Формула перекрытий

Коэффициент перекрытия определяется по формуле (22.38). [c.464]

Аналитическое р е uj е и н е. Угол перекрытия находим по формуле К I [c.24]

Так как во всех поперечных сечениях форма зубьев не изменяется, то расстояние точек контакта от полюсной линии ППг остается постоянным. Это означает, что линия прямая, параллельная полюсной линии. Линия aui является линией зацепления в передачах Новикова. Ее длина равна ширине колеса а коэффициент перекрытия [см. формулу (8.23)1, [c.166]

Принцип действия оптического пирометра с исчезающей нитью прост и иллюстрируется на рис. 7.30 а. Линза объектива формирует изображение источника, температура которого измеряется в плоскости раскаленной нити миниатюрной лампы. Наблюдатель через окуляр и красный стеклянный фильтр видит нить и совмещенное изображение источника. Ток через лампу регулируют до тех пор, пока визуальная яркость нити не станет точно такой же, как яркость изображения источника. Если оптическая система сконструирована правильно, в этот момент нить на изображении источника исчезает. Пирометр градуируется в значениях тока, проходящего через миниатюрную лампу. Так как детектором равенства яркостей является глаз человека, то доступная непосредственно для измерений область температур ограничена с одной стороны границей приемлемой яркости, с другой — яркостью, слишком слабой для наблюдения. Нижний предел зависит от апертуры оптической системы и составляет примерно 700°С, верхний предел равен примерно 1250°С. Для измерения более высоких температур между линзой объектива и нитью помещается нейтральный стеклянный фильтр (С на рис. 7.30а), понижающий яркость изображения источников. Плотность фильтра выбирается такой, чтобы обеспечить небольшое перекрытие областей. Например, току лампы, эквивалентному, скажем 700 °С на шкале без фильтра, на следующей шкале, с фильтром, будет соответствовать температура 1100°С. Таким образом, с помощью одного прибора температурные измерения могут быть расширены до любой желаемой максимальной температуры. Коэффициент пропускания фильтра т, который требуется для того, чтобы понизить яркость источника от температуры Т до температуры, например точки золота Гди, можно найти, используя приближение Вина, по формуле [c.365]

При расчетах с достаточной точностью можно принять /Се = 0,95. Коэффициент торцевого перекрытия определяется по формуле [c.191]

Учитывая, что угловой шаг зубьев т = 2/>,./г/, коэффициент перекрытия косозубых колес получим по формуле [c.188]

Теоретически при мгновенном перекрытии потока. Движущегося в трубопроводе со скоростью v, происходит мгновенное изменение давления в трубопроводе у места регулирования на величину Руд. По формуле Н. Е. Жуковского [c.101]

Колебательный процесс изменения давления и скорости потока в том или ином сечении трубопровода при гидравлическом ударе состоит из четырех фаз. Их последовательность на участке трубопровода от затвора до резервуара, из которого питался трубопровод до перекрытия (рис. 42, а), такова. В момент перекрытия потока у затвора полностью гасится скорость потока V, а это по,теореме импульсов вызывает мгновенное возрастание давления на величину руд в соответствии с формулой (34). Волна ударного давления +Руд распространяется в направлении резервуара и достигает его через время На, где /— длина этого участка трубопровода. К моменту времени /[ (отсчет времени ведется от момента мгновенного закрытия) давление распространяется на весь участок длиной I, а скорость v во всех его сечениях [c.101]

Из формулы (10.34) следует, что чем больше угол наклона зубьев, тем больше коэффициент перекрытия, и следовательно, количество пар зубьев, одновременно участвующих в зацеплении (до 10 и больше) с увеличением коэффициента перекрытия растет плавность работы зацепления. [c.113]

Расчет па прочность косозубых и шевронных колес аналогичен расчету прямозубых. Размеры закрытых передач также определяют ис расчета на контактную прочность и проверяют на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Открытые передачи косозубыми колесами применяют редко. При одинаковых размерах и материалах косозубые передачи обладают большей нагрузочной способностью, чем прямозубые. Объясняется это в основном более высоким коэффициентом перекрытия, т. е. большей длиной контактных линий, а следовательно, меньшей нагрузкой на единицу длины контактной линии и меньшими (при данных размерах и нагрузках) контактными напряжениями. Повышенная прочность косых зубьев на изгиб объясняется, кроме того, тем, что контактные линии наклонны и поэтому уменьшается плечо изгибающей зуб силы. Строгий математический учет перечисленных факторов невозможен, и они отражаются в расчетных формулах эмпирическими коэффициентами повышения нагрузочной способности непрямозубых передач по сравнению с прямозубыми — при расчете на контактную прочность и и — при расчете на изгиб. В среднем можно считать тот и другой коэффициент равным 1,35. [c.384]

Из формулы (7.19) следует, что число зубьев у эквивалентных цилиндрических колес больше, чем у колес соответствующей конической пары. Поэтому при прочих равных условиях конические колеса имеют больший, чем цилиндрические, коэффициент перекрытия и меньшее число зубьев 2т]п, которое может быть выбрано на малом колесе зацепления без смещения. [c.461]

По результатам измерений вычисляют расстояния х,-, Ху от перекрытого створа до контролируемых точек по формулам [c.47]

Введем обозначение Z = 0,418 os Р пр/(еа sin 2а) — коэффициент, учитывающий геометрию передачи, свойства материала и коэффициент торцового перекрытия. В результате по условию нагрузочной способности ад [ад] получаем формулу для проверочного расчета на контактную усталость активных поверхностей зубьев стальных цилиндрических колес [c.135]

Коэфс )ициент перекрытия в зацеплении определяют по формуле ба = (tg а 1 + tg а г)-----------+ г ), [c.46]

Значения коэффициентов перекрытия по формулам (II.5.1)— —(I1.5.M) на ЦВМ рассчитывают по программе, структурная схема которой приведена на рис. И. 5.3. В схеме приняты следующие обозначения. [c.49]

Далее, с учетом и x и заданного значения модуля рассчитывают по известным формулам диаметры основных и делительных окружностей, диаметры начальных окружностей, параметры зубьев и коэффициент перекрытия (61. [c.117]

При высотной коррекции меньшее колесо (шестерня) нарезается с положительным смещением х т > О (положительное колесо), а большее —с отрицательным х т <0 (отрицательное колесо). Обычно для сохранения межосевого расстояния такого же, как у передачи с нулевыми колесами, принимают х х = = д = 0. Тогда а , = а = 0,5т (г + z . В этом случае угол а и общая высота зубьев остаются нормальными, но увеличиваются высота головок и ширина ножек зубьев шестерни за счет уменьшения этих же размеров зубьев колеса. Одновременно увеличиваются длина рабочего участка линии зацепления и коэ ициент перекрытия е. Размеры положительного и отрицательного колес определяются по формулам (2.12) и (2.13). Схема зацепления пары колес с высотной коррекцией приведена на рис. 2.12, г. [c.48]

Формулу (23.20) можно получить также, если взять отношение угла перекрытия фа2 для колеса 2 к его угловому шагу Т2. [c.193]

Развертку звеньев производят по образующим, соответствующим средним линиям (рис. П1.5, а), а получаемые за счет толщины звена перекрытия (рис. П1.5, б) определяют как А, = б tg где ф — угол смыкания звеньев выражается из формулы sin г з/2 = 6зв/(2/ ,). [c.60]

По формуле (2,80) можно определить коэффициент перекрытия зацепления. [c.82]

Расчет заканчивается определением коэффициента перекрытия е по формуле (2,80). Значения е должны быть не менее указанных выше. [c.87]

Определив величины коэффициентов сдвига g, и пользуясь формулами (2,84), (2,85) и (2,86), устанавливаем размеры заготовок. По формуле (2,80) определяем коэффициент перекрытия е. Если е получается меньше допустимого, то расчет надо повторить, изменив значения гПр и г,. [c.88]

Для косозубых и шевронных колес благодаря наклонному положению контактных линий кривизна в полюсе зацепления отличается от найденной выше. Кроме того, при осевом коэффициенте перекрытия Вр > 1 в зацеплении всегда находится более одной пары зубьев. Поэтому для косозубых колес расчет ведут по формуле [c.262]

Как было показапо выше, изменяя отдельные параметры зубчатых колес модуль т, коэффициент % высоты головки зуба, угол зацепления а и т. д., можно получать зубчатые колеса с различными соотношениями размеров зубьев. Например, в некоторых случаях применяют так называемый укороченный зуб, у которого коэффициент % равен 0,8, а коэффициент %" равен 1. Укороченный зуб, следовательно, имеет головку, высота которой равна ha = 0,8т, и ножку, высота которой равна hf = т. Тогда общая высота h зуба вместо 2,2т оказывается равной ],8/п. При этом уменьшается коэффициент перекрытия е в некоторых случаях увеличивают угол зацепления а. Как следует из формулы [c.456]

Из формулы (22.90) следует, что коэффициент перекрытия косозубых колес может быть значительно больн]е, чем у прямозубых. [c.471]

Д 1 определе ия коэффициента перекрытия и рассмотрения вопроса о подрезании зубьев можно примег/ять формулы для [c.479]

Коэффициент перекрытия Eq, [см. формулу (8.25)] учитывает уменьшение нагрузки расчетного зуба ввиду мпогопарности зацепления. [c.129]

Способы повышения прочности. 1. Увеличение числа пятен контакта путем применения дозаполюсного зацепления и увеличения коэффициента перекрытия Ер. Для дозаполюсных передач применяют ер 1,3 или 2,3. Наиболее распространены ,ч= 1,3... i,4, так как при увеличении е, увеличивается Ь. , формула (8.92). При больших значениях требуется повышенная точность и жесткость. [c.168]

Ha основании этой формулы построен график (рис. 376), изображающий связь между р и pg для безызгибных резьб при а = 20 -i- 45 . Тонкими линиями показаны величины коэффициента перекрытия. [c.529]

На основании этой. формулы составлен график (рис. 378) значений Ссн/сТр для безызгибных резьб в функции а при различных в/й (принято Рз = 0,2 ш = 1 и = 1 к, = 1,5). Значения р для а <40 определены по формулам (228) и (241), а для а > 40 — из условия Рг = 0,08. Кривые сУсм/ р строго следуют закону обратной пропорциональности коэффициенту перекрытия т , который таким образом является достоверным критерием напряжений смятия. Выгодный диапазон углов безызгибных резьб заключен в пределах а = 35 ч- 40 . Наиболее высокую прочность на смятие при практически полной безызгибности имеют резьбы с а = 35 -г 37,5 . [c.531]

Основные параметры передачи. Модуль зубьев т нужно выбирать минимальным, так как с его увеличением растут диаметры и масса заготовок. По условиям контактной усталости при данном Цц, модуль и число зубьев могут иметь различные значения, лишь бы соблюдалось равенство т гМ-г- =2аи,. С уменьшением модуля улучшается плавность работы передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия е ), уменьшаются шум, трудоемкость обработки колес и потери на трение (уменьшается скольжение), что увеличивает надежность против заедания, но при этом понижается прочность зубьев на изгиб. Поэтому в силовых передачах не рекомендуется брать модуль меньше 1,5 мм, В передачах редукторов общего назначения при твердости зубьев Я НВ350 модули нужно принимать в пределах т— (0,01...0,02)Ди,, а при Я>НВ350— в пределах т= (0,016...0,0315)Ц( с последующей проверкой прочности зубьев по напряжениям изгиба по формуле (3.123) или (3.126). Кроме того, рекомендуется модули определять по приближенным формулам (3.124), (3.127) и (3.129). В этом случае проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба не требуется. [c.354]

Циклоидное зацепление. Профили зубьев колес с циклоидным зацеплением очерчены двумя кривыми головка зуба эпициклоидой Э (рис. 18.17), которая является траекторией точки производящей (вспомогательной) окружности радиуса г 2, катящейся по начальной окружности радиуса г с внещ-ней стороны, а ножка зуба — гипоциклоидой Г, которая является траекторией точки производящей окружности радиуса г 1, катящейся по начальной окружности с внутренней ее стороны. Переход с гипоциклоиды на окружность впадин выполняется с закруглением радиусом р. Радиусы производящих окружностей для обеспечения перекрытия s>l вычисляют по формулам [c.195]

Рассмотрим теперь случай, когда высота падения груза равна нулю. Такой случай носит название внезапного действия (или мгновенного приложения) нагрузки. Он возможен, например, при раскружаливании железобетонного перекрытия, если стойки, поддерживающие опалубку, убрать мгновенно, выбив их одновременно все. При /г = О из формулы (14.13) получаем [c.515]

Предпочтительнее колеса с мелким модулем и большим числом зубьев. С уменьшением модуля увеличиваются плавность работы передачи (увеличивается коэффициент торцового перекрытия ej, уменьшается шум, трудоемкость обработки колес и потери на трение (уменьшается скольжение), что увеличивает надеж1юсть против заедания, но при этом понижается прочность зубьев на изгиб. Поэтому для силовых передач обычно рекомендуют принимать m > 1,0 мм. Для окончательного утверждения выбранного значения модуля необходимо проверить прочность зубьев по напряжениям изгиба по формулам (9.31) и (9.34). [c.190]

Расчет зубьев червячного колеса на изгиб. Этот расчет аналогичен расчету зубьев цилиндрических косозубых колес. При этом в формулу (9.34) вводят следующие поправки и упрощения зубья червячного колеса вследствие дуговой формы (см. рис. 11.6) примерно на 40% прочней зубьев цилиндрического косозубого колеса, что учитывается уменьшением коэффициента формы зуба Y p2, Для червячного зацепления принимают коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y = 0,74 при среднем значении делительного угла подъема линии витка у =10 получим Ур= 1 — у/140 = 1 - 10 7140" = 0,93 и т = = 2 os ух 0,98т. С учетом этих поправок, приняв Kprj =, а Кр = Крр = Крг, получим формулу проверочного расчета зубьев червячного колеса по напряжениям изгиба [c.254]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...