Д давление линейное колес

Самоходные катки с гладкими вальцами статического и вибрационного действия различают по массе, удельному линейному давлению, числу колес и их взаимному расположению, способу привода вальцов и по типу двигателя. Они выпускаются трех типов легкие вибрационные, средние вибрационные и статические и тяжелые статические. [c.36]

В зубчатых передачах вращение от одного колеса к другому передается за счет усилий в точках контакта поверхностей зубьев, образующих высшую кинематическую пару. Для обеспечения непрерывного зацепления зубьев и постоянного передаточного отношения, т. е. отношения угловых скоростей колес передачи, профили зубьев должны быть очерчены определенными кривыми. Чтобы установить, какими именно кривыми должны быть очерчены профили зубьев, рассмотрим передачу вращения от оси О, к оси посредством давления профиля / на профиль 2 (рис. 18.2, а). В точке К их соприкосновения линейные скорости точек обоих профилей будут [c.179]

Компоненты силы давления в зацеплении косозубых цилиндрических колес. Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару с линейным или точечным контактом. Чтобы оценить работоспособность такой пары, нужно знать контактное напряжение Оя, а для этого необходимо уметь находить интенсивность давления, нормального к боковой поверхности зуба, приходящегося на единицу длины линии контакта. Это распределенное давление изображает действие на рассматриваемое колесо другого колеса передачи. Нужно также найти и равнодействующую этого распределенного давления, чтобы в дальнейшем определить нагрузку на валы и опоры. [c.252]

При модуле храпового соединения, равном или большем 6 мм, проверка зуба по линейному давлению оказывается достаточной. При меньшем модуле должна быть произведена проверка зуба по изгибу. Плоскость излома зуба храпового колеса расположена на расстоянии /г — т от вершины зуба (фиг. 3). Высота расчетного сечения зуба храпового колеса с внешним зацеплением равна а = [c.10]

По заданной универсальной характеристике рабочего колеса можно сделать более полный расчёт как повышения давления, так и гарантий регулирования чисел оборотов. Расчёт производится обычно из предположения линейного [c.330]

Надежно решив задачу проектирования последних ступеней, завод мог уделить главное внимание принципиально новым конструкциям ЧВД, особенно паровыпускной части цилиндра. Здесь впервые в практике завода были применены аустенит-ные стали в сочетании с перлитными. Повышенный коэффициент линейного расширения аустенитной стали и плохая теплопроводность ее вызывали большие трудности конструирования при стремлении сохранить высокие эксплуатационные качества турбины. ЦВД был выполнен двухкорпусным. Конструкция внутреннего цилиндра, охватывающего колесо Кертиса и три ступени давления, была аналогична применявшейся заводом в серии турбин повышенного давления, уже проверенных в эксплуатации. Также была использована проверенная ранее схема расположения четырех регулировочных клапанов на внешнем цилиндре. Новое же соединение клапанных коробок с сопловыми, вваренными во внутренний цилиндр, было выполнено подвижным с уплотнением поршневыми кольцами. [c.66]

Материал храпового колеса Отношение v Допускаемое линейное давление q, Н/мм Допускаемое напряжение изгиба [ст и ], МПа [c.783]

Наибольшее контактное давление между рельсом и колесами локомотивов и вагонов около 1,1 ГПа. Наибольшее статическое напряжение для шарикоподшипниковых сталей в условиях линейного контакта встречается 3000, а в случае точечного контакта достигает 5000 МПа. При таких напряжениях частота враш,ения может составить несколько тысяч оборотов в минуту, а расчетная температура поверхностных слоев 200—300 °С. Объемная температура смазочного материала более 150 °С. Однако статическая прочность при столь высоких напряжениях обеспечивается, так как в центральной части зоны контакта, где напряжения наибольшие, материал пребывает в условиях всестороннего сжатия. [c.240]

Классическое решение контактной задачи непригодно и для некоторых случаев внешнего контактирования тел. Пусть кромка прямого зуба цилиндрического колеса соприкасается с сопряженным зубом другого колеса. Очевидно, зуб не имеет поддерживающего действия, как у цилиндров, в обе стороны от площадки контакта. Имеет свои особенности и линейное контактирование в точке сопряжения двух кривых, в точке перегиба контура и в некоторых других случаях. Здесь может наблюдаться значительная асимметрия распределения давления, с высоким пиком у конца отрезка ширины площадки касания тел. [c.241]

При модуле храпового колеса т > 6 мм можно ограничиться проверкой зуба по линейному давлению. При меньшем модуле необходима проверка зуба по изгибу. Плоскость излома зуба (рис. 85, б) отстоит на расстоянии Л = тп от вершины зуба. Высоту расчетного сечения зуба храпового колеса с внешним зацеплением принимают а = 1,5т. Тогда момент, изгибающий зуб. [c.210]

Следует заметить, что линейное изменение износа на участке II в процессе эксплуатации наблюдается не у всех деталей и сопряжений, а только у тех, у которых износ не влияет на изменение давления на поверхность трения детали. Например, износ тормозного барабана и накладок не влияет на силу прижатия накладок к барабану в процессе торможения, износ зубьев зубчатых колес постоянного зацепления не зависит от величины зазора между зубьями при передаче крутящего момента. В некоторых сопряжениях (например, в шатунных подшипниках, в сопряжении поршневое кольцо—канавка поршня) в процессе эксплуатации увеличивается зазор и возникают динамические нагрузки, вследствие чего износ начинает нарастать более интенсивно. В других сопряжениях, например поршневое кольцо—гильза цилиндра, из-за снижения упругости кольца во время эксплуатации уменьшается давление его на стенку гильзы и интенсивность износа падает. [c.282]

Нормальная жесткость существенно зависит от давления воздуха в шине. Чем ниже давление, тем меньше жесткость. При этом неупругие сопротивления (гистерезисные потери) возрастают при снижении давления воздуха. В диапазоне рабочих нагрузок колеса нормальная деформация примерно линейно связана с нагрузкой, поэтому коэффициент нормальной жесткости — величина практически постоянная для каждой шины [c.179]

Материал храпового колеса Отношение ширины колеса к модулю Ф Допускаемое удельное линейное давление в кг1 см Допускаемое напряжение изгиба в кг см [c.1030]

Каверна, возникшая в ядре вихря, может заметно изменить энергию вихревой системы, если она достаточно велика, и изменяет течение вращающейся массы жидкости в этом вихре. Так как в большинстве случаев вихри сходят с твердых границ в жидкость, любые изменения, вызванные кавитацией, могут не оказывать влияния на распределение давления,около этих границ и, следовательно, не изменять сопротивление формы. Однако в некоторых случаях присоединенные каверны образуются в зонах интенсивного вихревого движения около направляющих поверхностей, например на поверхностях лопастей в окрестности кромок гребных винтов и рабочих колес осевых насосов. В таких случаях могут формироваться струйные возвратные течения с вращательными составляющими местного течения и линейными составляющими основного течения. Это приводит к изменению скорости и распределения давления на направляющих поверхностях, а также к изменению сопротивления и соответствующим потерям энергии. [c.325]

Изгибные деформации валов (коэффициент К ). Силы давления на зубья, передаваясь на валы, вызывают их изгиб в плоскостях, параллельных плоскости зацепления (рис. 13). Если 72 — суммарный угол перекоса осей колес в этой плоскости, то отклонение от среднего значения нагрузки в точке на расстоянии х от середины зуба Дш = сх tg где для упрощения принято, что по ширине зуба нагрузка меняется линейно. Учитывая, что у кромок зубьев их жесткость понижается, принимают X — afb, где а/ = 0,3 0,4. В этом случае коэффициент неравномерности нагрузки от деформаций изгиба валов [c.195]

Допускаемые значения линейных удельных давлений, коэффициента ф и напряжения изгиба зубьев храпового колеса [c.131]

Дополнение. Релаксация при сложном напряженном состоянии может нарушить условия работы деталей машин. Высокие давления, удерживающие на валах плотно посаженные путем прессовой или термической посадки металлические диски, колеса, трубы или ступицы, могут понизиться вследствие действия повышенных температур. Эти явления навели Дэвиса ) на мысль обобщить теорию осесимметричных состояний плоской деформации вязко-упругого вещества путем постулирования (взамен линейной зависимости между остаточными скоростями деформации и напряжениями) степенного закона ползучести, отражающего поведение многих ковких металлов. При этом максимальные касательные напряжения Хт = Ч2 о1—ат) = 12 выражаются через максимальные остаточные скорости сдвига следующим образом [c.260]

Для линейной части систем КПТ в качестве ближайшего аналога принят магистральный газопровод. Пневмотранспортный трубопровод находится в более легких условиях работы, чем газопровод, так как рабочим телом является менее агрессивная среда — воздух с избыточным давлением не более 1 кгс/см (по сравнению с 60—75 кгс/см в газопроводе) и обрезиненные колеса подвижного состава. Поэтому амортизационные отчисления по линейной части надо определять нормативом для стальных газопроводов с сооружениями на них, [c.248]

При модуле храпового соединения, равном или большем 6 мм, можно ограничиться проверкой зуба по линейному давлению. При меньшем модуле необходимо провести дополнительную проверку зуба по изгибу. В этом случае рассматриваем зуб храпового колеса как балку, заделанную на расстоянии Н = т от конца зуба (см. рис. 82, б) и нагруженную на консоли усилием Р. Высота сечения в заделке а=1,5т. Тогда момент сопротивления изгибу [c.159]

Обод ходового колеса проверяется на напряжение местного смятия (контактные напряжения) а) При линейном контакте I) Колесо, закрепленное на оси наибольшее давление на площадке контакта, равное наибольшему сжимающему напряжению. [c.805]

Предположим, что изучается работа центробежного насоса, перекачивающего жидкость. При испытаниях такого насоса обычно интересуются зависимостью входной или выходной мощности Р от производительности при постоянном числе оборотов п. Определим координаты экспериментальных обобщенных графиков — критерии подобия процессов в насосе. Потребляемая мощность кроме п зависит также от секундного объемного расхода Q, плотности жидкости р, перепада давления Др между выходом и входом в насос, линейных размеров 1 , 1 , 1п рабочего колеса и других элементов насоса, т. е. [c.19]

Зубчатые колеса из полиамидов (нейлоновые и капроновые) изготовляют отливкой под давлением. Они могут быть цельными или составными. Для уменьшения изменения линейных размеров полиамидного зубчатого колеса, вызываемого [c.235]

Зубчатые колеса из полиамидов (нейлоновые и капроновые) изготовляют отливкой под давлением. Они могут быть цельными или составными. Для уменьшения изменения линейных размеров полиамидного зубчатого колеса от нагрева при работе (полиамиды обладают низкой теплопроводностью) или изменения влажности окружающего воздуха (содержание влаги в полиамидах зависит от влажности окружающего воздуха) из полиамида изготовляют лишь зубчатый венец. [c.178]

Материал храпового колеса Отношение ширины колеса к модулю -ф Допускаемое линейное удельное давление д, кгс/мм Допускаемое напряжение изгиба, кгс/мм [c.271]

Поскольку неточности взаимного положения шестерни и колеса для круговых зубьев дают эффект, отличный от такового для зубьев с линейным контактом, в методике расчета круговых зубьев название коэффициент концентрации нагрузки заменено на коэффициент распределения давления /(р. Значение коэффициента Кр можно установить по графику (рис. 123) [121, 42], где по оси абсцисс откладываются расчетные линейные смещения вдоль образующей делительного конуса или перпендикулярно ей и плоскости, проходящей через оси зубчатых колес. Линейные смещения вдоль осей шестерни и колеса приводятся к расчетным путем умножения на косинус половины угла при вершине делительного конуса соответствующего зубчатого колеса. Если данные о величинах смещений зубчатых колес отсутствуют, то коэффициент Кр может быть приближенно определен по табл. 10. [c.143]

Ср — коэффициент распределения давления, учитывающий влияние неточности взаимного положения шестерни и колеса. В расчете круговых зубьев на прочность и на выносливость играет такую же роль, как и коэффициент концентрации нагрузки при расчете зубьев с линейным контактом. Подробно о Л р — см. гл. IV. Определяется по графику рис. 123 или по табл. 10 [c.275]

При линейном контакте величина контактных напряжений при давлении N кгс на колесо (каток) [c.292]

Определение модуля храпового колеса производится по допускаемой величине линейного удельного давления и но допускаемому напряжению изгиба зуба. [c.53]

Материал храпового колеса Отношение МУ Допускаемое линейное давление Н/мм Допускаемое напряжение изгиба [ои]> Н/мм [c.853]

Л" — радиус окружности л точке К". Толщина зубца на радиусе Я" будет равна ширине впадины рейки на лптт Следовательно длп получении угла давления у колес больше или меньше угла инструмента достаточно менять относительную линейную скорость режущих кромок инструмента. Этот способ может иметь применение только в том [c.411]

W — относительная скорость пара (газа) в рабочем колесе турбомашины, м/с скорость среды в теплообменном аппарате, м/с. д — координата, см, м степень сухости У — скоростная характеристика турбины у — координата прогиб, м степень влажности Z — число лопаток, ступеней, камер сгорания, ходов а — угол потока в абсолютном движении,. . . коэффициент линейного расширения, I/К .коэффициент теплоотдачи, Вт/(м -К) коэффициент избытка ноздуха Р — угол потока в относительном движении,. . . степень -пв и-жения давления в решетке различные коэффициенты у — угол,. . . ° [c.5]

Б. В. Протасов, изучая изнашивание деталей с неравновеликими поверхностями трения, пришел к выводу, что решающим в этом процессе является распределение теплоты между деталями. По его мнению, быстрее изнашивается тело, которое быстрее вращается, а следовательно, более интенсивно охлаждается (естественно, в определенном диапазоне). Рассматривая влияние теплового потока на износ, приведем результаты исследований линейных износов двух пар зубчатых колес из алюминиевого сплава Д1-Т при возвратновращательном движении. Две сравниваемые пары нагружались пружиной, чем достигалось одинаковое значение pv (произведение давления на скорость скольжения) трение было без смазочного материала, окружное усилие ЮН. Эксперименты показали (рис. 5.10), что скорость изнашивания левой пары п+о, =- И мкм/ч, а правой пары 1+. 15,7 мкм/ч. Указанное различие объяснялось тем, что В каждой паре одно колесо подогревалось воздухом до темпе- [c.112]

Другой простой пример — влияние изменения размера гидравлических турбин. Предположим, например, что для некоторой ГЭС проектируются главные турбины мощностью 50 ООО л. с., а также одна вспомогательная турбина мощностью 5000 л. с. По-видимому, можно использовать турбину с тем же самым коэффициентом быстроходности и, следовательно, по существу одинаковой конструкции, если спроектировать ее геометрически подобной главным турбинам. Можно ожидать также, что все турбины будут иметь одинаковые эксплуатационные характеристики, в том числе и кавитационные. Однако следует иметь в виду следующее. Хотя напор и, следовательно, все линейные скорости у обеих турбин одинаковы, отношение их выходных мощностей составляет 10 1. Следовательно, отношение линейных размеров будет равно У10, или немного более 3 1. Поэтому, если для турбины мощностью 5000 л. с. наинизшая точка на выходе из рабочего колеса будет расположена на расстоянии 0,61 м от наивысшей точки, соответствующая разница положений наинизшей и наивысшей точек на выходе из рабочего колеса турбины мощностью 50 000 л. с. составит около 1,93 м. При этом изменение давления на выходе из рабочего колеса главной турбины будет больше, чем на выходе турбины меньшего размера. Следовательно, чтобы обе турбины имели одинаковые коэффициенты надежности относительно возникновения кавитации, главная турбина должна быть установлена на более высоком уровне. Причина этого понятна кавитация на направляющих поверхностях зависит от абсолютного давления. Разница в 1,32 м достаточно велика и может соответствовать разнице между условиями, когда кавитация заметна, и беска-витационными условиями. Например, в гидродинамической трубе было обнаружено, что в условиях, близких к возникновению кавитации, разница в уровнях 5,08 см вызывает заметную разницу в степени кавитации. [c.301]

У пружины 1 Бурдона один колед (В) запаян, второй впаян в полый цилиндрический патрубок 4. Патрубок посредством штуцера 5 соединяется с резервуаром, где измеряется давление. Под действием давления среды, поступающей из резервуара в пружину, последняя несколько выпрямляется, в результате чего ее запаянный конец В получает некоторое линейное перемещение f и угловое — Ду. Перемещение f посредством множительного механизма, включающего тягу 2, секторное зубчатое колесо 3, триб 8 и другие звенья передается стрелке 6, закрепленной на оси триба. Стрелка, поворачиваясь, показывает на шкале 7 величину измеряемого давления. На оси прибора имеется спиральная пружина 9, предназначенная для силового замыкания механизма и уничтожения зазоров. [c.372]

Материал храпового колеса Отношение ширины колеса к модулю Допускаемое линейное удельное давленне q. МПа Допускаемое напряжение изгиба, МПа [c.273]

Необходимо помнить, что углы установки передних колес и давление воздуха в шинах оказывают существенное влияние на износ шин (ркс. 6.12), поэтому проверку этих диагностических параметров (см. табл. 5.3) следует производить регулярно. Диагностирование углов установки передних колес предпочтительнее осуществлять на специальных проходных стендах (рис. 6.13) или электрооптических,. например, К-111 и 1119М отечественного производства, ПКО-1 (ПНР) и др. Последние типы стендов позволяют одновременно производить регулировку углов установки передних колес непосредственно на стендах, а также проверку угловых и линейных смещений заднего моста. Кроме этих стендов, являющихся стационарными, применяют переносные приборы для проверки схождения и развала колес, однако точность измерений у них ниже, чем у электрооптических. [c.155]

М р — крутящий момент на валу храпового колеса в кГ-см г — число зубьев храпового колеса т — модуль зацепления храпового соединения в см. q — допустимое линейное давление в кПсм (табл. 21) [c.166]

Одним из простейших видов относительного движения является качение. При качении тело вращения катится по другому телу, которое, в частности, может быть и плоским, причем контакт между телами может быть точечным или линейным (шарико-роликоподшипники и игольчатые подшипники). Существенным моментом при качении является отсутствие относительного движения в месте контакта, отсутствие скольжения. Однако в реальных условиях чистое качение не встречается. В зубчатых колесах и в подшипниках качения всегда имеется некоторое скольжение. Иногда скольжение при качении намеренно усиливают, чтобы избежать вредного воздействия чистого качения на износостойкость деталей. При чистом качении масляная пленка испытывает лишь нормальное давление и поэтому сравнителыю легко продавливается. В таких случаях довольно скоро возникает питтинг у шестерен и подобные износы у подшипников качения. В таких условиях даже незначительное проскальзывание очень желательно для измельчения таким путем имеющихся на поверхностях механических загрязнений и для возникновения подъемной силы масляного слоя. [c.191]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...