П передаточное на изгиб

Определить крутящий момент, который может передать открытая зубчатая передача с цилиндрическими прямозубыми колесами по напряжениям изгиба, если известно модуль m = 5 мм, = 0,8, частота вращения шестерни ft, = 350 об/мин, число зубьев шестерни г, = 20, передаточное число о = 3, колеса стальные Орр = = 120 Н/мм2. [c.218]

Напряжение изгиба может быть выражено через межосевое расстояние и передаточное число и. В формулы (19.24) подставим [c.298]

При высотной модификации положительное смещение для шестерни совмещается с таким же отрицательным смещением для колеса Xi = —X 2, т. е. шестерня упрочняется по изгибу за счет колеса. Поэтому эта модификация применяется при малых числах зубьев шестерни и больших передаточных числах. Свое название она получила потому, что при ней меняется соотношение между высотой головок и ножек. Она реализуется просто — нет необходимости в изменении межосевого расстояния. Начальные окружности совпадают с делительными, уравнительное смещение Ду равно нулю. [c.174]

ANi — поправка, учитывающая уменьшение влияние на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного числа, определяемая по формуле [c.529]

По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи обладают большей тяговой способностью, имеют меньшее межосевое расстояние, допускают меньший угол обхвата малого шкива и большие передаточные числа (w lO). Однако стандартные клиновые ремни не допускают скорость более 30 м/с из-за возможности крутильных колебаний ведомой системы, связанных с неизбежным различием ширины ремня по его длине и, как следствие, непостоянством передаточного отношения за один пробег ремня. У клиновых ремней большие потери на трение и напряжения изгиба, а конструкция шкивов сложнее. [c.90]

На рис. 6.7, ж показана схема открытой ременной передачи с натяжным роликом. В такой передаче натяжение ремня поддерживается и регулируется грузом G, передвигаемым по качающемуся рычагу, на другом конце которого установлен натяжной ролик. Натяжные ролики применяют в основном в нереверсивных плоскоременных передачах с большими передаточными числами и малыми межосевыми расстояниями (без натяжного ролика у таких передач угол обхвата малого шкива ai<150°). Применение натяжного ролика увеличивает угол обхвата малого шкива и, следовательно, тяговую способность передачи, но долговечность ремня при этом уменьшается, так как он изгибается в двух направлениях кроме того, значительно повышаются требования к соединениям концов ремня и возрастает стоимость передачи. Диаметр Dq натяжного ролика принимают равным Do = (0,8. .. l,0)Z>i, где —диаметр малого шкива натяжной ролик устанавливается на ведомой ветви ремня ближе к малому шкиву. [c.104]

Схема ВЗР, у которого гибкое колесо в недеформированном состоянии имеет форму плоского диска с зубьями на торцевой поверхности, а жесткое неподвижное колесо имеет зубья на конической поверхности, показана на рис. 11.5, в. Двухволновой генератор нажимает на диск гибкого колеса в двух диаметрально противоположных местах, изгибает диск и таким образом вводит в зацепление зубья гибкого и жесткого колес, образуя две бегущие по окружности волны. В этом ВЗР Zr = Z)n q W передаточное отношение [c.192]

В уточненном расчете учитывают увеличение допускаемой мощности для одного ремня при увеличенных значениях передаточного отношения В связи со снижением напряжений изгиба на большем шкиве. [c.303]

Регулировка. К достоинству поводковой передачи следует отнести простоту регулировки передаточного отношения. Она может осуществляться за счет изгиба в плоскости, проходящей через оси валика и поводка на некоторый угол а одного (чаще ведущего), а иногда и двух поводков. [c.243]

В оптико-механических измерительных приборах применяется передающее и увеличивающее устройство (фиг. 58). Измерительный стержень передает перемещения скобе 2, подвешенной на двух параллельных пластинах 3, закрепленных на неподвижной скобе 4. На верхних концах скоб 2и4 укреплены две вертикальные параллельные пластины 5 и 6, соединенные между собой стрелкой 7. Подъем стержня 1 и скобы 2, несущей нижний конец пластины 5 вызывает изгиб обеих пластин 5 и 5 в левую сторону. Опускание стержня и скобы 2 вызывает изгиб пластин 5 и (5 в правую сторону. Вместе с пластинами поворачивается и стрелка 7. Угловая величина поворота стрелки зависит от расстояния А между пластинами и их длины I. Величина передаточного отношения механизма зависит также от длины стрелки L. [c.61]

Теребильный аппарат. В силу общих для всех машин требований (наименьший расход энергии и наибольшая надёжность в работе) и специфических условий процесса теребления теребильный аппарат должен а) обеспечивать захват стеблей минимальной длины б) давать ленту с наименьшей растянутостью корней Д в) иметь наименьшее количество вращающихся частей, в том числе передаточных зубчатых колёс г) иметь наименьшее количество изгибов теребильных лент. [c.139]

Шестерни зубчатых передач приводов изготовляются либо из чугуна марок СЧ 15-32 или СЧ 18-36, либо из стали марок сталь 35 и сталь 40 и, как правило, имеют фрезерованные зубья размеры шестерён назначаются из условий прочности зубьев на изгиб (обычно передаточное число одной зубчатой пары привода не назначается большим 8—9, а минимальное число зубьев шестерни принимается равным 10—12). В лебёдках с двумя и более зубчатыми парами для ускорения подъёма грузов, вес которых оказывается меньше номинального, используются сменные передачи, а переключающие механизмы сменных передач конструируются так, чтобы исключалась возможность самопроизвольного осевого перемещения или расцепления зубчатых колёс. [c.867]

С увеличением передаточного числа влияние изгиба ремня на большом шкиве уменьшается, и число пробегов ремня в секунду падает это способствует повышению срока службы ремней. [c.718]

В данном разделе рассматриваются некоторые виды вспомогательного оборудования, применяемого для нагружения моделей и тарировочных образцов, изготовления оптически чувствительных материалов, исследования объемных моделей. Для нагружения модели, в зависимости от поставленной задачи, применяются различные типы нагрузочных устройств. Наиболее распространенными среди них являются универсальные нагрузочные приспособления. В настоящее время выпущено несколько модификаций универсальных прессов типа УП (УП-Зч--ь УП-8) [52], на которых можно осуществлять нагружение (растяжение, сжатие и изгиб) плоских моделей и тарировочных образцов при определении оптической постоянной, модуля упругости и коэффициента Пуассона материала. Прессы типа УП рассчитаны на максимальную нагрузку 500 кГ, с передаточным коэффициентом расчетной системы К = 50. На прессе можно испытывать образцы следующих размеров на растяжение от 40 X X 190 лш до 140 X 190 жм на сжатие до 95 X 100 мм на изгиб до 30 X 200 мм чувствительность пресса около 10 г габариты 900 X 650 X 488 мм, вес 75 кг. [c.107]

При больших передаточных отношениях применяют трехволновые передачи. В этих передачах имеют место большие напряжения изгиба в гибком колесе. [c.309]

Особенностью ленточной плоской пружины является то, что она податлива на изгиб только в одном направлении — в плоскости минимальной жесткости и имеет большую жесткость на растяжение и на изгиб в другом направлении. Поэтому плоские пружины успешно используют в качестве кинематических элементов приборов и механизмов [5] упругих опор и направляющих, гибких связей и деталей передаточно-множительных механизмов (рис. 2.1). Упругие опоры и направляюш,ие, изготовленные из плоских пружин, практически не имеют трения и зазоров, не нуждаются в регулярной смазке и обладают большей надежностью, чем, например, призматические опоры. Недостаток упругих опор и направляю- [c.23]

Диаметр барабана и блоков грузоподъемных кранов часто принимают одинаковыми, что не является обоснованным. Надо учитывать, что при проходе через блок канат претерпевает двойной изгиб (сначала он изгибается, затем выпрямляется), а при набегании на барабан канат только изгибается. Поэтому для увеличения долговечности каната диаметр блока следует принимать большим, чем диаметр барабана, тем более, что размеры блока не оказывают влияния на передаточное число механизма. [c.169]

Пластинчатые цепи тяжелее и дороже сварных, не могут изгибаться в поперечном направлении шарниры цепей подвергаются сильному износу, что требует постоянного контроля за состоянием элементов цепи. Пластинчатые цепи не могут навиваться на барабаны и употребляются только со звездочками. Зато благодаря относительно малым диаметрам приводных звездочек момент на валу звездочек и необходимое передаточное число редуктора уменьшаются. [c.177]

Примечания 1. Параметры исходного реечного контура = 20 /о = 1 Со = 0,25 или принимают по рис. 44,6 тп — модуль зацепления определяют из расчета на изгиб, после чего округляют до стандартного значения 2, и определяют исходя из требуемого передаточного числа г и конструктивно-технологических соображений межосевое расстояние А определяют из расчета по контактным напряжениям или из конструктивных соображений коэффициенты коррекции и выбирают из блокировочного контура с учетом предварительного прочностного расчета и компоновки передачи. [c.225]

Пример 2, Определить (приближенно) мощность A/j л с. на входном валу, которую может передать полуоткрытая одноступенчатая косозубая цилиндрическая передача, если известны следующие данные торцовый модуль (нестандартный) т, = 10 4 мм длина зуба 6 = 90 мм коэффициент перекрытия кг = , Ъ число зубьев колеса = 75 передаточное число i = 5 число оборотов ведущего колеса (шестерни) j=720 об мин угол наклона зубьев р=15° угол зацепления а — 20° материал шестерни и колеса — сталь с допускаемым напряжением на изгиб [а] з= 1 500 кГ/см коэффициент нагрузки коэффициент формы зуба рассчитать по фор- [c.297]

Шестерни зубчатых передач для лебедок выполняют из чугуна марки СЧ 15-32 и СЧ 18-36 или из стали марок 35 и 40. Зубья, как правило, фрезерованные. Расчет зубьев (и размеры зубчатых колес) определяют из условия прочности на изгиб. Передаточное число i назначают не более 8—9 минимальное число зубьев шестерни принимают равным 10—12. Валы лебедок изготовляются из с тали марки 35 и 40. [c.541]

С целью получения компактного привода конструктивные элементы реечных домкратов ограничены размерами. Плечо 6 приводной рукоятки принимают не свыше 250 мм при высоте оси ее вращения от уровня опорной поверхности домкрата 600 мм. Передаточные числа для каждой пары зубчатых колес назначают не свыше I 4—6 количество зубьев для малых шестерен в пределах 4—5. Эти шестерни делают заодно с валами из стали марки Ст. 5, сталь 45 или сталь 50 как правило, зубчатые колеса передачи цементируют и закаливают. При такой обработке допускаемые напряжения на изгиб принимают в пределах [о ]из= = 2000—2500 кГ/см [c.552]

Принятые значения чисел зубьев могут быть и другими при условии сохранения передаточных чисел и необходимой прочности при расчете на изгиб. [c.584]

Зубчатые передачи. Достоинствами фрикционных передач являются простота конструкции и плавность их работы. Существенным недостатком—непостоянство передаточного отношения, вызываемое проскальзыванием фрикционных колес друг относительно друга. Проскальзывание возрастает с увеличением передаваемой колесами нагрузки. Чем больше усилие, передаваемое колесами, тем сильнее, для обеспечения достаточного сцепления между ними, должны прижиматься колеса друг к другу. Последнее же влечет за собой увеличение трения в подшипниках и значительный изгиб валов. [c.217]

Передаточное число и число шкивов в передаче изменяют форму цикла напряжений. Наиболее тяжелые усло-й1 Я при г = 1, когда ремень испытывает одинаковые напряжения изгиба на всех шкивах. С увеличением г влияние изгиба на большом шкиве уменьшается, одновременно увеличивается длина ремня Ь и уменьшается число пробегов и в сек. [c.585]

Величина потерь зависит от материала и конструкции ремня, режима работы, размеров шкивов, предварительного натяжения и передаточного числа. При тканевом корде потери больше, чем при шнуровом. Оптимальное использование ремня по к. п. д. достигается при я ) = 0,5ч-0,8 (см. фиг. 29) с уменьшением и повышением нагрузки за эти пределы к. п. д. падает. Наибольшие потери — от изгиба ремня поэтому к. п. д. существенно меняется с изменением диаметра шкива. По опытам [4] [c.586]

На плоские пружины надеты кольца, которые заставляют принудительно изгибаться плоские пружины эквидистантно друг к другу. Тем самым увеличивается перемещение конца пружин, а, следовательно, и угол поворота стрелки. Передаточное отношение такого прибора Л = 1000, а цена деления соответственно 0,001 мм. [c.113]

Проверить, не учитывая влияния изгиба (ориентировочный насчет), прочность валов привода, если допускаемое напряжение т] = 60 Мн1м . Диаметры валов и передаточные числа указаны на схеме. [c.269]

Минимальное передаточное число Umin = 60...80 для волновых передач со стальным гибким колесом ограничивается его прочностью на изгиб, так как с уменьшением и растет 6, Ытах = 250...300 ограничивается минимальным модулем зуборезного инструмента (т>0,1 мм). [c.195]

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности (для закаленных до высокой твердости зубчатых колес), а числа зубьев передачи заранее заданы кинематическим расчетом (например, согласно условиям точного передаточного отношения в металлорежу-Ш.ИХ станках и т. п.), расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности. [c.172]

Коэффициенты угла обхвата С и режима С , см. н 14.9 коэффициент длины ремня С, =V -//-o коэффициент передаточного числа, учитывающий уменьшенные напряжения изгиба на большем снкиве [c.293]

Пусть передаточный механизм является зубчатым (рис. 9.1,6). Нго налы подвергаются скручиванию, зубья — изгибу. Определим жесткост 1 передаточного механизма. [c.253]

При нормальном. зацеплении зуб шестерни менее прочей и, следовательно, является более опасным в отношении поломки. Кроме того, зуб шестерни при передаточном отношении, отличающе.мся от , больше подвержен усталости от изгиба, чем зуб колеса. Поэтому высотная коррекция может дать значительный эффект в смысле увеличения общей прочности пары, если будет соблюдено условие равнопрочности зубьев шестерни и колеса, причем, если учитывать явление усталости металла, зубья шестерни целесообразно делать даже несколько более прочными, чем зубья колеса. [c.471]

Понижающие конические передачи можно выполнять с передаточным отношением и = 1...10. Обычно и <6. Повышающие передачи (мультипликаторы) имеют и не более 3. Большие передаточные отношения усложняют конструкцию шестерни и ее опор. Число зубьев шестерни следует выбирать больше по графикам рис. 11.26. Число зубьев колеса zj = z u. Для достижения равнопрочности зубьев шестерни и колеса по изгибу применяют коррегирование — увеличивают расчетную толщину- зуба шестерни и на такую же величину уменьшают толщину зуба колеса. Для шестерни принимают положительное смещение [c.282]

Минимальное передаточное отношение ограничивается из-гибной прочностью зубчатого гибкого колеса. При di - onst с уменьшением передаточного отношения возрастает потребная величина радиальной деформации и напряжения изгиба. [c.311]

При значениях Z2, близких к нижнему пределу, несколько уменьшаются габаритные размеры передачи. Однако для получения заданного передаточного числа при уменьшении числа зубьев колеса приходится уменьшать число заходов червяка, в результате чего понижается КПД передачи. В этом случае при проектировании передачи следует исходить из того, что является наиболее важным уменьшение габаритных размеров или повышение КПД передачи. При малых числах зубьев колеса (zjOO) возможно их подрезание, что приводит к ухудшению условий зацепления и снижению допускаемой нагрузки. Поэтому необходимо проверить зубья колеса на отсутствие подрезания. Число зубьев колеса Z2>S0 принимать не рекомендуется, так как в этом случае несущая способность передачи ограничивается прочностью зубьев по изгибу, в осо- [c.391]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...