Зубчатые передачи — График

Геометрические и кинематические параметры передач вариатора. Устанавливаем передаточное отношение зубчатой передачи. Согласно графику (см. рис. 169) при N1 = 20 кет следует принять [c.347]

На рис. 3.4 приведены графики изменения передаточных отношений в функции обобщенной координаты ф1 для некоторых механизмов / — цилиндрической зубчатой передачи 2 — коробки скоростей с цилиндрическими зубчатыми колесами 3 — рычажного кулисного механизма 4 — мальтийского механизма. [c.63]

Рис. 3. График для выбора вязкости чисто нефтяных масел для смазки стальных зубчатых передач [7]

Для удобства определения передаточных отношений между валиками четырехскоростной зубчатой передачи целесообразно построить график чисел оборотов, как показано на рис. 30.1. Сначала наносятся значения чисел оборотов в час 4, п и п " валика 4 (цифровые индексы обозначают номера валиков). Учитывая, что между валиками 3 п 4 осуществляются только два передаточных отношения 34 и lU, находятся два числа оборотов Из и п1 валика 3. Затем определяются i 23, ih, in и числа оборотов валиков 2 и 1. Передаточное отношение ВЗР /взр = [c.445]

Рис. 5.13, График сравнения передаточных отношений планетарной и рядовой зубчатой передачи

Для реверсивных зубчатых передач Орр уменьшить на 25%. Коэффициент, учитывающий форму зуба Yp, определяют по графику рис. 59. [c.370]

На рис. 407 изображена цилиндрическая зубчатая передача. Она представляет собой трехзвенный механизм с двумя низшими парами 1—3 и 2—3 и одной высшей 1—2, работающей и с качением и со скольжением (см. и. 2). От данного механизма требуется, чтобы передаточное отношение оставалось строго постоянным. На первый взгляд кажется, что это само собой будет выполняться, коль скоро зубья в этом механизме расположены по окружностям радиусов и г - Однако более глубокое исследование этого вопроса показывает, что одно расположение зубьев по окружности не обеспечивает еще строго постоянного передаточного отношения. Это иллюстрируется на графике (рис. 408), на котором в качестве ординат отложены значения передаточного отношения в функции угла поворота ведущего колеса. [c.391]

Рис. 1. Зубчатая передача (а) и график изменения жесткости такой передачи (tf)

В соответствии с закономерностью нарастания уси.зий при гибке станина и кривошипный механиз.м бульдозера получают наибольшую нагрузку в конце процесса. Для зубчатой передачи наибольшая нагрузка может получиться в любой точке хода ползуна в зависимости от вида силового графика. [c.555]

Обратная расчётная задача, т. е. определение предельных конечных давлений Р д и Ро данного бульдозера с двухсторонней зубчатой передачей по прочности кривошипного механизма (Рад) и кривошипной оси (Р,,), а также вычисление ряда значений усилий Рд по прочности зубчатых колёс, для построения графика допускаемых нагрузок решается посредством формул [c.556]

Зубчатая передача. Для машин, проектируемых по графику, изображённому на фиг. 132, а, зубчатая передача рассчитывается по крутящему моменту М при а =180° и Р, равному предельному заданному. [c.585]

Для графика допускаемых нагрузок данной г. к. м. кривая предельных усилий PQ по прочности зубчатой передачи стро- вычисляемым по [c.585]

График чисел оборотов строится на основе выбранного оптимального структурного варианта и позволяет выбрать оптимальные числа оборотов в минуту промежуточных и приводного валов и оптимальные передаточные отношения отдельных зубчатых передач. [c.34]

Г р о м а н Б. Графики для подбора коррекции прямозубых зубчатых передач и указания к пх применению. Вестник машиностроения , 1957, № 7. [c.915]

На рис. 2.12 представлены графики, полученные на подобной установке при прямом и обратном вращении, т. е. при контакте по правому и левому профилям зубчатых колес. Графики характеризуют геометрическую погрешность зубчатой передачи. Практически вся система допусков и посадок зубчатых колес базируется на этих графиках. [c.53]

Для зубчатых передач с суммой коэффициентов смещения исходного контура, равной нулю, условия, при которых коэффициент перекрытия в результате среза кромки вершины зубьев получается соответственно 1,089 и 1, могут быть определены по приведенному ниже графику. [c.306]

Вязкость масел для смазки зубчатых передач можно выбирать по графику (фиг. 12) в зависимости от величины М , определяемой по эмпирической формуле (точное значение вязкости должно подбираться опытным путем и проверяться в эксплуатационных условиях) [c.551]

Рис. 1.28. График зависимости наибольших возможных погрешностей зубчатой передачи при различных г

Следовательно, вычисление даже наибольшего из возможных значений кинематической погрешности зубчатой передачи путем простого суммирования наибольших возможных кинематических погрешностей каждого из колес по формуле (1.74) может привести к завышенной погрешности зубчатой передачи по сравнению с ее наибольшей возможной погрешностью, так как при этом не учитывается влияние независимых переменных Аф и области определения А , границы которой зависят от Исследуя выражение (1.75), можно найти зависимость Ш от переменных I и Аф, причем влияние г и Аф на участке от О до 2л будет тем меньше, чем больше г, и при I 10 переменные / и Аф не будут практически оказывать влияние на кинематическую точность зубчатой передачи, так как в этом случае А 7 д = 2 (а + А). При г < 10 АЦ б < 2 (а + А), причем для четных передаточных отношений влияние I всегда будет более существенно, чем для нечетных передаточных отношений, а влияние Аф, наоборот, будет более существенно для нечетных 1. На рис. 1.28 приведены графики зависимостей наибольших возможных кинематических погрешностей передач, [c.74]

Приборы для комплексного однопрофильного контроля. Кинематическая погрешность колеса контролируется путем сравнения вращения ведомых валов зубчатой передачи, состоящей из измерительного и контролируемого колес и точной передачи, встроенной в прибор, при одинаковых вращениях ведущих валов этих передач. Таким образом, принципиальную схему приборов для комплексного однопрофильного контроля можно представить так, как это показано на рис. 11.120. Условно показано, что две передачи — контролируемая КП и точная ТП получают одинаковое вращение на входе и сравниваются вращения на выходе каждой передачи. Очевидно, что запись рассогласования этих движений и даст график погрешности углового положения колеса по углу поворота. [c.448]

Расчеты собственных колебаний упругих систем иллюстрируются примерами. Выведенные на основании точных методов трансцендентные уравнения частот изгибных и крутильных колебаний стержней сопровождаются графиками корней этих уравнений. Много примеров расчета частот собственных колебаний систем с переменной жесткостью выполнено по методу последовательных приближений. Специальный раздел посвящен расчетам собственных крутильных колебаний валов с сосредоточенными массами, а также разветвленных валов, соединенных зубчатыми передачами. [c.3]

Кинематическая цепь тахографа распадается на две, одна из которых имеет назначение вычерчивания графика движения и вторая — механического диференцирования кривой, т. е. определения скорости изменения функции. В первой кинематической цепи валик 1, вращающийся с постоянной скоростью, через зубчатую передачу приводит во [c.214]

Рис. 2.14. Значение коэффициентов Кц и. Цифры на графиках соответствуют степени точности зубчатой передачи (ГОСТ 1643-81)

Расчеты по формулам (16), (17) показывают, что при тг/2 < <2а < тг максимум поверхностных эффективных напряжений в точке первоначального контакта как функции параметра А достигается вблизи ребра либо на самом ребре клина (А —> 0), где следует ожидать наибольшего выкрашивания зубчатой передачи. На рис. 3.9 приведен характерный график зависимости в точке начального касания от А (2а = 110°, и = 0.3, = 0.15, 7 = 0, 10 Л = 4.8, = 48, = 0,374, подход к ребру большей полуосью). [c.195]

На фиг. 2 дан график для определения коэффициентов смещения (сдвига) исходного контура, при которых коэффициент перекрытия из-за фланкирования получается соответственно 1,089 и 1. График относится к зубчатым передачам суммой коэффициентов смещения ис- [c.294]

Для построения графика усилий по ползуну, допускаемых прочностью деталей и характеристикой муфты пресса, на оси абсцисс через каждые 10" наносят углы поворота кривошипа а (рис. 4.4). По формулам (2.34), (2.44), (2.45) строят график усилий по ползуну, допускаемых прочностью коленчатого вала (Р, . п), по формуле (4.1) — график усилий по ползуну, допускаемых прочностью зубчатой передачи (Рз.,,), а по формуле (3.4а) — график усилий по ползуну, рассчитанный исходя из момента, передаваемого муфтой (Ру,). Затем через точку, соответствуюш,ую номинальному усилию пресса, проводят горизонталь до пересечения с ближайшей кривой. При этом заштрихованный контур и будет графиком усилий по ползуну, допускаемых прочностью деталей пресса и характеристикой муфты. При угле а > 30 лимитирующим элементом является зубчатая передача. В ряде случаев таким лимитирующим элементом может быть и муфта. [c.83]

Скольжение в зацеплении волнового зубчатого соединения снижает КПД и нагрузочную способность этих передач. По данным [37], допускаемая нагрузка уменьшается примерно в 2 раза по сравнению с простыми волновыми передачами, ср. табл. 11.1 и табл. 11.2. КПД передач с волновым зубчатым соединением характеризуется графиками на рис. 8.7, а, б. На рис. 8.7, а изображен график передачи с [c.153]

Компонентами программного обеспечения являются документы с текстами программ на исходном языке программирования, эксплуатационные документы, обеспечивающие функционирование САПР, и программы на машинных носителях [25]. Программы подразделяются на общесистемные и прикладные. К первым относятся операционные системы, включающие управляющие программы, трансляторы с языков программирования и базовое программное обеспечение машинной графики вторые предназначены для решения конкретных проектных задач. При разработке программного обеспечения САПР можно использовать инвариантные пакеты прикладных программ, представляющие собой программные комплексы универсального характера для различных объектов проектирования, в том числе с различной отраслевой спецификой (например, пакеты прикладных программ проектирования валов, зубчатых передач, муфт и др.). [c.82]

Приведенными числами зубьев конических колес пользуются при выборе режущего инструмента для нарезания конических колес со смещением на универсально-фрезерных станках при расчете коэффициента перекрытия конических колес по таблицам и графикам, составленным для цилиндрических колес, а также при контроле толщины зуба (для определения номинального значения толщины зуба). Конические зубчатые колеса, так же как и цилиндрические, подвергаются смещению. Согласно ГОСТ 19325—73 для конических зубчатых передач применяются три вида смещений [c.41]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

В зубчатых передачах, изображенных на рис. 398—401 (передачах цилиндрических, конических, червячных и с винтовыми колесами), передаточное отношение сохраняется постоянным, т. е. при равномерном вращении ведущего вала ведомый вал автоматически вращается равномерно, а в передачах по рис. 402 и 403, называемых механизмами эллиптических и овальных колес, передаточное число изменяется от одного положения механизма к другому, в результате чего при равномерном вращении ведущего вала ведомый вал вращается неравномерно. Графики передаточного отно-щения изображены около фигур соответствующих колес. [c.387]

График отндсптся к зубчатым передачам с суммой коэффициентов смещения исходного контура (5 = + Ек), равной [c.337]

Основные паспортные данные на машину включают подачу Smax исполнительного органа, мм номинальную частоту ходов исполнительного органа в минуту закрытую высоту Яз штам-пового пространства и величину ее регулирования Ярег. мм размеры исполнительного органа и стола, (под-штамповой плиты) в плане, мм размеры мест крепления, мм усилие Рш и подачу Sn подушки и др. Для характеристики эксплуатационных возможностей кривошипных машин в паспортах также приводятся графики усилий Рд, допускаемых прочностью валов и зубчатых передач, по ходу S ползунов графики допустимой работы /4ф пластического формоизменения в зависимости от коэффициента k/ использования ходов. [c.505]

Выбор редукторов проектные организации и заводы-изготовители ведут ПО разным методам. Некоторыми заводами и организациями разработаны графики унифицированных режимов работы машин и редукторов, которые характеризуются длительностью рабочего цикла и колебаниякда величины нагрузки. В большинстве случаев устанавливаются четыре режима средний (С), тяжелый (Т), весьма тяжелый (ВТ) и непрерывный (Н). Многие заводы одновременно с длительностью рабочего цикла учитывают ударность приложения нагрузки от приводимой машины к зубчатым передачам редукторов. Устанавливаются коэффициенты характера нагрузки при учете спокойной нагрузки, умеренных и сильных толчков. При выборе редукторов учитывается также конструкция и характер работы двигателя, например влияние электродвигателя на нагрузки зубьев редуктора меньше, чем двигателя внутреннего сгорания. [c.98]

Фиг. 8. График для определения коэффицн- нта перекрытия некорригированных зубчатых передач внешнего зацепления = = 20 и = V

Валик 10, на который поступает текущее значение функции 5, через зубчатую передачу приводит во вращение колесо 11, которое, в свою очередь, перемещает перфорированную ленту 12 с каранда-щами. Закрепленные на перфорированной ленте 12 карандаши прижаты к перемещающейся бумажной ленте 5 и зачерчивают на последней подобные графики зависимости S = f(t) или ср =/( ). [c.215]

Устранение интерференции. Профильная интерференция при работе зубчатой передачи устраняется при соответствующем увеличении коэффициента смещения 1. Коэффициенты смещения, при которых отсутствует профильная интер- ренция для передач с высотной коррекцией, при = 20° и = 1 могут находиться из графика (фиг. 25). [c.35]

Окончательная обработка зубьев пластмассового венца производится после его насадки на металлическую ступицу в нагретом состоянии, для чего венец предварительно выдерживают при температуре до 120° С в масляной ванне или в термическом шкафу. Пластмассовые шестерни на валу необходимо крепить с помощью фланцев или шпонок, причем нагрузка на шпонку не должна превышать 75— 100 кгс/см . При более высокой нагрузке и реверсивном характере работы передачи рекомендуется устанавливать не менее двух шпонок. Шпоночный паз располагают под зубом расстояние между пазом и окружностью оснований зубьев дожно быть не менее двух высот зубьев. Для понижения склонности к набуханию, улучшения износостойкости, а также снижения коэффициента трения зубчатые колеса перед окончательной нарезкой или установкой в узел машины целесообразно выдержать в течение суток в масле. Из графиков видно, что темп износа колес, выдержанных в масле, существенно снижается. Для пластмассовых зубчатых передач можно рекомендовать такую же смазку, как и для металлических передач, но в не- [c.86]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...