П передаточное на кручение

Передаточное число между двумя валами i = 4,5 их диаметры = 25 мм, d = 35 мм. К. п. д. передачи г] = 0,95. Равнопрочны ли валы на кручение [c.290]

Передаточное число редуктора i = 8. Во сколько раз (примерно) диаметр выходного конца тихоходного вала должен быть больше диаметра выходного конца быстроходного вала Указанные части валов работают только на кручение. [c.290]

Решение. Предположим, что имеется два диска с моментами инерции /1 и J на валах, соединенных с зубчатыми колесами Л и В, моменты инерции которых У2 Jз Жесткости валов при кручении и С2, а передаточное отношение [c.196]

Натурные испытания для определения долговечности зубчатых колес часто проводят на специальных машинах, работающих по замкнутому методу. На этих машинах устанавливают две или более одинаковые пары зубчатых колес с общим передаточным отношением i = 1. Нагрузка на зубчатую пару создается с помощью динамометра кручения в состоянии покоя. [c.276]

Т — жесткость пружины, работающей на кручение передаточная функция [c.135]

К о г а н - В о л ь м а н Г. И,, Г л о а м а и В. М. Теория кручения гибкого проволочного вала. Сб. Передаточные механизмы . Машиностроение , 1966, с. 258—277. [c.278]

Основными элементами термосистемы являются баллон 19, силь-фон 20, шток 18 и пружина 17, прижи.мающая шток к дну сильфона. Пространство между сильфоном и баллоном заполнено термочувствительной жидкостью. Шток 18 упирается свободным концом в рычаг 5 передаточного механизма, который поджимается к нему двумя пружинами кручения 2. С рычагом 5 связан пружиной растяжения 4 рычаг 14. Оба рычага передаточного механизма закреплены на оси 3 [c.151]

Валы в передаточных механизмах, например в трансмиссионных передачах, наряду с кручением также испытывают изгиб. При расчете таких валов на кручение берут пониженные допускаемые напряжения. Принимая [х] = 600 кг см , по последней формуле получим [c.274]

Основной геометрический параметр передачи — диаметр гибкого колеса, от которого зависят и другие размеры передачи. Методика определения его изложена на примере проектного расчета силовой двухволновой зубчатой передачи длительного срока службы (г 12 10 ч) при постоянной нагрузке, угле профиля зуба я = 20°, для диапазона передаточных отношений / = 80 315, при ведущем генераторе и ведомом гибком колесе. При этом используют условный расчет колеса на кручение при действии номинального расчетного момента Гр, Н-м и равномерно распределенных по зубьям зацепления касательных сил в двух диаметрально противоположных зонах. [c.186]

Вал рулевого управления рассчитывают на кручение, а передаточные механизмы — общепринятыми методами. [c.370]

Момент привода Мц создает в центральной части балки моста напряжения кручения, которые также следует учитывать при расчете. Эти напряжения вызваны тем, что крутящие моменты на карданном валу и колесах действуют во взаимно перпендикулярных плоскостях (рис. 1.48). Величина напряжений определяется передаточным числом, иначе говоря, включенной передачей коробки передач, к передаточным числом главной передачи. Так, при расчете сопротивления усталости момент, учитываемый для каждой стороны оси, определяют нз выражения (1.2.5) [c.59]

Определить частоты свободных крутильных колебаний системы, состоящей из двух валов, соединенных зубчатой передачей. Моменты инерции масс, насаженных на валы, и моменты инерции зубчатых колес относительно оси валов имеют величины /i=875-10" кг-см , У2 = 560-10 кг-см , i =3020 кг-см , 2=105 кг-см , передаточное число fe = 21/22 = 5 жесткости валов при кручении i =316X10 Н-см, С2 = 115-10 Н-см массами валов пренебречь. [c.424]

Динамической расчетной моделью механизма, машины или прибора называют условное изображение их жестких звеньев, упрзтих и диссипативных связей, для которых соответственно указывают приведенные массы и моменты инерции, параметры упругости (или жесткости) и параметры диссипации (рассеяния) энергии, а также скорости движения или передаточные функции. В качестве примера на рис. 1.3 приведена простейшая расчетная динамическая модель машины, звенья которой и соединены упругодиссипативной связью, определяемой параметром упругости связи с при относительном кручении дисков и /3 и параметром / диссипации энергии в этой связи. Обозначения 1 и 2 одновременно отображают моменты инерции звеньев. Для выполнения расчетов по этой схеме путем составления дифференциальных уравнений вращательного движения должны быть указаны числовые значения названных параметров, а также даны моменты Мдв и движущих сил и сил сопротивления, приложенных соответственно к входному и выходному звеньям с угловыми перемещениями ф, и ф2. При этом моменты Л/да и могут быть заданы как функции обобщенных координат ф,, обобщенных скоростей ф и обобщенных ускорений ф i = 1,2). Пусть, например, = = Мд (ф,) и Ме = М,,(ф2). При этом математическая модель для приведенной динамической модели отобразится системой [c.14]

Пример расчета полуоси. Заданы максимальный крутящий момент двигателя Мгаз%= 30,5 кгм передаточное число первой передачи в коробке передач г = 6,6 передаточное число главнюй передачи 1 = 7,67 к.п.д. силовой передачи % = 0,85 диаметр полуоси = 46,5 мм, расчетная длина полуоси L = 89,2 мм. Полуось разгруженная. Найти величину напряжения кручения и угол закручивания полуоси. [c.222]

Расчет на усталость заключается в определении расчетных коэффициентов запаса по пределу выносливости в опасных сечениях. Такой расчет обычно проводят для валов приводов и передаточных механизмов, работающих при относительно больших силовых нагрузках. На валы и оси действуют силы от установленных на них звеньев передач. Обычно они неподвижны относительно стойки механизма и вызывают в валах и осях напряжения изгиба, изменяющиеся по симметричному циклу (рис. 15.5, б). Большей частью валы передают переменные по значению, но постоянные по направлению вращающие моменты. Эти моменты создают напряжения кручения, изменяющиег ся по отнулевому циклу (рис. 15.5, в). [c.185]

Вариаторы данного типа получили широкое распространение в связи с простотой их конструкций и невысокими требованиями к точности изготовления. Существуют две основные схемы их выполнения с использованием двух тел вращения с монотонно изменяющимися по длине радиусами i i(x) и i 2( ), причем i i(j ) + R2 x) = onst, и с использованием раздвижных конических шкивов. Первая схема представлена на рис. 2.8.1, где в простейшем случае радиусы -Й1(л ) и Rz x) изменяются по линейным зависимостям и тела вращения являются конусами. Ведущий 1 и ведомый 2 конусы связаны плоским ремнем 3, который с помощью отводки 4 может перемещаться вдоль осей конусов, за счет чего изменяется передаточное отношение i = (й2/щ =Ri x)/R2(x) и соответственно угловая скорость ведомого вала 0)2. Недостатком данной схемы является наличие циклических деформаций кручения ремня вдоль его оси, для уменьшения которых углы наклона образующих конусов а выбираются минимально возможными, что, в свою очередь, приводит к увеличению габаритных размеров передачи. Для этих же целей в малонагруженных вариаторах часто используются ремни круглого се- [c.317]

Анализ передаточной функции (40) показывает, что станина как цииамическое звено описывается сложной передаточной функцией 4-го порядка. Однако для практических конструкций станков жесткость на изгиб и кручение оказывается на один-два порядка больше контактной жесткости стыка, то есть [c.217]

ЭТО показывает, что при увеличении диаметра угол закручивания быстро уменьшается, а при увеличении длины стержня — пропорционажно увеличивается, причем он пропорционален моменту пары сил, пока последняя не превзошла определенного предела. Само явление называется в сопротивлении материалов кручением. При кручении элементы стержня испытывают чистый сдвиг , и допускаемые при кручении напряжения берутся, как и для сдвига. Образующие стержня при кручении искривляются и поворачиваются в сторону скручивающего момента, а внутренние силы каждого сечения стержня уравновешивают скручивающий момент Р/. Явления кручения встречаются в передаточных валах, трансмиссиях, в валах машин и т. п. [c.252]

Силовая схема конструкции цепи механической передачи управляющего движения в системах управления кроме общих требований, предъявляемых к авиационным конструкциям, должна удовлетворять также ряду специфических требований, среди которых важнейщими являются требования максимальной жесткости цепи и минимального изменения передаточного отношения при функционировании. Для выполнения первого требования ему должна удовлетворять силовая схема цепи, В этом смысле принципиальное значение имеет тип элементов, составляющих цепь, вклад которых в суммарную деформацию механизма цепи максимален. Если условно исключить из рассмотрения перемещения за счет люфтов в подвижных соединениях и в заделках кронштейнов на корпусе ЛА, то очевидно, что этот вклад максимален от элементов с максимальной протяженностью. Отсюда возникают две альтернативные возможности передачи движения с помощью тяг, работающих на растяжение — сжатие, или с помощью валов, работающих на кручение. [c.286]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...