Силовые Коэффициенты передачи

Независимо от конструктивного исполнения коэффициент усиления или, как обычно его называют, силовой коэффициент передачи без учета потерь на трение можно рассчитать по формуле [c.528]

При тех же значениях входящих величин, что и в предыдущем примере, силовой коэффициент передачи т) = 2,9. [c.103]

Силовой коэффициент передачи [c.119]

Произведение Ку-Кг представляет силовой коэффициент передачи данного механизма. [c.266]

Повышение характеристик механической прочности Оц, сг-г и ЫВ сопровождается увеличением чувствительности конструкционных материалов к фреттинг-усталости [1, 2]. Применение поверхностных обработок, сопровождающихся образованием в слое сжимающих остаточных напряжений, способствует повышению сопротивления фреттинг-усталости конструкций [1, 4] Под коэффициентом К подразумевается влияние конструктивного фактора па сопротивление усталости — особенности конструкции сопряжения контактирующих деталей, силовая схема передачи циклических нагрузок и др. [c.383]

Определение коэффициентов передач производилось на основе представления силовых и кинематических связей внутри типовых узлов привода и между ними с последующим использованием законов Даламбера и Кирхгофа. Построенный таким образом полный граф исходной системы показан на рис. 2. Коэффициенты передач графа учитывают упруго-массовые и кинематические параметры привода, внешние и внутренние возмущения, нелинейные характеристики демпферов и амортизаторов, параметры электродвигателей и системы управления. Один из вариантов преобразованного графа и соответствующая ему блок-схема электронной модели для привода с эквивалентной силовой ветвью показаны на рис. 3. С помощью этой модели решались частные задачи о выборе типа демпфера, определении его параметров и места установки. [c.113]

Ки. с. г = с.г-ас.г = 0,2.0,12-10 = 0,24 р = h p-a,, р = 0,076-0,09-25 = 0,17. Коэффициенты передачи для каждой стенки силовой головки 0,022 л 1. по. [c.272]

В целях наименьшего изменения коэффициента передачи пневматической силовой системы К при переменной величине т) и учитывая, что потребная мощность должна быть близка к оптимальному значению, выбираем ф = 0,8фо т 0,519. Вы- [c.255]

На практике в приводах с преобладающей инерционной нагрузкой постоянная составляющая момента, развиваемого ИД силовой части, в большинстве случаев оказывается малой величиной. При Мдо= 0 анализ динамики СЧ и СП в целом с учетом источника энергии, например анализ устойчивости, можно выполнить при помощи упрощенной структурной схемы СЧ, в которой не учитывается связь с коэффициентом передачи Мдо/Ош- Это несправедливо при действии значительных внешних момент-ных возмущений, когда постоянная составляю-щая момента, развиваемого ИД, велика. [c.406]

Передаточная функция силовой части электропривода подач (усилитель мощности и двигатель постоянного тока) принята в виде апериодического звена с коэффициентом передачи Кс и постоянной времени Т. После интегрирования частоты вращения вала двигателя ф (s) получаем угловое перемещение выходного вала двигателя, которое преобразуется редуктором и шариковой винтовой парой (коэффициент передачи кинематических звеньев /Ср) в перемещение стола. [c.104]

Примечание. Условные обозначения Гщ — постоянная времени силового шагового привода и — коэффициент передачи и постоянная времени электрического усилителя мощности и.Т — коэффициент передачи и постоянная времени электрогидравлического усилителя мощности — номинальная частота вращения вала роторного двигателя д. 7 , — номинальные напряжение, ток и сопротивление якорной обмотки двигателя постоянного тока — приведенный момент инерции ротора двигателя m — масса рабочего органа станка fp — передаточное отношение редуктора F — площадь поршня силового цилиндра — подача насоса С — коэффициент утечек гидромотора f — коэффициент трения поршня силового цилиндра — коэффициент сжимаемости масла. [c.128]

Этот результат иллюстрирует известное свойство равенства коэффициентов передачи при силовой и кинематической виброизоляции [87. [c.43]

Рассматривается задача синтеза системы активного силового управления для нового класса усовершенствованных гидроопор на при-мере простейшей линейной модели с одной степенью свободы. При интегральном квадратичном ограничении на интенсивность искомого управляющего воздействия решение получено на основе процедуры, включающей применение метода гармонической линеаризации и вариационных методов. В качестве критерия оптимальности используется минимум величины коэффициента передачи усилия в установившемся периодическом режиме. Отыскиваются различные законы управления с обратной связью. Решаются задачи синтеза цепей обратной связи. [c.108]

В приложениях к ГОСТ 21354-75 приведены подробные рекомендации по методике расчета входящих в формулы (24) — (29) параметров и коэффициентов для силовых зубчатых передач внешнего зацепления. [c.189]

Коэффициенты смещения исходного контура и Х для силовых прямозубых передач принимаются по рекомендациям ГОСТ 16532—70, приведенным в табл. 7.8. При этом следует учитывать также рекомендуемое соотношение между гтш и ХхГ [c.128]

Для силовых зубчатых передач учитывают основные качественные показатели коэффициенты перекрытия Ву, удельного скольжения удельного давления р. В зависимости от [c.230]

Геометрическая возможность двухпарного зацепления в силовой прямозубой передаче вытекает из того, что по условию ее существования торцевой коэффициент перекрытия у нее всегда больше единицы. [c.180]

Структурная схема силовой части гидропривода с объемным регулированием, построенная по уравнению (13.24), дана на рис. 13.5. Наличие замкнутого контура в структурной схеме силовой части гидропривода обусловлено собственной обратной связью с коэффициентом передачи /Сн- Эта обратная связь возникает в самом гидроприводе вследствие того, что при позиционной нагрузке поворот зала гидромотора сопровождается изменением перепада давления в его полостях и соответствующим изменением утечек и перетечек рабочей жидкости. В результате изменяется расход жидкости, обеспечивающей вращение вала гидромотора, что в структурной схеме условно приведено к изменению угла наклона блока цилиндров (шайбы) насоса. [c.337]

Такая структурная схема, построенная при /Сн = К н = О, дана на рис. 14.36. На схеме указаны три не применявшиеся ранее коэффициента передачи Куу, Кгу и Круг- Первый из этих коэффициентов определяется передаточным отношением механизма, соединяющего шток гидроцилиндра с регулирующим органом насоса объемного гидропривода второй — отношением плеч рычагов силовой обратной связи третий [c.409]

Сокращение времени разработки перспективных и доводки новейших ГТД, а также систем их регулирования требует проведения расчетов динамических характеристик (постоянных времени, коэффициентов передачи и др.) силовой установки по результатам наблюдений. Под наблюдениями имеются в виду результаты как математического моделирования перспективных ГТД, так и стендовых или летных испытаний новейших двигателей и их систем регулирования. В связи с этим необходимо разработать систему машинных алгоритмов, которая при ее реализации на ЭВМ позволяет быстро и в большом количестве обрабатывать результаты наблюдений, выдавать исследователю искомые характеристики ГТД. В работе [1] предложен основанный на применении метода наименьших квадратов (МНК) алгоритм, позволяющий рассчитывать коэффициенты линейной модели ГТД при невысоких уровнях искажений полезной информации в наблюдениях. Однако получаемая при стендовых и летных испытаниях ГТД полезная информация, как правило, имеет значительные искажения (погрешности измерения, случайные неравномерности измеряемых параметров двигателя и др.), что чрезвычайно затрудняет расчет искомых характеристик. Цель настоящей работы — дальнейшее совершенствование алгоритма расчета, предложенного в работе [1], и распространение его на практически важные случаи. [c.68]

Рекомендуемые значения коэффициентов смещения для силовых цилиндрических передач с внешним зацеплением по ГОСТ 16532—70 [c.452]

Таблица 3.4. Рекомендуемые коэффициенты смещения у зубчатых колес силовых цилиндрических передач (ГОСТ 16532—70, приложение 2)

ЛГ = - —коэффициент запаса сцепления (в силовых передачах [c.116]

Коэффициент ширины г(1ьй = 0,08...0,2 для силовых передач и ij)bd = 0,03...0,08 — для кинематических передач. [c.198]

Пересчитаем по уравнениям (9.2) и (9.9) все кинематические, инерционные и силовые характеристики двигателя к выходному сечению В передачи. К этому же сечению приведем коэффициенты жесткости = g и сопротивления к = к , . [c.258]

Для силовых передач с модулями /я2 мм стандартный коэффициент диаметра червяка q = d nl выбирают из ряда чисел 6,3 8 10 12,5 16 20 25. Здесь — диаметр делительного цилиндра червяка. В приборных механизмах д может быть нестандартным, но при выборе его целесообразно брать целые числа в пределах 10. . . 26. При уменьшении модуля значение д увеличивается. [c.245]

Таким образом, характеристикой передачи сил от источника колебаний к объекту или к основанию при силовом и кинематическом возбуждении может служить коэффициент который зависит от частоты собственных колебаний ш системы и от частоты возмущающих колебаний СО3. График изменений величины в зависимости от отнощения Шз/и) показан на рис. 33.2. Из графика видно, что если сОв/о) = 1/2, > = 1 колебания источника полностью переходят на объект. Если то /% > 1 [c.411]

Находим коэффициент передачи пневматической силовой системы при 11 = 10 кПсм [c.258]

Расчет передачи. Для определения кинематических и силовых параметров передачи в формулах (13.1)...(13.6) средний диаметр резьбы d2 надо заменить на диаметр окружности, на которой расположены центры шариков, D p. Расчетный угол подъема резьбы соответствует углу подъема винтовой линии по цилиндру диаметром Лор, а угол р — приведенному углу трения качения pK tgpK=/K, где /к — коэффициент трения качения. При закаленных винтовых [c.264]

Вместо [<т] г в формулу (9.15) подставляют меньшее из [о] г1 и [сг1заполученное значение модуля т округляют в большую сторону по ГОСТ 9563—60 (см. табл. 8.1). Рекомендуется модуль колес принимать минимальным. Уменьшение модуля зацепления т и соответствующее увеличение числа зубьев г способствует уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом т увеличивается коэффициент перекрытая уменьшаются шум и трудоемкость нарезания колес, заметно снижается отход металла в стружку. С другой стороны, принимать т<2 мм в силовых цилиндрических передачах не рекомендуется из-за опасности разрушения зуба при кратковременных перегрузках, а также из-за неоднородности материала и изнашиваемости. [c.91]

Тос = - з ос/2 (5уРу пр И коэффициент передачи силовой обратной связи [c.409]

Следует отметить, что ири малых значениях передаточного отношения передач типа виг коэффициент их полезного действия будет очень малым, а для случая, когда передача осуществляется от колеса к водилу, может иметь место самоторможение. Таким образом, применение 1 ередач типа < и г в силовых мощных редукторах нерационально. [c.501]

Для передачи окружной силы Ft независимо от вида передачи долл<но быть соблюдено условие F [ = fiFt, где Fn — усилие прижатия роликов, нормальное к поверхности контакта роликов р — коэффициент запаса сцепления ( 3=1,3...2 для силовых передач, р = 2...3 — для передач приборов) / — коэффициент трения (табл. 7.1). [c.127]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...