Передача зубчатая на упругих опорах

Параметр малый 78 Парсеваля равенство 320, 333 Передача зубчатая на упругих опорах 175 [c.348]

Система уравнений (10.21) соответствует составной модели рассматриваемой передачи, образованной двумя связанными подсистемами зубчатой передачей и корпусом на упругих опорах. На, основании такого представления модели наиболее рационально осуществляется учет диссипативных факторов и нелинейных свойств звеньев [38, 391. [c.178]

Отрыв в опорах сателлитов (Сз), При анализе вибрационных характеристик редукторов планетарного типа значительный интерес представляет рассмотрение влияния собственных частот, связанных с колебаниями сателлитов на упругих опорах. Именно такие колебания представляют наибольшую опасность, поскольку они могут передаваться на корпус и опоры редуктора. В динамической модели исследуемой планетарной зубчатой передачи собственной частотой, наиболее зависящей от жесткости опор сателлитов Сд, является частота Д 1900 гц 1,2-10 сек" ). Поэтому частотный диапазон для последующего построения амплитудно-частотных характеристик колебаний деталей редуктора выбран равным (1,0 ч- 1,4)-10 сек . [c.14]

При зажиме ступицы 6 перемещается все колесо, при этом каждая спица (72, 13) попадает через прорезь торцового ключа 75,соединенного зубчатой передачей с одним из 40 серводвигателей 9. Торцовые ключи 75 и серводвигатели 9 установлены на шарнирно-упругой опоре 14. Это дает возможность обеспечить такое положение этих устройств в зависимости от положения колеса, при котором их сила воздействия на него будет минимальной и колесо сможет легко менять свое положение в процессе натяжения спиц. [c.458]

Рис. 5.10. Шариковый редуктор, размещенный в ступице зубчатого колеса 8. На приводном валу 4 штифтом II закреплена втулка 2. Заключенные в обойму I шарики 7 перекатываются по беговым дорожкам диаметра du который образован втулкой 2 и подвижным кольцом 3, диаметра d2, на неподвижном кольце 9 и, наконец, диаметра на зубчатом колесе 8. Последнее имеет шариковую опору 10. Сила трения, необходимая для передачи движения, создается силой упругости пружины 6, затянутой гайкой 5. Диапазон передаточных отношений может быть в пределах от 20 1 до 250 1.

Ременные передачи работают плавно и бесшумно, первоначальная их стоимость весьма невысока, они просты в изготовлении и в эксплуатации, смягчают колебания нагрузок. Они могут применяться при значительных межцентровых расстояниях. Если нагрузка на передачу значительно превышает расчетную, то ремень либо проскальзывает, либо сходит со шкива (в плоскоременных передачах), благодаря чему механизмы предохраняются от перегрузок. Наряду с указанными достоинствами при выборе типа передачи следует учитывать и недостатки ременных передач, к которым относятся некоторое непостоянство передаточного числа вследствие упругого проскальзывания сравнительно большое давление на валы и опоры электризация ремня необходимость предохранения ремней от смазки, растворителей и других разрушающих ремни веществ большие габаритные размеры по сравнению с другими передачами, например зубчатыми. [c.489]

Схема элементарного звена механической передачи с люфтом и упругими деформациями в параллельной кинематической цепи изображена на рис. 4-5,а. На рис. 4-5 обозначено Mi — момент, приложенный к первому валу Bi ai, аг —углы поворота валов Bi и Ва Ги гг—радиусы начальных окружностей первого и второго зубчатых колес /г — момент инерции элементов механической передачи, жестко связанных с валом Bz, относительно оси вала В -, niz — масса элементов механической передачи, жестко связанных с валом В% аао — угол поворота вала Bz относительно его опоры О Го—мгновенный радиус вращения опоры О при упругой деформации оо — угол поворота опоры при ее упругой деформации —суммарный момент, приложенный к валу В (4-1) [c.242]

На рис. 4-5,6 приведена схема за- f цепления зубчатых колес элементарного звена. Из рис. 4-5,6 следует, что при Гй>г + Г2 в процессе упругой деформации нарушается зацепление зубчатых колес, однако при малом угле о этим нарушением можно пренебречь при Гй=Г1+Г2 зацепление не нарушается и происходит обкатывание колеса 2 относительно колеса / при Го<Г1Ч-Гг наличие упругой деформации в опоре окажет влияние на динамику рассматриваемого звена только в части увеличения момента трения (может произойти даже заклинивание передачи). [c.243]

Пример 2.6. Подобрать подшипники качения для опор выходного вала цилиндрического зубчатого редуктора (рис. 2.33, 2.34). Частота вращения вала и = 120 мин . Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L oah= 25000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала й = 60 мм. Силы в зацеплении при передаче максимального из длительно действующих момента окружная F, = 9600 Н радиальная Fr = = 3680 Н осевая Fa = 2400 Н. Режим нагружения - II (средний равновероятный). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников -обычные. Ожидаемая рабочая температура Граб = 50 °С, На выходном валу редуктора предполагается установка упругой муфты со стальными стержнями, номинальный вращающий момент по каталогу Г == 1720 Н м. Допустимое радиальное смещение соединяемых муфтой валов при монтаже А = 0,25 мм. Линейные размеры / = 120 мм / = 60 мм h = 48 мм d2 = 288 мм. [c.236]

Тот же результат может быть достигнут в конструкции на рис. 5.5, а. Здесь колеса быстроходных пар и шестерни тихоходных расположены на полых валах, имеющих самостоятельные опоры. Связь между кими и передача крутящего момента осуществляются с помощью расположенных внутри валов упругих стержней (торсионных валов). Крутящий момент с колеса на торсионный вал и с торсионного вала на тихоходную шестерню передается через зубчатые (шлицевые) соединения (см. сечение Б Б). [c.122]

Недостатки ременных передач 1) значительные габариты — обычно в несколько раз большие, чем зубчатых 2) неизбежность некоторого упругого скольжения ремня 3) повышенные силы на валы и опоры, так как суммарное натяжение обеих ветвей ремня существенно больше передаваемой окружной силы 4) необходимость устройств для натяжения ремня в передачах с малым межосевым расстоянием 5) необходимость предохранения ремня от попадания масла 6) малая долговечность ремней в быстроходных передачах. [c.198]

Опоры валов (подшипники). Современные зубчатые передачи монтируются, как правило, на подшипниках качения. Упругая деформация подшипников уже при средних нагрузках достигает значения сотых долей миллиметра. Линейные деформации подшипников Ьп в радиальном направлении приближенно можно определить по формулам, приведенным в работе [4]. [c.108]

Фрикционный молот с редукторным приводом и одним электродвигателем изображен на рис. 2.47. Стальная плита 2, соединяющая стойки 1, служит опорой для корпуса редуктора 3, корпуса роликов 8 и головки тормоза 9. Предохранительный кожух 6 задерживает доски при их поломках. Короткозамкнутый асинхронный электродвигатель 7 смонтирован на шарнирной плите 4, один конец которой подвешен на пружинах 5, амортизирующих толчки в обоих направлениях. Электродвигатель передает движение через плавающий вал из кованой стали и две упругие муфты. Зубчатая передача с маховиком заключена в маслонепроницаемый литой стальной кожух. [c.68]

Вал выполнен из стали 40Х. Для расчета допускаемой силы на ползуне необходимо создать математическую модель коленчатого вала и смежных устройств, влияющих на его прочность зубчатой передачи и главного исполнительного механизма. Топология вала приведена на рис. 24.8. Для полноценного учета упругих свойств вала с подшипниками цапфы и шейку вала в зоне их контакта с подшипниками разделим на 15 участков. Это позволит также определить закон, по которому сила распределяется по длине опор и шейки коленчатого вала. [c.514]

При решении задач о допускаемой силе на ползуне пресса по прочности коленчатого вала полноценно учитывается влияние как вертикальных, так и горизонтальных составляющих радиальных сил, форма, размеры и упругие свойства коленчатого вала, упругие свойства подшипниковых опор вала и кривошипной головки шатуна, нормальные силы в зубчатой передаче и сил трения в зацеплении, моменты сил трения в подшипниковых опорах и шарнирах исполнительного механизма, силы трения в направляющих, силы тяжести всех элементов. [c.517]

По результатам испытаний были проведены конструктивные изменения, позволившие довести прочностные качества корпусов букс, рамы тележки до обеспечения коэффициентов запаса прочности не менее 2 показатели надежности и долговечности тягового редуктора до 1,2—1,8 млн. км пробега за счет замены жесткой зубчатой передачи с модулем II мм на передачу с модулем 10 мм и упругим зубчатым колесом (УЗК) показатели вертикальной и горизонтальной динамики, обеспечивающие без ограничения по ходовой части экипажа прохождения тепловозом прямых, крутых кривых участков пути и стрелочных переводов в результате замены жестких опор кузова на комбинированные с резинометаллическими элементами. [c.258]

Цепная передача состоит из двух зубчатых колес, называемых звездочками, на которые надета бесконечная цепь. Вращение ведущей звездочки преобразуется во вращение ведомой благодаря сцеплению цепи с зубьями звездочек. Цепь, в отличие от ремня, не проскальзывает и ее можно применять при малом расстоянии между валами, а также в передачах со значительным передаточным числом. Расположение передачи может быть горизонтальным, наклонным и вертикальным. Регулирование, по аналогии с ременными передачами, осуществляют перемещением опор валов звездочек, оттяжных и натяжных звездочек и роликов, упругих зубчатых венцов, устанавливаемых между ведущей и ведомой ветвями передачи, В цепной передаче не требуется такого натяжения цепи, как в ременной, так как передача сил осуществляется зубьями звездочек цепи, которые работают со скоростями до 35 м/с и с передаточным отношением до 15. Коэффициент полезного действия цепных передач 11 — = 0,95-г-0,98. [c.518]

В качестве примера применения разработанного метода построения моделей механических систем рассмотрим одноступенчатую зубчатую передачу на упругих опорах (рис. 62). В этом случае при выбранной системе координат Oxyz для прямозубой цилиндрической передачи реакции связей зубчатых колес с корпусом передачи действуют в плоскости г/Oz. Движение упруго-опертого корпуса при колебаниях мояшо охарактеризовать тремя обобщенными координатами двумя смещениями s , его центра масс вдоль осей 0 / и Oz и малым поворотом корпуса относительно оси Ох. Предполагается, что начальное положение абсолютной системы координат Oxyz определяется положением центра масс корпуса передачи в состоянии статического равновесия. При рассматриваемой плоской схеме перемещений корпуса зубчатой передачи каждая упругая опора Kopnjxa в зависимости от конструктивного исполнения схематизируется в виде одного или двух одномерных независимых упругих элементов, расположенных вдоль главных направлений жесткости опор. [c.175]

Натяжение ремня — необходимое условие работы ременных передач. Оно осуществляется 1) вследствие упругости ремня - укорочением его при сшивке, передвижением одного вала (рис. 251, а) или с помощью нажимного ролика 2) под действием силы тяжести качающейся системы или силы пружины 3) автоматически, в результате реактивного момента, возникающего на статоре двигателя (рис. 251,6). Так как. на практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, то ремни с постоянным предварительным натяжением в период недогрузок оказываются излишне натянутыми, что ведет к резкому снижению долговечнорти. С этих позиций целесообразнее применять третий способ, при котором натяжение меняется в зависимости от нагрузки и срок службы ремня наибольший. Однако автоматическое натяжение в реверсивных передачах с непараллельными осями валов применить нельзя. Для оценки ременной передачи сравним ее с зубчатой передачей как наиболее распространенной. При этом можно отметить следующие основные преимущества ременной передачи 1) плавность и бесшумность работы, обусловленные эластичностью ремня и позволяющие работать при высоких скоростях 2) предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня 3) предохранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскальзывания ремня 4) возможность передачи движения на значительное расстояние (более 15 м) при малых диаметрах шкивов 5) простота конструкции и эксплуатации. Основными недостатками ременной передачи являются 1) повышенная нагрузка на валы и их опоры, связанная с большим предварительным натяжением ремня 2) некоторое непостоянство передаточного отношения из-за наличия упругого скольжения 3) низкая долговечность ремня (в пределах от 1000 до 5000 ч) 4) невозможность выполнения малогабаритных передач. Ременные передачи применяют [c.278]

К недостатк1ам следует отнести сравнительно большие габариты (в несколько раз больше, чем зубчатых) непостоянство передаточного числа из-за упругого скольжения ремня повышенные (по сравнению с зубчатой передачей) нагрузки на валы и опоры, обусловленные большим предварительным натяжением ремня низкая долговечность ремня (1000...5000 ч) неприменимость во взрывоопасных помещениях ввиду электризации рем- [c.16]

Недостатки ременных передач I) значительные габариты — обычно в несколько раз большие, чем у зубчатых 2) ней )-бежность некоторого упругого скольжения ремня Л) повышенные силы на валы и опоры, так как для передачи сил тре-пия иужн1.1 1начительные силы прижатия и их приходится назначать но максимальной нагрузке 4) необходимость, ia редкими исключениями, устройств для натяжения ремня 5) необходимость предохранения ремня от попадания масла G) малая долговечность ремней в быстроходных передачах. [c.278]

Рассмотрим две одноступенчатые планетарные дифференциальные передачи, имеющие широкое применение в трансмиссиях транспортных машин. На рис. 6, а показана схема одноступенчатого планетарного дифференциального механизма с коническими зубчатыми колесами. Этот механизм называют также просто коническим дифференциалом. Конический дифференциал используется для распределения крутящего момента, подводимого к водилу <3, между ведомыми валами I и II в заданном отношении. При учете упругих свойств подшипниковых опор сателлитов будем рассматривать условный конический дифференциал с безынерционным водилом. Последнее связано с конструктивным водилом конического дифференциала соединением, эквивалентным по своей упругой характеристике подшипни-ковым опорам сателлитов. [c.116]

Конструкция паровых турбин. Общее устройство турбины рассмотрим на примере многоступенчатой активной конденсациоьнай турбины (рис. 189). Корпус 21 турбины выполаен разъемным. Опорами для кего служат фундаментные рама 3 и балка 19. В корпусе установлены диафрагмы 11 с соплами 12. Турбина имеет 12 активных ступеней давления. Вал турбины с закрепленными на нем дисками 14 и рабочими лопатками 13 вращается в подшипниках 6 и 16. Опорно-упорный подшипник 6 обеспечивает определенное положение ротора турбины по отношению к статору. В местах выхода вала из корпуса расположены лабиринтные уплотнения 7 и 15. Посредством червячной передачи 5 от главного вала 1 турбины приводятся в движение зубчатый масляный насос и вал регулятора турбины 4. Турбина имеет сопловое регулирование первой регулирующей ступени 10. Групповые клапаны 8 поднимаются кулачками 9 распределительного вала, который поворачивается масляным сервомотором. В нижней части корпуса турбины находятся патрубки 2, по которым отводится пар из промежуточных ступеней для регенеративного подогрева питательной воды. Отработавший пар уходит в конденсатор по выпускному патрубку 20. Вал / турбины соединен с валом ротора электрогенератора упругой муфтой 17. Турбина имеет поворотное устройство 18, которое предназначено для медленного вращения ротора, обеспечивающего его равномерный прогрев перед пуском и равномерное охлаждение после остановки турбины. Это устройство состоит из электродвигателя, который посредством червячной и зубчатой передач вращает соединительную муфту ротора. [c.254]

Модуль. При заданных 2 модуль определяют из расчета на прочность. Если задано a, , или диаметры колес, модуль выбирают так, чтобы выдержать отношение Ь1т = 8-7-25. При этом большие значения выбирают для передач, имеющих жесткие и точные опорные узлы, малодеформируемые жесткие валы, и для передач более вьтсоких степеней точности. Если упругая деформация деталей передачи под нагрузкой приводит к большому относительному перекосу сопряженных зубчатых колес (консольные или несимметрично расположенные относительно опор колеса), их следует проектировать возможно более узкими. [c.18]

Пружинные измерительные головки. Головки типа микрокатора основаны на пружинной передаче (рис, 38, а, б). Они более перспективны, чем измерительные рычажно-зубчатые головки. Чувствительным элементом этих головок является бронзовая лента 1 в виде спиральной пружины, которая закручи--вается от середины по типу детской игрушки — жужжалки. Один конец пружины связан с измерительным стержнем 3 посредством угольника 2 из плоских пружин. Другой конец припаян к опоре 4, которая прикреплена к кронштейну корпуса головки. Лента изготавливается из специальной бронзы толщиной 5—10 мкм и шириной 70—150 мкм и обладает хорошими упругими свойствами. Если измерительный стержень 3 перемещается вверх или вниз, то треугольник 2 смещается, растягивает спиральную ленту I, и спираль, раскручи-ваясь, вызывает поворот стрелки 5, которая прикреп лена к середине ленты /. [c.109]

Точность зубчатых передач регламентирована ГОСТ 9178—72, которым предусмотрено 12 степеней точности изготовления колес с обозначением ее в порядке убывания и пять видов сопряжений зубчатых колес в передаче (Д Е, Р, Q, Н). Разделение на виды сопряжений произведено в зависимости от величины допускаемого бокового зазора в передачах с нерегулируемыми межосевыми расстояниями (при отсутствии люфтовыбирателей и компенсаторов). Основными качественными показателями, характеризующими точность зубчатой передачи, является кинематическая точность и мертвый ход. Кинематическая точность — соответствие определенных угловых поворотов ведомого колеса заданным угловым поворотам ведущего колеса. Мертвый (свободный) ход — величина угла свободного поворота при реверсе одного колеса и неподвижном втором колесе. Причиной мертвого хода в зубчатых передачах является боковой зазор между зубьями, зазоры в опорах и упругое скручивание валиков. Для цилиндрической прямозубой передачи при а = 20° мертвый ход Аф в угловых минутах в зависимости от величины бокового зазора Сц в микрометрах и модуле в мм определяется формулой [c.57]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...