Угол давления и угол передачи

В данной задаче угол давления и необходимо вычислять с учетом знака, т. е. считать, что пределы его изменения —90° и - -90°. Это иногда неудобно. Поэтому вместо угла давления о пользуются дополнительным до 90° углом передачи х = 90°—и. Угол передачи в данном механизме — это угол между шатуном и ведомым коромыслом пределы его изменения от О до 180°. [c.58]

УГОЛ ДАВЛЕНИЯ И УГОЛ ПЕРЕДАЧИ [c.130]

УГОЛ ДАВЛЕНИЯ И УГОЛ ПЕРЕДАЧИ ДЛЯ РМ [c.335]

Угол давления у, так же как и угол передачи р, можно найти на плане сил и на плане скоростей (рис. 4.31). Как видно из построения, угол передачи образован касательной к центровому профилю кулачка и линией движения толкателя, а угол давления— нормалью и линией движения толкателя. Так как линия движения толкателя является прямой, то проверка существующего угла давления сводится к проведению нормалей к развертке центрового профиля кулачка и замеру соответствующих углов [c.157]

Угол давления и размеры кулачка. Как было отмечено, кулачковые механизмы обычно применяют в цепях управления, а для передачи мощности их используют крайне редко. Однако, поскольку [c.84]

Кинематическое условие работоспособности кулачковых механизмов состоит в том, что передача движения между двумя звеньями, входящими в высшую кинематическую пару, возможна только тогда, когда составляющие скоростей точек касания этих звеньев по общей нормали одинаковы по величине. Одной из важнейших задач динамики кулачковых механизмов является анализ сил и условий нормального взаимодействия звеньев. При этом существенное значение имеют угол давления и КПД механизма. Угол давления выражает динамическое условие. [c.227]

ЗЗт Г 4) максимальный угол давления в кулачковом механизме А = 45 5) центр масс коромысла находится в точке S с координатой 5/И = 0,5(г, — =--/-j) = 0,5 (О/И — МК) 6) момент инерции коромысла относительно его оси вращения Л1- / = 0,33 ( /f — + r j т 7) расчетный модуль зубчатых колес 2д и 2 принять т — 2 мм 8) модуль зубчатых колес коробки передач определить по эмпирической формуле [c.205]

Выбор углов давления и передачи. Углом давления а кулачкового механизма называют острый угол между направлением скорости точки касания ведомого звена с кулачком и общей нормалью к профилям этих звеньев в указанной точке (рис. 164). [c.237]

В зубчатых передачах нормальное усилие направлено по касательной к линии зацепления, представляющей собой при часовом профиле зубьев сложную кривую. В начальный момент контакта зубьев направление линии зацепления близко к горизонтальному и угол давления а, образованный направлением нормального усилия Q и вектором скорости зуба ведомого триба а, имеет небольшую величину. Поэтому момент на ведомой оси в начальный период за- [c.346]

Угол давления у при идеальных связях (без учета трения) измеряется между направлением вектора полной силы Р, передаваемой на исполнительное звено, и вектором скорости vt точки приложения этой силы. На рис. 3.1 показаны углы давления у и углы передачи ц = 90°—у, а—в кривошипно-ползунном механизме бив —в кулачковых механизмах. [c.58]

Угол давления, угол передачи и угол подъема профиля. В плоских кулачковых механизмах с роликовым толкателем (рис. 4.10, а, б и 4.11) вращающий момент на валу кулачка приближенно равен [c.116]

Рис. 4.11. Угол давления, угол передачи и угол подъема профиля в плоских кулачковых механизмах с группами 3-го порядка

Аналогичную же роль играют углы передачи и в кулачковых механизмах, кинематическое исследование и проектирование которых было рассмотрено в предыдущей главе. Напомним, что представляют собой эти углы передачи на примере шатуна и коромысла четырехзвенного механизма (рис. 362) и шатуна и ползуна кривошипношатунного механизма (рис. 363). Углом передачи р, в первом случае мы называли угол составляемый усилием 5, действующим вдоль шатуна (звено 2) и служащим для преодоления момента полезного сопротивления приложенного к коромыслу (звено 3), с направлением коромысла, а вместе с тем и с нормалью п к траектории шарнира В. Угол, составляемый тем же усилием 5 с направлением скорости Уь, а вместе с тем с направлением касательной к траектории р, носит название угла давления и обозначен через а. Таким образом, углы аир будут подчинены зависимости [c.337]

Для проектирования необходимо иметь следующие данные [2, 4, 5] модуль т, угол давления на делительном цилиндре колеса (угол профиля исходной рейки) число зубьев z, коэфициент смещения исходного контура S (для некорригированных колёс = 0), угол зацепления зубчатой передачи а, радиусы окружностей выступов и впадин и / , ширину впадины колеса по дуге делительной окружности Wf) или величину уменьшения толщины зуба нарезаемого колеса для получения бокового зазора (верхнее отклонение толщины зуба) Д(,5, межцентровое расстояние зубчатой передачи А. [c.390]

Клиновая форма ремня (фиг. 20) обеспечивает лучшее сцепление его со шкивом. Это позволяет снизить — по сравнению с плоскоременной передачей—натяжение ремня, уменьшить при надобности угол обхвата и давление на валы и опоры, применять большие передаточные числа и меньшие межцентровые расстояния. [c.714]

Углы передачи и углы давления. Углом передачи у называется угол между направлением движения ведомого звена и направлением общей касательной к профилям в точке их соприкосновения углом давления б — угол между перпендикуляром к направлению движения ведомого звена и направлением общей касательной (фиг. 104) [c.538]

В механизмах прерывистого движения углом давления [г является угол, образованный нормалью профиля зуба пп и направлением вектора скорости ведомого звена Ум (см. фиг. I и 2). В дальнейшем изложении мы используем угол передачи у, связанный с углом давления зависимостью y = 90° — ц. [c.174]

При конструировании кулачковых механизмов необходимо стремиться к получению механизма наименьших габаритов при обеспечении прочности кулачка и ролика и точности передачи закона движения. Значительную роль в обеспечении прочности элементов кулачкового механизма играет угол давления, под которым понимают угол между направлением движения толкателя и нормалью к профилю кулачка в точке касания толкателя и кулачка. Как правило, угол давления является величиной переменной. Для центрального кулачкового механизма с толкателем угол давления выражается зависимостью [c.115]

Профиль зуба у зубчатых колес из полимерных композиционных материалов обычно такой же как у металлических колец, хотя иногда используют и другие профили. Угол давления, т. е. угол между плоскостью контакта и радиусом делительной окружности в колесах из полимерных композиционных материалов обычно отличается от металлических. Уменьшение угла давления до 1472° по сравнению с углом 20° приводит к снижению передаточного усилия. При угле давления 25° достигается повышенная мощность передачи, но при этом снижается плавность работы. [c.410]

В теории механизмов в качестве критерия передачи широко. используют угол давления - острый угол между направлением силы давления (нормальной реакцией) на звено к со стороны смежного звена i и скоростью V точки приложения этой силы. В 1фиво-шипно-ползунном механизме (см. табл. 2.1.1) угол давления S определяется в шарнире В, как угол между реакцией R 2 скоростью д (считается, что реакция U32 направлена по отрезку АВ ). [c.400]

Как уже отмечалось, при проектировании механизмов нужно учитывать весьма важный параметр, характеризуюпшй условие передачи сил и работоспособн1)сть механизма, — угол давления й (угол между вектором силы, приложенной к ведомому звену, и вектором скорости точки приложения движущей силы трение и ускоренное движение масс при этом пока не учитываются). Угол давления не должен превышать допустимого значения < О ,,,. Угол it при передаче усилия на ведомое звено отмечают на схеме механизма в зависимости от того, какое его звено является ведомым. Если им будет ползун -3, то сила / . передается на него с углом давления а если кривошип /, то сила составит угол l tl2 с вектором скорости L i. [c.310]

Задается также максимальный (допускаемый) угол давления ддои или минимальный угол передачи движения уш ,, ( >шах- -Vmm = = 90"). Продолжительность и последовательность движения выходного звена кулачкового механизма со1 ласуются с движением звеньев других механизмов проектируемой машины. [c.47]

Рассмотрим первый вариант как наиболее распространенный. В этой передаче два начальных цилиндра с диаметрами а,, и перекатываются друг по другу без скольжения (см. рис. 216) Проведем из точки Ро линию под углом (90° — ад) к линии центров колес О1О2 и на расстоянии I от точки Р возьмем точку К (здесь Од — угол давления, образованный нормалью к поверхности зуба в точке К и касательной к начальным окруж-нос ям, проведенной через точку Ро). Проведем линию зацепления Кк, параллельную линии полюсов РоР. Точка контакта зубьев К перемещается вдоль линии зацепления с постоянной скоростью при постоянных угловых скоростях вращения начальных цилиндров, а на поверхностях, связанных с вращающимися ци-лигдрами, точка К" опишет винтовые профильные линии КП и КПг- Если взять теперь в качестве образующей фигуры окружность радиуса I и перемещать ее поочередно по винтовым профильным линиям так, чтобы точка К все время совпадала с этими линиями, то следы образующей окружности создадут винтовые цилиндры. Часть выпуклого цилиндра образует зуб шестерни, а вогнутого — впадины колеса. Зуб шестерни, имеющий круговую форму в торцовом сечении, находится на внешней стороне начального цилиндра, а впадина на втором колесе — внутри начального цилиндра. [c.341]

Теорему об угле давления можно сформулировать в следующем виде угол давления при передаче вращгтельного движения в простом плоском механизме с высшей парой зависит от передаточной функции V iii = vb/ o , межосевого расстояния <2 . и координат гв-2 И ф2 контактной точки ведомого звена и определяется соотношением (12.11). [c.350]

Угол давления у или угол передачи р (рис. 2.8), характеризуя условия статической передачи силы на исполнительное звено механизма (как было ранее показано), монотонно изменяясь, достигает экстремальных значений при совпадении направлений кривошипа и стойки. В крайнем положении механизма АВцС В угол поворота срэ кривошипа сравнительно небольшой. [c.65]

Прибор состоит из двух колоколов / и 2, подвешенных па трехплечем коромысле 3, вращающемся вокруг неподвижной оси А, опущенных в два сообщающиеся между собой сосуда с жидкостью. При соединении подколоколышго пространства с объектом измерения посредством трубки 7 возникающее под колоколом давление заставит его переместиться. При этом поворачивается коромысло 3, угол поворота которого через тягу 4, входящую во вращательные пары В а Е с коромыслом 3 и зубчатым сектором 5, и зубчатую передачу 5 и 6 передается на стрелку 6 прибора. Груз 8, подвешенный на плече а коромысла 3, стабилизует движение коромысла 3. [c.486]

В. В. Шульцем была разработана геометрия зацепления и определена кривизна поверхностей зубьев ортогональных винтовых передач. Анализ полученных результатов позволил определить параметры кругового исходного контура для выпукло-вогнутых винтовых колес с заполюсным зацеплением, обладающих повышенной нагрузочной способностью. Отличительной способностью предложенного исходного контура являются малые угол давления в полюсе и величина радиуса кривизны, найденная из условия отсутствия подрезания. Вместе с этим было установлено, что приведенный главный радиус кривизны двух сопряженных поверхностей в пространственной зубчатой передаче с точечным касанием не зависит от кривизны исходного контура. [c.29]

На рис. 17, а представлена схема зацепления, из которой видно, что начальные окружностн колес I и И имеют полюс зацепления в точке Я, тогда как торцовые профили зубьев этих колее контактируют в точке К, которая не совпадает, как и в других цилиндрических передачах, с полюсом Р. Общая нормаль Л/Л/ к профилям зубьев проходит через полюс Р и составляет с общей касательной к начальным окружностям угол давления ад. Из схемы видно, что центры дуг i и С , которыми очерчены профили, расположены на нормали jViV, а смещение точек контакта от полюса постоянно Р/( = / = onst. [c.232]

Для передач Новикова определяют значения двух модулей — нормального т и окружного торцового пг, (по формуле для косозубых цилиндрических колес m, = /H / osp). Размеры элементов зуба и впадипы (рис. 17, б) рассчитывают в соответствии с исходным контуром и в зависимости от нормального модуля т . При расчете принимают угол зацепления ргк 10 30° угол давления ад = 30°. [c.232]

Угол давления S и угол передачи ц должны удоалетворять условиям [c.401]

Для обеспечения си.мметрии нагружения передачи обьино используют четное число зубьев колес. Разность чисел зубьев сопряженных колес для рис. 10.2.26, б - г равна 2. Независимо от конструкции генератора волн гибкое колесо при его нагружении изменяет свою начальную форк(у в соответствии с формой генератора волн и жесткого колеса, как показано. например, на рис. 10.2.26, г, благодаря чему в зацеплении участвует большое число пар зубьев (зона ц/ь), а угол давления а/, уменьшается с увеличением нагрузки. Волновая зубчатая передача позволяет получать передаточные отношения 80-400 при стальных гибких колесах. [c.579]

Методика расчета зацепления новой зубчатой передачи и построение профилей зубьев рассмотрены в статье канд. техн. наук Р. В. Фе-дякина и канд. техн. наук доц. В. А. Чеснокова Расчет зубчатой передачи М. Л. Новикова , По аналогии с эвольвентными зубчатыми (закрытыми) передачами расчет производится по контактным напряжениям с использованием зависимостей Герца — Беляева и методики расчета, предложенной для зубчатых передач А, И. Петрусевичем, с последующей проверкой на прочность по изгибу. При геометрическом расчете зацепления Новикова угол наклона зубьев принимают в пределах р = 30- -10° угол давления в пределах Сд = 20- -30°. [c.329]

Независимо от конструкции генератора волн гибкое колесо при его нагружении изменяет свою начальную -форму (сх. е) Это происходит из-за наличия зазоров и упругости элементов, взаимодействующих с гибким ко- лесом. Если свободно расположенное гибкое колесо нагрузить с одного торца моментом Гу а с другого торца — силами fji (силами в зацеплении зубча-.тых колес), то при закручивании оно на переднем торце будет выпучиваться в сторону действия сил (на сх. е показано пунктиром). -Такое изменение формы колеса 7 ограничено с внешней стороны жестким колесом 2, а с внутренней стороны — генератором волн Н. Гибкое колесо стремится при этом принять форму жесткого колеса на участке t i и форму генератора волн на участке фл (сх. ж). С увеличением момента, закручивающего гибкое колесо, указанные зоны увеличиваются. В соответствии с этим увеличивается число пар зубвев в зацеплении и уменьшается угол давления ан в генераторе волн (угол между вектором силы Fhi и вектором скорости v ). Благодаря многопарности зацепления (нагрузку могут передавать до 50% всех пар зубьев), нагрузочная способность волновой передачи выше, чем планетарной, представленной на сх. а. КПД волновой передачи выше, чем у передачи на сх. а, так как в зацеплении зубья почти не перемещаются при прилегании гибкого колеса к жесткому, а в генераторе волн угол а/, меньше соответствующего угла давления в передаче с жесткий звеньями. При этом потери в зацеплении намного меньше, чем потери в генератору волн, так как перемещения в зацеплении несоизмеримо малы по сравнению с перемещениями в генераторе волн при суммарном силовом, воздействии одного порядка. [c.44]

Необходимо дрогреть дизель вращением от пускового двигателя на второй передаче (при этом общая длительность работы пускового двигателя не должна превышать 15 мин), поставить рычаг против надписи Работа установить место попадания воздуха в систему питания и устранить неисправность снять форсунку, проверить и отрегулировать а давление впрыска 125 3 кГ/см угол начала подачи топлива установить на 14— 18° до веркней мертвой точки (в. м. т.) цри наличии воды в цилиндрах необходимо подтянуть гайки шпилек крепления головки цилиндров или сменить прокладку головки цилиндров, снять головку и проверить, нет ли в ней трещин при недостаточной компрессии в цилиндрах см. ниже. [c.110]

АксиальнО ПОршневые регулируемые и нерегулируемые насосы и насос-моторы типов 207 и 210 (табл. 1Г.2.7) работают как в закрытых помещениях, так и на открытом воздухе при температуре от—50 до +45 "С на чистых (тонкость фильтрации 25 мкм) рабочих жидкостях типа ВМГЗ (основная, ТУ 38-101479—74) и АУ (заменитель, ГОСТ 1642-—75 ) при отрицательных температурах и МГЕ 46В (основная, ТУ 38-00)347—83) и И-ЗОА (заменитель, ГОСТ 20799—75 ) при положительных температурах. Номинальное давление 16 (20) МПа, максимальное -- 32 МПа. Привод этих гидромашин должен производиться, как правило, через эластичную муфту, компенсирующую нееоосность осей валов до 0 2 мм и угол перекоса осей дЬ 1 5 . Допускается консольный привод через клиноременнуЮ или зубчатую передачи 13]. [c.308]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...