Зубчатые Коэффициент жесткости

Зубчатый венец 1 массой 40 кг может повернуться относительно центра 2, сжимая пружины. В положении равновесия пружины не деформированы. Определить собственную частоту малых колебаний венца. Радиус инерции венца 0,24 м, коэффициент жесткости одной пружины 5 -10 Н/м, радиус г = 0,2 м. [c.339]

Для расчета в качестве динамической модели можно воспользоваться схемой, приведенной на рис. 171, на которой слева условно показана масса с приведенным моментом инерции ротора двигателя и маховика. Этот момент инерции Уд можно считать постоянным, ибо ротор электродвигателя обыкновенно связывается зубчатой передачей с постоянным передаточным отношением. Что касается приведенного момента двигателя, то его мы будем считать функцией угловой скорости ф левой массы, показанной на рис. 171. Приведенный коэффициент жесткости зубчатой передачи представляет собой постоянную величину. В соответствии с имеющимися данными требуется определить законы движения ф (() и (У) левой и правой масс. [c.265]

Для типовых звеньев (зубчатых колес, цилиндрических и призматических стержней и др.) и отдельных их частей (шарикоподшипников, резьбовых соединений и т. п.) имеются справочные данные, в которых содержатся формулы для определения коэффициентов жесткости или же возможные диапазоны их изменения. Иногда вместо коэффициента жесткости указывается обратная величина, называемая коэффициентом податливости. [c.231]

Кроме того, заметим, что с учетом упругости валов рассматриваемый механизм имеет четыре степени свободы, так как положения его звеньев определяются четырьмя обобщенными координатами, в качестве которых можно принять угол поворота вала двигателя и углы закручивания упругих валов 1, 2 и 3. Приближенная замена механизма двухмассовой динамической моделью с приведенным коэффициентом жесткости одного упругого звена, т. е. системой с двумя степенями свободы, возможна лишь при условии, что моменты инерции зубчатых колес малы по сравнению с приведенными моментами инерции /д и Для исследования резонансных режимов эта динамическая модель непригодна, так как не учитывает всех возможных резонансных частот. [c.236]

Из всех возможных методов определения собственных частот многомассовых систем рассмотрим только два метод непосредственного анализа систем дифференциальных уравнений движения и метод матриц переноса. Оба метода поясним на примере трехмассовой динамической модели, состоящей из трех сосредоточенных масс с моментами инерции /2, /з, соединенных упругими элементами, имеющими коэффициенты жесткости l и q (рис. 72). Эта модель может быть использована для анализа крутильных колебаний валов зубчатых механизмов, образующих цепную систему. В последнем случае при определении углов закручивания отдельных элементов надо учитывать передаточные отношения так, как было указано при вычислении [c.243]

Рассмотрим, каким соотношением связаны между собой коэффициенты жесткости с А и с в двух равнопрочных валов Л и В одинаковой длины I, соединенных между собой парой зубчатых колес с передаточным отношением, равным i. [c.247]

В табл. 8 приведены средние значения коэффициентов удельной (т. е. отнесенной к 1 см ширины зубчатых колес) жесткости прямых зубьев Сп при однопарном зацеплении для стальных зубчатых колес. [c.114]

Коэффициент жесткости каждой зубчатой передачи рассчитывают с учетом изгиба зубьев и кручения вала, на котором установлено зубчатое колесо. [c.313]

В приводах механизмов наиболее упругими элементами являются канаты, валы, гяги, упругие муфты упругостью жестких муфт, зубчатых колес, корпусов редукторов и рам можно пренебречь. Определение коэффициентов жесткости и приведенных масс металлоконструкций см. табл. 3.22. Максимум момента Л1 возникает для связи [c.63]

Исследования демпфирования колебаний в зубчатом зацеплении [37] показали, что коэффициент поглощения, отнесенный к жесткости зубьев, уменьшается от 0,6 до 0,3 при изменении частоты от 500 до 3000 Гц. [c.82]

Составим еще выражение для коэффициента потери барабана подъемной машины с учетом жесткости каната и трения в цапфах. Такой барабан изображен на рис. 259. Для того чтобы устранить влияние на искомый коэффициент потери окружного усилия зубчатого колеса, которое приводит в движение барабан и увеличивает нагрузку цапф оси барабана и потери от которого учитываются к. п. д. зубчатой пары, предположим, что вал барабана приводится в движение парой сил с моментом Мд . [c.369]

Зубчатые передачи малого модуля, применяемые в следящих системах различных устройств автоматики и телемеханики, должны отвечать ряду требований в отношении точности работы, обратимости хода, жесткости, инерционности, коэффициента полезного действия и величины мертвого хода. [c.91]

Во многих задачах, решаемых на АВМ, необходимо реализовывать переменные коэффициенты, законы изменения которых описываются, в частности, кусочно-линейными и нелинейными функциями или их комбинациями. Реализация подобных коэффициентов рассматривается на примере динамического расчета зубчатой передачи с переменной жесткостью зацепления при импульсном возбуждении колебаний. [c.36]

В зубчатых передачах (и в первую очередь в передачах с прямыми зубьями) имеет место периодическое изменение жесткости зубьев по фазе зацепления, связанное с тем, что в передаче крутящего момента в зависимости от фазы зацепления принимает участие разное число зубьев. Например, для прямозубых зубчатых колес характер изменения жесткости С зубьев по фазе зацепления имеет вид, показанный на рис. 1, где — период зубцовой частоты, 8 — коэффициент перекрытия передачи. В этом случае колебания зубчатых колес описываются дифференциальным уравнением вида [c.92]

Механизм управления заслонкой трубопровода состоит пз зубчатого сектора, гкестко связанного с заслонкой, шестерни и упругого приводиот о вала (условно показан в виде спиральной пружины). Вал не деформирован, когда цецтр масс С сектора находится на вертикали, проходящей через оси вращения сектора п шестерни. Сектор и шестерня являются однородными телами масса сектора т, = 8 кг, радиус и = 0,3 м, масса шестерни тг = 2 кг, радиус г = 0,1 м, коэффициент жесткости вала при кручении с [c.201]

Пусть, например, кинематическая цепь состоит из п последовательно соединенных пар зубчатых колес с упругими валами. Обозначим через С коэффициент жесткости звена i и через Сп — приведенный коэффициент жесткости. Если вращающие моменты Mi для звена i и М ля звена прнведения выражают только моменты упругих сил Мг = сАфг Mn = A pn, где Аср,- — угол закручивания звена i Афп — угол закручивания звена приведения, то условие равенства потенциальной энергии до и после приведения имеет вид [c.111]

На рис. 47, б показана схема одного из механизмов, динамическая модель которого приводится к двухмассной системе с одним линейным упруги.м звеном, Механизм предназначен для передачи вращения от вала двигателя Д к валу машины М. Коэффициенты жесткости этих валов обозначены через С] и Сг. К звену / со стороны двигателя приложен движущий момент Л7д, к звену 2 со стороны машины — момент сопротивления Мс. Приведенный к валу двигателя момент инерции /д определяется с учетом всех дви-исущихся частей двигателя, а приведенный к валу машины момент инерции /м — с учетом движущихся частей машины. Моменты инец-цни зубчатых колес считаем малыми по сравнению с моментами инерции /д и [c.113]

В рассмотренном примере зубчатого механизма приведенный коэффициент жесткости имеет постоянную веливд-ну, если передаточные отношения — постоянные. В рычажных механизмах [c.235]

Ср — коэффициент жесткости редуктора в кГсм1рад аз — приведенный зазор в зубчатом зацеплении редуктора в рад. [c.526]

В расчетной практике широко распространено представление механизмов и металлоконструкций ПТМ в виде систем, состоящих из дискретных (сосредоточенных) масс, соединенных невесомыми упругими звеньями [3]. На рис. 35, а представлена расчетная схема механизма подъема, где 1, , /е —моменты инерции ротора двигателя, муфты, зубчатых передач и барабана. Коэффициенты жесткости валов и каната обозначены i,. .., С4, масса груза — тгр, сила тяжести — Q. К ротору двигателя при-.тюжен момент двигателя Мдв( ) или тормоза Mr t). Схему механизма с вращающимися и поступательно двигающимися массами в целях упрощения расчета заменяют схемой, приведенной к валу двигателя (рис. 35,6). Приведение моментов инерции и масс осуществляется по условию равенства кинетических энергий приводимых (/i,. .., h, Шгр) и приведенных (/i,. ... .., /гр. п) элементов [3]. Приведенные коэффициенты жесткости ( i, сг, сзп, С4п) определяются из условия равенства потен- [c.104]

Моменты инерции масс звеньев, коэффициенты жесткости и крутящие моменты при расчете приводят к главному (коленчатому) валу автомата. Моменты инерции масс и крутильные жесткости участков вала рассчитывают известными способами. При приведении момента инерции участков вала, расположенных между сосредоточенными массами, 1/3 этого момента распределяется между ними. Контактную жесткость шпоночных и шлицевых соединений, а также соединений с помощью кулачковой муфты приводят к крутильной. При расчете коэффициентов жесткости учитывают изгиб валов и упругую осадку опор от усилий в зубчатых передачах. При этом из-гибными и контактными деформациями в зубчатых передачах можно пренебречь ввиду их малости. [c.343]

Расчеты показывают, что коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подщипников, щпоночных соединений и муфт можно определить по соотнощению [34] с 0,3 где с рз-условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом. При симметричном расположении ходовых колес относительно зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора, = где Су -коэффициент жесткости одного участка трансмиссионного вала между зубчатым и ходовым колесами [c.91]

Нагрузки звеньев в таких схемах как при разгоне, так и при торможении также обладают свойствами од-ночастотности упругих колебаний, что позволяет и здесь использовать упрощенный способ определения нагрузок с помощью двухмассовых схем, разных для различных звеньев (и в этих случаях массы всей системы приводятся по концам рассчитываемого звена). Установлено, что учет соударений в зубчатых муфтах и зубчатых передачах трансмиссии механизма имеет значение только для первого звена (с коэффициентом жесткости Су2), нагрузки во втором и третьем звеньях можно определять без учета соударений в передачах механизма. [c.202]

Различают изгибную и крутильную я есткость. При чрезмерном прогибе вала f (рис. 3.10) происходит пезекос зубчатых колес и возникает концентрация нагрузки по длиье зуба. При значительных углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в подшипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты запаса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жесткост . для обеспечения правильности зацепления червячной пары. [c.58]

Во время работы механизма в зубчатом зацеплении действуе сила, деформирующая зубья. Р ассмотрим составляюш,ую F, этой сил1 1, касательную начальным окружностям, а также составляющую (S, упругого перемещения зубьев по этому же направлению тт (рис. 9.1, fl). Сила и упругая деформация связаны соотношением Ь, =сЪ,, где с — линейная жесткость зубчатого зацепления. Линейная жесткость пропорциональна длине Ь зубьев с = пЬ, где а коэффициент, который для стальных колес принимают равным 15 000 МПа. [c.253]

OпpeдeJu ть период свободных колебаний системы трех одинаковых зубчатых колес, если момент инерции каждого из них относительно его оси вращения равен 0,04 кг м , а коэффициент угловой жесткости спиральной пружины ЮН- м/рад. (0,688) [c.340]

Определить период свободных колебаний зубчатой пары, e jni зубчатые колеса одинаковы, масса каждого равна 5 кг, радиус инерции относительно оси вращения 6 см, а коэффициент угловой жесткости спиральной пружины 1 Н м/рад. (1,19) [c.340]

Выведем формулу для определения модуля зацепления. Выразим длину зуба через модуль зацепления Ь = где ф — коэффициент пропорциональности (коэффициент ширины колеса). Коэффициент 1 ) принимают в пределах 6—25. Меньшие значния следует принимать при пониженной точности изготовления зубчатых колес, а также при небольшой жесткости валов и их опор, так как вследствие взаимного перекоса осей парных колес при деформации валов нагрузка вдоль зуба распределяется неравномерно. [c.214]

Поэтому, казалось бы, естественно поставить задачу виброакустической диагностики прямозубой передачи как задачу разделения виброакустического сигнала на ряд компонент, обусловленных различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником виброакустической активности. Конечно, такое разделение без всяких оговорок возможно-лишь в том случае, когда зубчатая передача может рассматриваться как линейная механическая система с постоянными параметрами [6—8]. При этом1 различным факторам, обусловливающим виброакустичность, соответствуют различные по структуре правые части системы линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами, описывающих колебания передачи. Однако если необходимо учесть периодическое изменение жесткости зацепления в процессе пересопряжения зубьев (чередование интервалов однопарного и двупарного зацепления), то математическая модель передачи описывается системой дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами [9—12]. Здесь уже принцип суперпозиции действует только при условии, что жесткость зацепления как функция времени не зависит от вида правых частей уравнений. Даже при этом условии можно разделить те факторы возбуждения вибраций, которые определяют правые части системы уравнений при известном законе изменения жесткости, но нельзя выделить составляющую виброакустического сигнала, обусловленную переменной жесткостью зацепления. Наконец, учет нелинейностей приводит к принципиальной невозможности непосредственного разложения виброакустического сигнала на сумму составляющих, порожденных различными факторами. Тем не менее оценить влияние каждого из этих факторов на вибро-акустический сигнал и выделить основные причины интенсивной вибрации можно и в нелинейной системе. Для этого следует подробно изучить поведение характеристик виброакустического сигнала при изменении каждого из порождающих вибрации факторов, причем для более полного описания каж- [c.44]

Характер изменения жесткости за период пересопряжения зубьев Тз по фазам зацепления Т зависит от значения дробной части коэффициента осевого перекрытия ер (при постоянном коэффициенте торцевого перекрытия г ) и выражается кусочно-линейными функциями ts. = f t) трех вариантов, приведенных на рис. 2 при Еа = 1,5, причем тх = аТз, Tj = 0,5 Г3 и Тз = = ЬТз (й = а + 0,5). Значения постоянных параметров q, A max и а определяются в данном случае шириной зубчатого венца. [c.37]

На рис. 5 представлен пример такой записи при внешнем возбуждении F (t) (д = 2,5 0 = 0,2 Тз), изменении Сз (t) по варианту 2 и при постоянных коэффициентах демпфирования. На рис. 6 сопоставлены амплитудно-частотные характеристики поперечных (a i) и крутильных (г/) колебаний зубчатых колес, полученные как при раздельном, так и при общем воздействии на систему двух источников возбуждения. Здесь пунктирные линии соответствуют параметрическим колебаниям, обусловленным изменением жесткости Сз (t) по варианту 3 при Tj = 0,1 Тз, штрих-пунктирные линии — вынужденным колебаниям под действием возбуждения F (f) при q = 2,5 (0 = 0,27 з) сплошные линии соответствуют суммарным амплитудам колебаний. Индексы резонансных частот со,-у соответствуют г-й собственной частоте системы и/-й гармонике нересопряжения зубьев. Подробный анализ результатов решения рассматриваемой задачи дается в [3]. [c.42]

Приведена методика воспроизведения на АВМ переменных коэффициентов, изменяющихся по кусочно-линейным и нелинейным законам. Реализация подобных коэффициентов рассмотрена на примере динамического расчета зубчатой передачи с переменной жесткостью зацепления при импульсном возбуждении колебаний. Иллюстраций 6. Библ. 3 назв. [c.219]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...