Передаточное отношение число 10, 30, 33 — Пример определения

Многоступенчатые передачи составляют из ряда соединенных между собой простых передач (или ступеней). Определение передаточного отношения многоступенчатой передачи рассмотрим на примере передачи, изображенной на рис. 1.133. Вращение между валами 1 и 2 передается с помощью зубчатых колес с числом зубьев гг и г , передача вращения между валами 2 нЗ производится зубчатыми колесами е числом зубьев г и 2з и, наконец, между валами 3 и 4 вращение передается ременной передачей с диаметрами шкивов йз и Для удобства вычислений у обозначений чисел зубьев и диаметров шкивов поставлены индексы, соответствующие нумерации валов. [c.110]

Последовательность точного синтеза рассмотрим на примере синтеза однорядной планетарной передачи (см. 111, г). Сначала по табл. 7 устанавливаем, какое из звеньев передачи должно быть принято за неподвижное. Затем по заданному передаточному отношению передачи находим передаточное отношение обращенного механизма ii3< ) и представляем его в виде несократимой дроби гг]з( ) = —pjq. Тогда для определения неизвестных чисел зубьев 2 , гг, 23 и числа сателлитов К можно составить три уравнения и одно неравенство [c.210]

Пример 4.3. Снова требуется найти пути и факторы с целью определения передаточного отношения <05/(04 графа Г , изображенного на рис. 3.11,6. Как и ранее, непосредственно по графу составляем структурные числа [c.154]

Выведем формулу для определения передаточного отношения колес гитар скоростей, деления и подачи. Расчетные перемещения для определения числа двойных ходов указаны в первом примере. Кинематическая цепь, определяющая число двойных ходов будет следующая вал электродвигателя (рис. 9), клиноременная передача и вал I. Из схемы видно, что число оборотов вала / равно числу двойных ходов долбяка. [c.27]

Для определения в дальнейшем расчете соответствующих значений ф1 и ф2 необходимо учесть кинематическую зависимость между числами оборотов п, По, щ и П2 отдельных вращаю-пшхся элементов. Эти числа оборотов определяются в первую очередь передаточными отношениями выбранной зубчатой передачи и рассчитываются для приведенного примера с помощью уравнения (356). Кроме того, следует учитывать требования, предъявляемые к обеим турбинам в отношении передачи момен- [c.249]

В обоих графиках из семейства кривых равных мощностей для примера выделена жирной линией кривая Л = 70 л. с. Отсюда следует, что каждая точка на этой кривой в нормальной диаграмме движения может быть осуществлена при любой эксплуатационной точке (лежащей на кривой равной мощности) поля характеристик двигателя. Считаем к. п. д. коробки передач постоянным, т. е. не зависящим от того, отдает ли двигатель свою мощность при малом числе оборотов и большой нагрузке или при большом числе оборотов и малой нагрузке. Тогда имеется возможность выбрать в поле характеристик двигателя на линии постоянной мощности точку наименьшего расхода топлива (см. фиг. 74). При учете расхода топлива для рассматриваемой мощ-1ЮСТИ, число оборотов дгигателя определяется так, что теперь для каждой точки линии равной мощности нормальной диаграммы движения может быть вычислено рациональное передаточное число коробки передач из отношения скорости движения к определенному числу оборотов двигателя. Если таким путем найти точки наименьшего расхода топлива для каждой мощности двигателя в поле его характеристик, то получится кривая, жирно выделенная на фиг. 76. По этой кривой видно, что с увеличением мощности двигателя повышается число его оборотов. У этого двигателя, согласно фиг. 76, для каждого постоянного числа оборотов при большей мощности расход топлива будет выше по сравнению с наивыгоднейшей эксплуатационной кривой. Поэтому было бы ошибочно заставлять двигатель, связанный с бесступенчатой коробкой передач, работать с постоянным числом оборотов. Наиболее экономичная работа получится тогда, когда двигателем управляют так, чтобы он мог работать только по кривой лучшего использования топлива [c.71]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...