Крутильные колебания валов, соединенных зубчатой передачей

Расчет крутильных колебаний валов, соединенных зубчатой передачей, можно свести к расчету динамически эквивалентной системы, состоящей из соответствующего ряда дисков. Для этого нужно определить так называемые приведенные моменты инерции и приведенные упругие постоянные. [c.246]

Пример 57. Определить частоты свободных крутильных колебаний системы, изображенной на рис. 81, состоящей из двух валов, соединенных зубчатой передачей. [c.196]

Расчеты собственных колебаний упругих систем иллюстрируются примерами. Выведенные на основании точных методов трансцендентные уравнения частот изгибных и крутильных колебаний стержней сопровождаются графиками корней этих уравнений. Много примеров расчета частот собственных колебаний систем с переменной жесткостью выполнено по методу последовательных приближений. Специальный раздел посвящен расчетам собственных крутильных колебаний валов с сосредоточенными массами, а также разветвленных валов, соединенных зубчатыми передачами. [c.3]

В результате прогиба и поворота сечений вала изменяется взаимное положение зубчатых венцов передач (рис. 12.7) и элементов подшипников, что вызывает неравномерность распределения нагрузок по ширине венцов зубчатых колес и длине подшипников скольжения, перекос колец подшипников качения. Деформация кручения валов вызывает неравномерность распределения нагрузки по длине шлицев в шлицевых соединениях, по длине венцов валов — шестерен, может быть причиной потери точности ходовых винтов токарно-винторезных станков и причиной возникновения крутильных колебаний валов. [c.218]

Упругие перемещения валов оказывают неблагоприятное влияние на работу подшипников, зубчатых передач, соединений, вызывая увеличение концентрации напряжений, повышение изнашивания, снижение сопротивления усталости, понижение точности и равномерности вращения или перемещения. Изгибная и крутильная жесткость валов влияет на частотные характеристики системы при изгибных и крутильных колебаниях. [c.118]

Зубчатая передача, даже простейшая, одноступенчатая, представляет собой довольно сложную динамическую систему с широким спектром частот взаимосвязанных крутильных и поперечных колебаний. Прямой путь исследования этих процессов для инженерной практики неприемлем, так как расчетная схема, составленная с учетом всех податливостей, распределенных масс и т. д., приводит к чрезвычайно сложной математической модели. Поэтому в зависимости от поставленной задачи реальную передачу приводят к упрощенной расчетной схеме, позволяющей исследовать раздельно низкие и средние частоты. Упрощения, применяемые при этом, неравноценны например, замена податливых зубьев шестерен жесткими не внесет существенной ошибки, поскольку их жесткость в 10—20 раз выше жесткости других элементов передачи. В то же время пренебречь податливостью зубчатых соединений без ощутимой погрешности нельзя она соизмерима с податливостью валов. По данным [22], до 40 % угла закручивания цепи главного движения металлорежущих станков составляет закрутка соединений. [c.210]

Коленчатый вал I (рис. 12) воспринимает от шатунно-кривошипных механизмов вращающие моменты и передает сумму этих моментов на генератор 30. Вращающие моменты от отдельных цилиндров суммируются по мере перемещения к тяговому генератору, а амплитуды крутильных колебаний сглаживаются маховым моментом вращающихся тяжелых масс ротора генератора. Часть мощности отводится на вертикальную передачу через шестерни 38 и 33 для вращения вспомогательных электроагрегатов, привода кулачковых валов и привода вентилятора охлаждения тягового генератора. С левой стороны к коленчатому валу подсоединен вал II коробки привода водяных 8 и 15 и масляных 2п6 насосов, а также регулятора 16. Вал II соединен с коленчатым валом прн помощи зубчатой муфты, рядом с которой на конце коленчатого вала установлен антивибратор крутильных колебаний 42 маятникового типа. Антивибратор смонтирован в точке максимальных амплитуд крутильных колебаний и настраивается с учетом всех приведенных масс, в том числе и коробки привода агрегатов. Таким образом, на одном конце коленчатого вала дизеля (слева) установлены зубчатая муфта и антивибратор, а на другом (справа) — эластичная муфта. [c.25]

Крутильная система машинного агрегата обычно образуется некоторым числом сосредоточенных масс, упругим валопроводом, рядом передач (ременных, зубчатых, червячных и пр.), упругих и жестких муфт и других соединений (шпоночных, шлицевых и др.). При неточном центрировании муфт или под воздействием усилий со стороны передач возникают поперечные, а иногда и осевые деформации валов, что может явиться причиной появления наряду с крутильными, также изгибных и продольных колебаний. [c.58]

Рис. 1. Схема модели 1— масса солнечной шестерни 2 аз — массы сателлитов для крутильных и поперечных колебаний 4 и. 5 — массы эпициклов и водила i и Сз — жесткости зубчатых зацеплений солнечная шестерня — сателлиты и сателлиты—эпицикл Сз и i — жесткости опор сателлитов и соединения эпицикла с корпусом передачи с — жесткость выходного вала водила Vi и Vi — зазоры в зубчатых зацеплениях Va — зазор в опорах сателлитов

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]

Расчет крутильных колебаний двух валов (фиг. 2. 133), соединенных одной парой зубчатых передач, сводится к расчету динамически эквивалентной системы, показанной ул фиг. 2. 134. При этом А, /4, и 3 остаются без изменения, а /7 /Иведенные моменты инерции VI 1"Р и приведенная жестког ь Щр определяются как [c.252]

Двухвальный вибратор (рпс. 184, г) состоит из корпуса 1, внутри которого размещены два параллельных вала 2 с дисками, имеющими неуравновешенные грузы (дебалансы) 3. Валы, соединенные друг с другом зубчатыми передачами 4, получают вращение от электродвигателя. Известны также конструкции двухвального вибратора без зубчатой передачи, с приводом от двух самосинхронизированных электродвигателей. При вращении дисков с дебалансами возникают центробежные силы вертикальные составляющие этих сил складываются и создают продольные колебания, а горизонтальные, направленные в разные стороны, образуют переменный по величине момент, создающий крутильные колебания конвейера. Наклонное положение электромагнитных вибраторов или мотор-вибраторов на каркасе конвейера обеспечивает ему продольные и крутильные колебания. Теория и конструкция вертикальных виброконвейеров с самосинхронизированными мотор-вибраторами разработана в институте Механобр [20]. [c.324]

Двухвальный вибратор (рис. 279, б) состоит из прочного каркаса 5, внутри которого размещены два параллельных вала б на концах валов имеются диски с одинаковыми неуравновешенными грузами 7, установленными попарно под определенным углом друг к другу. Валы, соединенные друг с другом при помощи цилиндрических зубчатых передач 8, получают строго синхронное и синфазное вращение от электродвигателя. При вращении дебалансов возникают центробежные силы Р вертикальные составляющие Р2 этих сил складываются и вызывают колебания конвейера вдоль его вертикальной оси горизонтальные составляющие Рнаправленные в разные стороны, образуют момент, вызывающий крутильные колебания конвейера. Сочетание этих колебаний при определенной частоте и амплитуде обеспечивает транспортирование груза вверх по спирали. [c.395]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...