Динамический с предварительным натягом

Рассмотрим муфту рис. 51, а, в которой используются пружины с предварительным натягом. Упругую характеристику такой муфты в соответствии с рис. 51, б можно рассматривать как статическую характеристику муфты. Упруго-диссипативная (динамическая) характеристика рассматриваемой муфты показана на рис. 51, в. [c.221]

Динамический демпфер с предварительным натягом в упругом соединении [c.239]

Динамические характеристики направляющих качения несколько хуже, чем у направляющих смешанного и жидкостного трения. Небольшое демпфирование, обусловленное малой площадью контакта в направляющих качения, проявляется особенно сильно в области резонансных частот несущей системы. На рис. 146 показано относительное рассеяние энергии колебаний в роликовых направляющих в зависимости от величины предварительного натяга. Там же дана наряду с математическим ожиданием и дисперсия величины затухания. По данным различных авторов, относительное рассеяние энергии колебаний для направляющих качения с предварительным натягом обычно лежит в пределах 0,4— 0,8. [c.167]

Анализ влияния жесткости навесного оборудования на динамические нагрузки в землеройно-транспортных машинах приводит к выводу о необходимости значительного снижения (в 5—8 раз) жесткости их конструкции в направлении резания без уменьшения прочности. При этом возникают трудности конструктивного порядка, связанные в первую очередь с увеличением веса и объема упругих элементов. Поэтому становится целесообразным применение пневматических и гидропневматических, а также механических шарнирно-рычажных устройств. Кроме того, уменьшение жесткости служит причиной больших колебаний рабочего органа даже ири кратковременных перегрузках, снижая производительность и долговечность конструкции и ухудшая качество работ. Таким образом, оптимальная упругая характеристика защитного устройства, очевидно, должна иметь переменную жесткость, т. е. быть нелинейной. В интервале рабочих усилий от О до номинального которое выбирается из условий устойчивой и экономичной работы машины, жесткость должна быть наибольшей, а при усилиях, превышающих номинальное, — наименьшей и позволяющей устройству поглотить избыток кинетической энергии при ударных нагрузках. Оптимальная идеальная упругая характеристика представлена на рис. 207 и близка к характеристикам типа релейных (с предварительным натягом — по В. П. Терских, или с ограничением по модулю). [c.428]

Кроме подбора шестерен главной передачи значительную роль в обеспечении высококачественной сборки задних мостов играет регулировка конических подшипников с предварительным натягом. Под предварительным натягом понимается деформация элементов качения подшипников и других деталей узла под действием осевой силы. При отсутствии предварительного натяга или его недостаточности возрастают динамические нагрузки на зубья шестерен, нарушается правильность их зацепления. При узловой сборке ведущей шестерни регулировка подшипников производится путем подбора регулировочных шайб необходимой толщины, устанавливаемых между торцами внутреннего кольца подшипников и распорной втулки. Подбор производится при помощи приспособления (рис. 192), устанавливаемого обоймой 8 на наружное кольцо подшипника. При свободном опускании рукоятка 5 упрется в торец распорной втулки, при этом индикатор покажет величину расстояния между торцом рукоятки в ее крайнем верхнем положении и торцом распорной втулки. В соответствии с показанием индикатора по таблице подбирают необходимый комплект регулировочных шайб, обеспечивающий требуемую величину предварительного натяга. Качество регулировки оценивается величиной крутящего момента, необходимого для поворачивания вала ведущей шестерни в подшипниках. По техническим условиям величина предварительного натяга считается достаточной, если крутящий момент при смазанных подшипниках будет в пределах 0,10—0,35 кгс-м (ЗИЛ-130) и 0,24—0,30 кгс-м — для автомобиля Волга . [c.449]

Динамический гаситель с предварительным натягом [1.43]. Упругий элемент гасителя (рис. 12.13) имеет симметричную характеристику, определяемую тремя параметрами усилием предварительного натяга 1 0, жесткостью пружины k зазором между ограничителями 2 . Предварительный натяг позволяет получить в отсутствие демпфирования конечные амплитуды колебаний объекта при резонансных частотах. [c.160]

Для анализа поведения механизма в случае, когда ведомое звено выстаивает, следует общую модель разделить на две независимые, одна из которых будет представлять систему батана с моментами инерции /3, /4, /5 /7, а другая с моментами инерции, расположенными на главном валу и /5. Жесткости промежуточных участков между массами останутся такими же, как для общей динамической модели (рис. 5.2). В этом случае поведение механизма будет определяться колебаниями на собственной частоте, если они протекают в пределах зазоров в паре кулачок - ролик. Если конструкция выполнена с предварительным натягом или с монтажными нагрузками, то следует воспользоваться данными, приведенными в главе 3. В любом случае при рассмотрении свободных колебаний надо обращать внимание на характер изменения сил, вызывающих как крутильные, так и изгибные колебания. О наличии колебательного процесса ведомых масс можно судить по результатам расчетов, приведенных в виде графика на рис. 5.4. [c.73]

Для муфты с упругим элементом, имеющим предварительный натяг (рис. 58, а), статическая и динамическая характеристики показаны соответственно на рис. 58, бив, причем мо- [c.222]

Главной величиной, характеризующей статические и динамические параметры шпиндельного узла, является (наряду с вылетом шпинделя) жесткость подшипника. Особое значение для перемещения шпинделя под действием статических и динамических нагрузок имеет передняя опора шпинделя. При повышении статической жесткости не следует превышать определенных величин предварительного натяга, так как это не улучшает статические параметры шпиндельного узла, а динамические параметры при этом даже ухудшаются. На основании расчетов и экс- [c.79]

Расчет подшипников по приведенным формулам и каталожным данным дает лишь средние и притом несколько приуменьшенные значения долговечности. Согласно статистическим данным у 50% подшипииков долговечность в 3—4 раза, а у 10% в 10—20 раз превышает расчетную, причем у подшипников повышенной точности она значительно больше, чем у подшипников нормальной точности. Долговечность и несущая способность подшипников очень си.пьно зависят от конструкции узла, правильности установки подшипников, жесткости вала и корпуса, величины натягов на посадочных поверхностях и, особенно, от условий смазки. Подшипники в правильно сконструированных узлах при целесообразном предварительном натяге нередко работают в течение срока, во много раз превосходящего расчетный. С другой стороны, высокое значение динамической грузоподъемности не является гарантией надежности. Такие подшипники могут быстро выйти из строя вследствие ошибок установки (перетяжка подшипников, перекос осей, недостаточная или избыточная смазка). [c.418]

На фиг. 2 приведены кривые зависимости амплитуд первой гармоник колебаний массы М, вычисленные при оптимальных значениях параметров. Кривые 1 относятся к демпферу сухого трения, 2 — к динамическому демпферу с предварительным натягом, 3 V. За — к простому ударному демпферу соответственно для i = 0,55 и 0,80, кривая 4 — к динамическому ударному демпферу для R = 0,55. Для сравнения на этой же фигура приведена кривая 5 для оптимально настроенного линейного динамического демпфера с вязким трением, заимствованная из работы [23]. Отметим особенность в выборе оптимальных параметров. Несмотря на то, что последние соответствуют минимальной амплитуде несинусоидальных колебаний массы М, для расчета оптимальных параметров оказалось достаточным воспользоваться выражением амплитуды лишь первой гармоники. В первых двух моделях это возможно благодаря малости клирфактора, а для ударных моделей благодаря тому, что изменение параметров в рассматриваемой области не влияет на амплитуды кратных гармоник. [c.244]

Входящая в уравнения нелинейная функция / (и) определяется следующим образом / (и) = sign и при и фО и —1Частный случай V = h О, d оо соответствует демпферу сухого трения, случай р = О, d оо — динамическому демпферу с предварительным натягом ударному демпферу без собственной частоты и с собственной частотой соответствуют случаи v = P= 0 иД = Р=0. Проведенное в работах М. И. Фейгина исследование этих случаев позволило указать области целесообразного применения тех или иных типов нелинейных демпферов и указать условия их оптимальной настройки. В последующем им был рассмотрен (1965) нелинейный демпфер с комбинированным трением и найдены условия оптимального выбора его параметров. [c.150]

Теоретический и экспериментальный анализ позволяет сделать вывод о том, что создание надежных машин возможно только с применением защитных устройств. Значительное увеличение жесткости всех элементов конструкции и обеспечение равнопроч-ности их почти невыполнимо и неэкономично. Наиболее эффективными из рассмотренных защитных устройств являются устройства с так называемой оптимальной упругой характеристикой типа ограничения по модулю с предварительным натягом. Такие устройства позволяют перевести динамическое взаимодействие рабочего органа с грунтом в статическое, обеспечить расчетную прочность конструкций почти во всех случаях, значительно уменьшить износ трущихся деталей и повысить таким образом надежность и долговечность машин. [c.431]

Кривошипное колесо кулисного механизма изготовляется цельным или составным, с отдельным зубчатым венцом, чтобы избежать необходимости замены всей этой трудоемкой детали после износа зубьев. Последние часто делают косыми для более плавной работы передачи. В хороших моделях станков кривошипное колесо динамически уравновешено. Цапфа большого диаметра составляет обычно одно целое с колесом и монтируется в моидаом подшипнике скольжения или в подшигшиках качения с предварительным натягом. Паз колеса под ползушку с кривошипным пальцем [c.524]

В известной технической литературе в основном рассматриваются квазистатические режимы в замкнутых кинематических механизмах с предварительным натягом [8]. В работе [5] основное внимание уделено динамике замкнутого механизма с самотормозящимися зубчатыми механизмами. В настоящей работе исследованы динамические режимы в машинном агрегате с замкнутым зубчатым механизмом, составленным из несамотормозящихся передач, имеющих наибольшее распространение. [c.408]

Исследованы динамические процессы в замкнутых кинематических цепях, включающих как несамотормолящиеся, так и самотормозящиеся механизмы. Установлена существенная асимметрия динамических характеристик при изменении направления вращения цепи. Выявлены специфические динамические свойства замкнутых кинематических цепей с самотормозящимися механизмами с предварительным натягом. Получены зависимости, определяющие оптимальные значения момента предварительного натяга из условия сохранения силового замыкания в цепи при нагрузках с широкополосным частотным спектром. Библ. 6 назв. Илл. 5, [c.526]

Другим более общим типом нелинейной опоры является опора с дополнительной (промежуточной) массой т , которая совершает только поступательное движение. Анализ поведения ротора с такой опорой проводится изложенным выше методом кинетостатики. Действительно, на первом участке опора не будет проявлять своих упругоинерционных свойств. Когда реакция на опоре сделается равной силе предварительного натяга (Уо, жесткость системы изменится скачком от величины до с и масса / i, придет в движение. Эта масса будет оказывать на систему динамическое воздействие, которое и следует учесть в уравнениях кинетостатики. [c.146]

Наличие зазоров при воздействии на механизм вибрации или пульсации приводит к возникнонению особых режимов движения, сопровождающихся соударениями в кинематических парах. Подобные виброударные режимы возникают также и в тех случаях, когда в составе механизма с упругими связями имеются кинематические пары с силовым замыканием, поскольку при интенсивной вибрации или пульсации величина предварительного натяга, с которой установлены упругие связи, оказывается недостаточной и не обеспечивает замыкания кинематической цепи механизма в отдельные интервалы времени. Ниже, в главе 9, мы вновь вернемся к рассмотрению вопросов динамической точности механизмов с упругими связями и покажем там, как влияют соударения в кинематических парах на величины динамических ошибок. [c.217]

Механнзмы подач и их приводы. К основным критериям механизмов подач (обычно шариковых, винтовых и волновых передач в современных станках с ЧПУ и многоцелевых станках, гидро-или пневмоцилиндров в ряде других видов оборудовани ) относятся равномерность подачи выходного звена, сохранение в про цессе работы заданного усилия подачи, жесткости (предварительного натяга), малое время восстановления скорости при реакции на нагрузку, влияющее на точность положения и стойкость инструмента, динамические характеристики. С учетом температурных деформаций эти свойства определяют также и технологическую надежность. Дополнительно к механизмам подач предъявляется требование защиты от перегрузок, что особенно актуально в условиях полной автоматизации работы технологических модулей ж мелкосерийного производства, когда технология не всегда достаточно отработана. Для ряда видов обработки важное значение имеет также такой критерий, как точность и время позиционирова-лия выходного звена — каретки или стола (более подробно эти вопросы рассмотрены в следующем разделе). Требования к приводу те же, что и у привода главного движения,— высокий КПД, уменьшение затрат времени на переключение подач, снижение динамических нагрузок на детали привода, шума и вибраций, обес печение высокой равномерности движения и надежности привода. Длительность сохранения технологической надежности станков существенно зависит от долговечности и свойств поверхностного слоя направляющих, винтовых пар и редукторов механизмов но-дач. [c.27]

Инструмент для предварительной и отнчательной высадки головок на стержневых деталях. На внутренний ручей высадочных матриц действуют ударно-циклические нагрузки высокой интенсивности. Для уменьшения действия растягивающих динамических нагрузок на твердосплавную вставку применяют предварительное обжатие вставок посредством запрессовки их в стальную обойму с большим натягом. Конструктивное выполнение высадочных матриц отличается многообразием в зависимости от габаритов и форм деталей, материала, оборудования. Схематические типовые конструкции [c.241]

Электрошпиндель ЭШ-48А8 (48 ООО об1мин, 0,8 кет) состоит из двух основных частей электродвигателя и пиноли (рис. 318). Ротор электродвигателя смонтирован на двух подшипниках 600019 с замком на внутренне.м кольце. Перед сборкой электродвигателя производят динамическую балансировку ротора. Предварительный натяг подшипников (5—7 кГ) осуществляют тарированной спиральной пружиной и регулируют гайкой, находящейся в задней крышке. Вал пиноли шлифовального круга смонтирован на двух радиально-упорных шарикоподшипниках 600019, которые смазывают масляным туманом. Предварительный натяг подшипников пиноли (10 кГ) осуществляют тарированной спиральной пружиной через подвижный упор. Крутящий момент от ротора электродвигателя к валу пиноли передает торсионный валик диаметром 4 мм, проходящий в валу ротора и закрепленный на заднем конце вала пиноли. Такое соединение обеспечивает компенсацию технологически почти неизбежной несоосности между валами шпинделя и ротора, а также препятствует передаче вибраций ротора на вал шпинделя. [c.463]

Колесные пары оборудованы малогабаритными роликовыми буксами (рис. 99) с упругими осевыми упорами. Буксовый узел воспринимает вертикальные статические и динамические нагрузки, а также горизонтальные продольные от сил тяги и торможения и поперечные от направляющих сил. Корпус буксы 6, отлитый из стали 25ЛП, имеет расточку под установку роликовых подшипников 11. На боковых поверхностях корпуса и на приливах имеются плоскости для приварки наличников. Внутренние кольца роликовых подшипников 30-32532Л1М предварительно в нагретом состоянии надевают на шейку оси колесной пары с натягом 0,035—0,065 мм, а затем устанавливают корпус буксы с подшипниками. Между подшипниками устанавливают дистанционные кольца 5, 10. [c.163]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...