузочная способность их значительно выше, чем конических прямозубых тех же размеров. [c.365]

Шаг цепи (см. рис. 3.129). Шаг цепи р является исходной характеристикой, через которую выражают все геометрические параметры передачи. С увеличением шага повышается нагрузочная способность цепи, но при этом возрастают динамические нагрузки (удары звеньев вели о зубья при набегании на звездочку) и шум при работе (см. ниже). При больших скоростях рекомендуются цепи с мальм шагом. [c.395]

Пассивные связи допускаются в механизме для повышения его нагрузочной способности (см. рис. 4, а и рис. 6) и жесткости (рис. 5). Однако наличие пассивных связей делает механизм статически неопределимой системой со степенью статической неопределимости, равной у. [c.20]

Поликлиновая передача (см. рис. 1, в) обладает всеми преимуществами клиноременной. Поликлиновой ремень тоньше и более гибкий, чем клиновой и поэтому допускает применение шкивов меньшего диаметра и большие передаточные числа — до 15. Неточность изготовления ремня не влияет на расчетный диаметр шкивов, поэтому поликлиновая передача работает более спокойно и допускает большие скорости. Из-за лучшего использования сечения нагрузочная способность выше, при той же передаваемой мощности ширина поликлинового ремня существенно меньше ширины комплекта нормальных клиновых ремней. Точность монтажа валов при поликлиновой передаче должна быть повышенной. [c.516]

В отличие от косозубой в винтовой зубчатой передаче (см. рис. 7.1,м) между зубьями возникает не линейный, а точечный контакт, что значительно увеличивает контактные напряжения и снижает нагрузочную способность передачи. Кроме того, в винтовой зубчатой [c.119]

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями, называется шевронным (см. рис. 7.1,в). Часть венца с зубьями одинакового направления называется полушевроном. Из технологических соображений шевронные колеса изготовляют двух типов (рис. 7.11) с дорожкой посредине колеса (й) и без дорожки (б). В шевронном колесе осевые силы F на полушевронах, направленные в противоположные стороны, взаимно уравновешиваются внутри колеса и на валы и опоры валов не передаются. Поэтому у шевронных колес угол наклона зубьев принимают в пределах р = 25...40°, в результате чего повышается прочность зубьев, плавность работы передачи и ее нагрузочная способность. Поэтому шевронные колеса применяют в мощных быстроходных закрытых передачах. Недостатком шевронных колес является высокая трудоемкость и себестоимость изготовления. [c.120]

Линией зацепления зубьев будет линия касания делительных цилиндров, вдоль которой перемещается точка контакта (рис. 20.21). Однако в действительности из-за упругой контактной деформации зубьев под нагрузкой их взаимодействие происходит через площадку, размеры которой быстро увеличиваются в результате приработки (см. рис. 20.21, пятно контакта зубьев после приработки заштриховано). Поэтому передача Новикова имеет высокую нагрузочную способность (в 1,5 раза больше эвольвентной передачи при твердости зубьев НВ < 320 и окружной скорости г < 12 м/с). [c.338]

Достоинства высокая нагрузочная способность малые габариты (см. рис. 8.6, ) большая надежность и долговечность (40 000 ч) постоянство передаточного числа высокий КПД (до 0,97...0,98 в одной ступени) простота в эксплуатации. Недостатки повышенные требования к точности изготовления и монтажа шум при больших скоростях высокая жесткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки. [c.149]

Червячному зацеплению с цилиндрическим червяком свойственны малая нагрузочная способность и низкий к.п.д. Для повышения нагрузочной способности применяют вместо цилиндрического червяка тороидный. Начальной линией в тороидном червяке (см. рис. 5.3, г) является дуга начальной окружности червячного колеса. Благодаря этому происходит более полный охват колеса и увеличение зоны контакта червячной пары. При тороидной форме червяка улучшаются также условия передачи сил, так как в зацепление входит несколько витков червяка. [c.269]

Указанные зависимости нагрузочной способности от конструктивного исполнения полимерных подшипников и узлов, в котором они установлены, экспериментально проверены. Полученные расхождения между расчетными и экспериментальными изменениями допустимых [рао] лежали в пределах б—12% (см. гл. 3). [c.103]

Наполненные полиамиды. В табл. 1.4 приведены основные физико-механические параметры (Я, а, и Есж) представителей АПМ видов А, В, D, Е, которые особенно влияют на нагрузочную способность полимерных подшипников. Теплопроводность влияет на теплоотвод от рабочих поверхностей подшипника. От теплоотвода зависит температура рабочих поверхностей, которая не должна превышать максимальных значений (см. табл. 1.1). С помощью параметров а, со и Ес , определяют изменение сборочного зазора в сопряжении вал — полимерный подшипник скольжения в процессе эксплуатации узла. Для сравнения приведены характеристики металлических подшипниковых материалов. Из табл. 1.4 следует, что АПМ обладают малой теплопроводностью и низким модулем упругости, что ухудшает эксплуатационные свойства этих материалов. Однако низкий модуль упругости АПМ способствует увеличению площади фактического контакта в паре сталь — АПМ и уменьшению действительных контактных напряжений. [c.31]

В настоящее время из термопластичных материалов, крупнотоннажный выпуск которых налажен отечественной химической промышленностью, наилучшей работоспособностью в подшипниковых узлах с периодическим смазыванием обладает СФД (группа 14). На рис. 4.18 представлен анализ зависимостей нагрузочной способности из этого материала от его теплоотводящей способности, измеряемой параметром и [см. формулу (3.3)], при работе в узлах различных исполнений и габаритов. [c.138]

Увеличение ширины обоих колес пары. Нагрузочная способность возрастает примерно пропорционально увеличению ширины (несколько меньше, так как с увеличением ширины возрастает коэффициент концентрации нагрузки К ц, см. табл. 24). Однако увеличение ширины рационально только в допустимых пределах и не всегда возможно. [c.572]

Для быстроходных колес при достаточно высокой точности изготовления и сборки узла в целом некоторое увеличение нагрузочной способности можно получить повышением точности изготовления колес. Нагрузочная способность увеличивается на ту же величину, на которую уменьшаются динамические нагрузки (см. табл. 25). [c.572]

У передач со смещением фО, Х2 О, х +х2 0 зубья шестерни и колеса нарезают с положительным смещением ( С] >0, 2 >0) для повышения нагрузочной способности передачи. При этом увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев (см. рис. 11.7) и толшина зуба у основания (см. рис. 11.6). [c.239]

В сечении А-А (см. рис. 11.8) косозубое колесо имеет эвольвентный профиль, обеспечивающий зацепление в косозубой передаче подобно зацеплению прямозубой эвольвентной передачи. В прямозубом колесе линия контакта зубьев параллельна оси цилиндра, в косозубом — линия контакта зубьев расположена под углом наклона р. Косозубые зубчатые передачи по сравнению с прямозубыми обладают большей нагрузочной способностью, плавностью работы, меньшим шумом, но наклон зубьев приводит к возникновению осевой силы, нагружающей опоры и валы передачи. [c.240]

Игольчатый роликоподшипник (см. рис. 17.2, радиальных размерах, а также при качательном движении. Для повышения нагрузочной способности подшипника иглы часто устанавливают без сепаратора, что позволяет увеличить число игл. Для уменьшения диаметральных размеров широко используют игольчатые подшипники без внутреннего кольца. Осевые нагрузки эти подшипники не воспринимают. [c.430]

Расчеты по наименьшему и наибольшему табличным натягам приводят в большинстве случаев к чрезмерно большим запасам прочности соединения и деталей [см. формулы (7.6) и (7.8)]. Так, например, для посадки 0 бО/Г7/и7 (см. рис. 7.10 и пример расчета) наибольший натяг (105 мкм) в два с лишним раза превышает наименьший натяг (45 мкм). Во столько же раз могут изменяться действительные нагрузочные способности соединения и напряжения в деталях. Пределы рассеивания натяга уменьшаются с повышением квалитета точности изготовления деталей. [c.111]

С наклонным расположением контактной линии связана целесообразность изготовления косозубой шестерни из материала, значительно более прочного (высокотвердого), чем у колеса. Это объясняется следующим. Ножки зубьев обладают меньшей стойкостью против выкрашивания, чем головки, так как у них неблагоприятно сочетание направления скольжения и перекатывания зубьев (см. рис. 8.6 и 8.8). Следовательно, ножка зуба колеса, работающая с головкой зуба шестерни, начнет выкрашиваться в первую очередь. При этом вследствие наклона контактной линии нагрузка (полностью или частично) передается на головку зуба колеса, работающую с ножкой зуба шестерни. Слабая ножка зуба колеса разгружается, и выкрашивание прекращается. Дополнительная нагрузка ножки зуба шестерни не опасна, так как она изготовлена из более стойкого материала. Применение высокотвердой шестерни позволяет дополнительно повысить нагрузочную способность косозубых передач до 25...30%. [c.154]

Н, а нагрузочную способность болтов большого диаметра ( больше М24) трудно использовать полностью. Напряжения смятия Oj не превышают напряжений среза т, а допускаемые напряжения [ T mJ в два раза больше [т], см. табл. 1.2. При этом прочность крепежных резьб по более чем в два раза превышает прочвость по т. Крепежные резьбы можно не рассчитывать по а, . [c.46]

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы 5), 6j и 62, а при монтаже обеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, аначительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают кон-сольнр. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.13). В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что по опытным данным нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки ме-хяНйШ бв"иногда необходимо располагать валы под углом. [c.130]

Сравнивая два варианта зацепления с одной (см. рис. 8.51) и двумя (см. рис. 8.53) линиями зацепления, отметим следующее. При одной линии зацепления у шестерни и колеса разные профили зубьев. Для их нарезания необходимо два различных инструмента (два исходных контура). При двух линиях зацепления зубья шестерни и колеса можно нарезать одним инструментом (одии исходный контур). Очевидно, что нагрузочная способность передачи с двумя линиями зацепления больше, чем с одной. Поэтому дозаполюсное зацепление считают предпочтительным. С зацеплением Новикова изготовляют передачи не только цилиндрические, но и конические [32]. [c.167]

Материалы. Для передач Новикова применяют те же материалы, что и для эвольвентных, табл. 8.8. Наиболее распространены материалы с твердостью рабочих поверхностей НВ350, Напомним (см. 8.11), что применение материалов с высокой твердостью поверхности (цементация, т. в. ч., азотирование и пр.) в эвольвентных передачах направлено в основном на повышение контактной проч1юсти я сближение ее с прочностью по изгибу. В передачах Новикова такое сближение достигается путем суш,ественного увеличения площади пятен контакта. Поэтому применение материалов с высокой твердостью поверхности здесь менее эффективно. Уменьшая способность к приработке, они не приводят к существенному повышению нагрузочной способности. Ограничением становится прочность по изгибу. [c.169]

Нагрузочная способность цепных передач (за исключением высокоскоростных и тяжелонагруженных определяется износостойкостью шарниров, зависящей от факторов, влияющих на работоспособность цепи. Рекомендуется выбирать цепь с малым шагом (см. табл. 5), так как при прочих одинаковых условиях и габаритах обеспечивается более вшсокий срок службы цепной передачи за счет увеличения чисел [c.572]

Радиальные роликоподшипники (см. рис. 3.129, б) Е.ОС-принимают только радиальную нагрузку. По сравнению с равногабарнтными шариковыми способны на 70... 90% нести большую нагрузку, но требуют высокой жесткости валов и более точной соосности опор, чем шариковые подшипники. Радиальные роликоподшипники выполняются с короткими и длинными роликами, последние отличаются более высокой нагрузочной способностью. [c.526]

Достоинства гипоидных и спироидных передач заключаются в следующем валы и их опоры для обоих колес могут быть выведены за пределы передачи в обоих направлениях (см. рис. 7.1, j), что исключает консольные нагрузки на валы передачи характеризуются высокой нагрузочной способностью и плавностью работы. [c.148]

На рис. 12.4 показаны схемы передач, образованных путем замены весьма сложных в изготовлении гиперболоидальных колес вписанными в них цилиндрическими косозубыми колесами (см. 2.4). В результате этой замены касание начальных цилиндров (аксоид относительного движения) и зубьев колес происходит не по линии скольжения, а в точке. Это ограничивает нагрузочную способность и повышает износ зубьев колес. Оба колеса имеют углы наклона зубьев и (ij и одинаковое направление винтовых линий, совпадающее в зоне контакта зубьев с направлением вектора скорости скольжения Обычно = Pi + Ра 90 (рис. 12.4, а, б). [c.205]

Шевронная передача (см. рис. 9.1, в). Для того чтобы исключить недостаток косозубых передач (осевую силу F ) и сохранить их преимущества, применяют шевронные передачи. Шевронное колесо— сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое. Каждая половина колеса нарезана со встречным углом наклона Р линии зуба (рис. 9.21). Вследствие разного направления линии зубьев на полушевронах осевые силы FJ2 взаимно уравновешиваются на колесе и на валы и подшипники не передаюгся. Это позволяет принимать у шевронных колес угол Р = 25...40°, что повышает нагрузочную способность передачи и плавность работы. [c.176]

Металлофторопластовый материал без смазки при малых скоростях допускает очень большие удельные нагрузки — до 3500 кгс/см . Сохраняет работоспособность в интервале температур от —200 до +280° С. При температуре свыше +120° С нагрузочная способность постепенно снижается при температуре +280 достигает примерно половины начальной величины. При низких скоростях скольжения (0,05—0,1 м/с) и высоких удельных нагрузках коэффициент трения материала минимальный. При удельных нагрузках в пределах [c.49]

Анализируя приведенные в справочнике графики, разработчики материалов могут определить, какие свойства материалов (коэффициенты трения, теплопроводности, температурного линейного расширения и т. д.) целесообразно улучшить для использования в том или ином узле. В справочнике обосновываются целесообразность производства ленточных материалов, содержащих тонкий рабочий слой из антифрикционных термопластичных материалов. а также решения технологических задач по обеспечению надежности эксплуатации тонкослойных полимерных покрытий. Во всех случаях применения полимерных подшипников скольжения конструкторам и технологам необходимо совместно решать вопросы по выбору оптимальной толщины полимерного слоя подшипника. Другими радикальными путями значительного увеличения нагрузочной способности термопластичных подшипников скольжения являются создание и применение полимерного материала с теплопроводностью около 1 Вт/(м - С) и коэффициентом трения не более, чем у ацетальных смол (группа 14. см. табл. 1.1) или наполненных ацетальных смол с малым коэффициентом трения (группы 16, 15). Эти рекомендации логически вытекают из приведенных графических результатов расчетов. [c.8]

Шариковый радиально-упорный подшипник (см. рис. 17.1, б) предназначен для восприятия комбинированной нагрузки радиальной и односторонней осевой. Нагрузочная способность этих подшипников выше, чем у радиальных шариковых, благодаря большему числу тел качения, которое удается разместить в подшипнике из-за наличия скоса на наружном или внутреннем кольце. Способность подшипника воспринимать осевую нагрузку зависит от номинального угла контакта а (угол между нормалью к площадке контакта наружного кольца с телом качения и плоскостью вращения подшипника). С ростом а осевая грузоподъемность подшипника растет, а предельная частота вращения и допускаемая радиальная нагрузка уменьшаются. Сепараторы для этих подшипников выполняют, как правило, массивными. Подшипники изготовляют с номинальными углами контакта а = 12, 26 и 36°. В настоящее время выпускают подшипники с углами контакта 15, 25 и 36°, которые отличаются наличием скоса на внутреннем кольце и центрированием сепаратора по наружному кольцу. Это позволяет существенно повысить предельную частоту вращения вследствие более благоприятных условий смазки. Так например, при смазке масляным туманом подшипник 36100К [c.428]

Роликовый радиально-упврный конический подшипник (см. рис. 17.2, г) предназначен для восприятия совместно действующих радиальной и односторонней осевой нагрузки. Сепаратор стальной штампованный или точеный. Обычно угол конуса наружного кольца а = 10...18°. Подшипники с большими углами конуса а = 25...30° применяют в качестве сдвоенных для восприятия больших осевых нагрузок. Нагрузочная способность радиальноупорных роликоподшипников выше, чем у радиально-упорных шариковых подшипников, но предельная частота и точность вращения ниже. Для восприятия значительных нагрузок при стесненных радиальных размерах эти подшипники сдваивают по схемам [c.430]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...