Зубчатые передачи — График нагрузки

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]

Оценивая распределение зазоров в нагруженной передаче, (см. рис. 4.18), можно отметить, что оно стало более благоприятным по сравнению с ненагруженной передачей. В зоне большой оси генератора в пределах от + 13 до— 27° зазоры выравнялись. С учетом упомянутого выше относительного поворота колес в этой зоне все зубья находятся в зацеплении. Характер зацепления близок к зубчатому соединению. Скольжение или относительное движение зубьев сведено к минимуму. В этой зоне благоприятного зацепления находится примерно /4 зубьев, или для нашего примера около 50 пар зубьев. Можно полагать, что такого количества зубьев достаточно для передачи нагрузки. Зона зацепления по графику рис. 4.18 хорошо согласуется с экспериментальным графиком нагрузки на зубья — рис. 4.12. Как уже отмечено, при расчете зазоров в зацеплении не учитывалась податливость зубьев, так как ее влияние на уменьшение начальных зазоров мало по сравнению с другими факторами. Податливость зубьев, по-видимому, имеет существенное влияние на распределение нагрузки по зубьям, после того как начальные зазоры между ними выбраны. [c.63]

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]

Проектирование приводных устройств следует начинать с кинематического расчета привода. Исходными данными, необходимыми для расчета, могут быть такие показатели номинальный вращающий момент на валу приводимой в движение машины, его угловая скорость, график изменения нагрузки (или момента) во времени с указанием соответствующего изменения угловой скорости для транспортеров задают нередко вместо момента на приводном валу окружное усилие на валу барабана (или звездочки), скорость ленты или цепи, диаметр барабана. По этим данным легко определить значения моментов и угловых скоростей. Определив предварительно требуемую номиналь ную мощность электродвигателя и угловую скорость его вала, вычис ляют общее передаточное число для одного или нескольких вариантов Оценивая полученное значение передаточного числа всего привода намечают конкретные способы его реализации, иными словами, рас сматривают несколько вариантов компоновки приводного устройства представляющего собой сочетание нескольких передач, например зубчатых, зубчато-червячных, ременных, цепных. Решение задачи может быть существенно упрощено, если воспользоваться для привода мотор-редуктором с зубчатой передачей, встроенной в корпус электродвигателя. Однако это не всегда возможно, нередко требуется устанав- [c.4]

Техническое задание 3. Спроектировать привод механизма загрузки термических печей по рис. 1.4,6 с графиком нагрузки по рис. 1.4, в. Мощность Яз на ведомом колесе зубчатой передачи и угловая скорость соз этого колеса приведены в табл. 1,3. Срок службы 5 лет = 0,25 К,д = 0.6. [c.13]

Коэффициент эквивалентности для червячных передач определяют по формуле (4.1) — так же, как для зубчатых передач. Это позволяет использовать классы нагрузки, приведенные в табл. 4.1, типовые (см. рис. 4.2) и эквивалентные (см. рис. 4.3) графики. В общем случае коэффициент эквивалентности определяют по формуле (4.5). [c.209]

Отсюда следует, что для предотвращения перегрузки при муфта должна иметь коэффициент запаса (З уф = 1. Для кривошипных прессов принято задавать коэффициент запаса Р уф = 1,1... 1,2. Тем самым в исходных расчетах допускают пробуксовывание муфты лишь при некотором превышении номинальной нагрузки. Тогда график допускаемых сил на ползуне пресса, регламентируемый несущей способностью муфты, будет располагаться выше графиков допускаемых сил на ведущем валу и в зубчатых передачах. [c.161]

Расчет деталей на выносливость (случай I) производят по эквива лентным нагрузкам, т. е. по таким нагрузкам стационарного режима, которые вызывают такое же повреждение объекта в течение рассматриваемого срока службы, как и фактически действующая нагрузка нестационарного режима. Эквивалентная нагрузка определяется по графикам загрузки механизма во времени, построенным с учетом дей ствительного режима работы механизма. Общий срок службы детали назначают в зависимости от группы режима работы и для расчета подшипников качения, зубчатых передач и валов можно принимать по табл. 4. [c.71]

На рис. 7.21 изображен график КПД в зависимости от передаточного отношения для передач с кулачковым генератором при номинальной нагрузке (см. табл. П.1) и частоте вращения генератора Пу 1500 мин [37]. На рис. 7.22 изображен график зависимости т] от при различных I для тех же передач [37]. Эти графики позволяют отметить, что КПД волновых передач достаточно высок. Он соизмерим с КПД многоступенчатых зубчатых и планетарных передач с равнозначными передаточными отношениями и выше, чем у червячных передач. [c.142]

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]

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]

В целях удобства использования в дальнейших расчетах график нагрузки на генератор изображен на рис. 7.3 в развернутом виде. В рассмотренном примере ф1 = О и большая ось генератора соответствует значению ф = 0. При других значениях ф большая ось генератора смещается. Распределенная нагрузка на генератор при нагрузке передачи, выраженной через фтгл, с учетом рабочей ширины зубчатого венца Ьщ- [c.118]

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]

Расчет деталей на выносливость (случай I) производят по эквивалентным нагрузкам, т. е. по таким нагрузкам, действие которых на деталь в течение всего срока ее службы по своему эффекту равноценно общему действию отдельных нагрузок на протяжении их времени действия в общем сроке службы детали. Эквивалентную нагрузку определяют по графикам загрузки механизма во времени, построенным с учетом действительного режима работы механизма. Обпщй срок службы детали назначается в зависимости от режима работы и для расчета подшипников качения, зубчатых передач и валов может быть принят но табл. 3. [c.38]

Определение графика нагрузки рассчитываемой зубчатой передачи является ответственнейщей задачей конструктора. При неправильно выбранных исходных данных даже наиболее уточненный метод расчета не дает правильных результатов. [c.95]

Незначительная часть передач работает с постоянной нагрузкой к ним также следует отнести передачи, работающие с нагрузкой, очень медленно изменяющейся во времени. Изучение нагрузок, с которыми работают реальные мащи-ны [41, 111, 128, 170], привело к выводу, что действительные режимы нагрузки почти всех транспортных и технологических машин можно свести к 4—5 типовым режимам, что позволит значительно унифицировать расчет зубчатых колес и других деталей на прочность. Преимуществом метода расчета, опирающегося на типовые режимы нагрузки, будет ускорение и упрощение расчета. Для типовых режимов можно заблаговременно вычислить, табулировать или свести Б графики многие расчетные параметры, не прибегая к упрощениям, часто диктуемым необходимостью сократить затрачиваемое на расчет время. Впервые метод расчета с использованием типовых режимов был )азработан А. И. Петрусевичем 111, 113] и до настоящего времени является пока единственным, опубликованным в отечественной литературе. На рис. 84 показаны типовые режимы по данным [111, 128 и 170]. Сопоставление типовых режимов по разным источникам установило, что они различаются незначительно. В дальнейшем изложении будем ориентироваться на типовые режимы нагрузки по [111]. Если режим нагрузки конкретной машины занимает промежуточное положение [c.96]

В модели ZA P N на каждом шаге интегрирования по формуле (3.38) определяются напряжения изгиба зубьев Gh шестерни и колеса, а по формуле (3.39) -контактные напряжения Они вычисляются как расчетные переменные и выводятся в виде графиков с помощью универсальных индикаторов. Прочность зубчатых передач может быть рассчитана по максимальным напряжениям в цикле работы пресса. В этом случае фактическая прочность передачи будет завышена против расчетной, поскольку не учитывается работа передачи с пониженными нагрузками. Получаемые графики изменения напряжений в течение цикла работы пресса позволяют рассчитать эквивалентные изгибные и контактные напряжения, используя подход, изложенный в 3.7. Использование в расчете эквивалентных напряжений позволяет избежать завышения фактической прочности. Для оценки прочности зубчатых передач по формуле (3.37) определяются приведенные напряжения а , которые должны быть меньше допускаемых а 1 (см. 3.6). Контактные напряжения должны быть меньше соответствующих [c.533]

На рис. 4.6 приведена такая зависимость частоты вращения п, момента М, мощности Р и КПД 1 1 от тока якоря для электродвигателя КПДН-4У мощностью 13 кВт при ПВ = 25 % (напряжение 220 В, ток 72 А). Из графика видно, что частота вращения прн малых нагрузках быстро растет, а при холостом ходе достигнет частоты вращения, опасной для машины обмотку якоря люжет разрушить центробежная сила, произойдет разнос машины. В связи с этим двигатели с последовательной обмоткой возбуждения всегда соединяют с механизмами жесткой передачей зубчатой или червячной. [c.157]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...