Параметры зависящие

Гибкое колесо герметичной переда чи выполняют в виде закрытого цп лин.'фа (рис. 15. !,/<), чю значительно увеличивае'! его жесткость. При л'ом возрастают уровень напряжений к цилиндре и нагрузка на генератор. Для их уменьшения увеличивают ДЛИНУ пи-линдра. 11ере\ол. пчлпнт.ра к сменке выполняют коническ'гу, и мканчннают тонкой диафрагмой Диа\н-гр гибкого колеса d,, и параметры зацепления рассчитывают так ж>\ как и для обычной волновой пере 1.ачи. Другие' ра * меры прниимаюс (рис. !Г)., в): '21 ".;••• > (2,0...!!,;.)(/, /;,> 1.7,:/. О • !У .

Гибкое колесо герметичной передачи выполняют в виде закрытого цилиндра (рис. 15.1, в), что значительно увеличивает его жесткость. При этом возрастают уровень напряжений в цилиндре и нагрузка на генератор. Для их уменьшения увеличивают длину цилиндра. Переход цилиндра к стенке выполняют коническим и заканчивают тонкой диафрагмой. Диаметр гибкого колеса dg и параметры зацепления рассчитывают так же, как и для обычной волновой передачи.

Для уменьшения износа зубьев и потерь на трение в зацеплении выгодно уменьшать использование клинового эффекта. С этой целью параметры зацепления следует выбирать так, чтобы зацепление осуществлялось преимущественно в зоне малых углов ф (в зоне большой оси генератора).

ские параметры зацепления должны быть такими, чтобы соблюдались требования основной теоремы зацепления.

Простейшими примерами объектов оптимизации в области деталей машин могут служить: стержни, т. е. балки, колонны, шатуны (профиль и размеры сечения вдоль длины, расположение опор); резьбовые детали (профиль, форма стержня и гайки); зубчатые передачи (типы, параметры зацепления, передаточные числа, конструктивные соотношения); подшипники качения (типы, профиль дорожек качения, конструктивные соотношения, натяги, зазоры); подшипники скольжения (геометрические соотношения, формы расточек, зазоры, вязкость масел) и др. Основные критерии: масса, сопротивление усталости, технологичность, а для передач — также КПД, бесшумность, теплостойкость, долговечность.

Часто возникает износ при сравнительно небольших нагрузках, связанный с интерференцией вершин зубьев от упругих деформаций звеньев под нагрузкой. Во избежание этого геометрические параметры зацепления следует выбирать так, чтобы в ненагруженной передаче в одновременном зацеплении находилось 15...20% зубьев. Между остальными зубьями в номинальной зоне зацепления должен быть боковой зазор.

Размеры передачи, полученные но предложенным зависимостям, согласуются с данными каталогов мпострнпных фирм. Параметры зацепления выбирают с учетом податливости :(!>,<• и sen

2. Суммарное смещение х2>0, а также *i>0 и л;2>0. В этом случае делительная толщина зубьев шестерни и колеса больше 0,5 р, а ширина впадин меньше 0,5 р. Поэтому делительные окружности не могут соприкасаться; зубчатые колеса необходимо раздвинуть, при этом возникнут новые начальные окружности, больше, чем делительные (dw~>d). Межосевое расстояние aw увеличивается, а следовательно, увеличивается и угол зацепления aw, который станет больше профильного угла инструмента «(«„,>«). При х?>0 можно более широко влиять на различные параметры зацепления, а также

Для обеспечения сопряжения эвольвентных зубчатых колес, изготовленных в различных условиях., необходимо, чтобы любое колесо соответствовало требованиям стандарта, устанавливающего основные параметры зацепления. Стандарт на параметры зубчатой рейки установлен на основании свойства сопряженности прямолинейного профиля рейки с эвольвентой окружности. Реечный контур 1 (рис. 10.10), положенный в основу стандарта, т. е. принятый в качестве базового для определения теоретических форм и размеров зубчатых колес, называется теоретическим исходным контуром, или исходным контуром. Прямая а — а, перпендикулярная осям 'симметрии зубьев рейки, по которой их толщина равна ширине впадин, называется делительной. Расстояние между одноименными профилями, измеренное по делительной или любой другой параллельной ей прямой, называется шагом исходного контура Р, а рас: стояние между этими же профилями, измеренное по нормали,— ос-нозным шагом Рь исходного контура. Они связаны соотношением

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует раз-меры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба.

Так как косозубые колеса нарезают теми же инструментами, что и прямозубые, то стандартные параметры зацепления получаются в нормальном сечении. При этом для коеозубых колес стандартизован нормальный модуль т„; для шевронных — также т„, но в некоторых случаях окружной модуль т/. Высота головки зуба ha = т,„ высота ножки /г/ = 1,25/я„, радиальный зазор с = 0,25пгп.

где Г и Г* — параметры, зависящие от /3 следующим образом:

Задача, когда для определения эазмеров какого-то необходимо знать некоторые параметры, зависящие от размеров решается в инженерной практике методом после-приближении. В данпол случае задаются размеры учитывая диаметр цап ры вала, условия сборки или компоновки узла и прочее, и, определив эквивалентную нагрузку, по формуле (5.1) расчетнук долговечность подшипника и ее с требуемой или рекзмендуемой (табл. 5.19) для данного узла. Если расчетная долгонечность будет не меньше требуемой и не слишком большой по сравнению с ней, подшипник оставляют. В противном С1учае следует принять ник соответственно большего или меньшего размера и снова произвести расчет. При этом может оказаться, что увеличить радиаль-размер подшипника не позволяют размеры узла. Тогда можно подшипник этого же типа, i;o другой серии или применить подшипник такого же назначения. Можно также установить в одной опоре два однорядных подшипника этого же если позволяют осевые размеры

Уравнение движения гидравлического механизма. Как и в механизме, состоящем только из твердых тел, уравнение движения гидравлического механизма есть дифференциальное уравнение второго порядка, из которого находится зависимость обобщенной ко-ордианты механизма от времени. Отличие состоит лишь в том, что* в него входят параметры, зависящие от давления жидкости в различных частях механизма.

Как и в механизме, состоящем только из твердых тел, уравнение движения гидравлического механизма есть дифференциальное уравнение второго порядка, из которого находится зависимость обобщенной координаты механизма от времени. Отличие состоит в том, что в него входят параметры, зависящие от давления жидкости в различных частях механизма.

Влияние частоты / на долговечность (время до разрушения) материала тр описывается формулой Экеля: Igtp=lgfe3—"big/, где &s и та — параметры, зависящие от материала и температуры. В тех случаях, когда время до разрушения не зависит от частоты, тэ = 0.

где а и Ъ — параметры, зависящие от природы металла и температуры; d — средний размер диагоналей отпечатков индентора, мкм; т — продолжительность нагружения, мин.

где* — безразмерная частота; Л и В — параметры, зависящие только от геометрии мускулов; е — деформация мускулов ладони; а — безразмерная сила.

Основные обозначения: <р — угол между осью Ох и главным направлением ортотропии; J — момент инерции площади поперечного сечения полосы; ц1( Л2 — комплексные параметры, зависящие от модулей упругости материала балки в двух взаимно перпендикулярных на-/ г -р—\

где т — показатель степени кривой длительной прочности; В —ее постоянный коэффициент; С = D" — постоянная уравнения кривой малоцикловой усталости; s <С 1 и р < 1 — показатели степени предельной кривой суммарного накопленного повреждения как параметры, зависящие от металла и условий нагружения: <^ +

где е — скорость ползучести; v — скорость установившейся ползучести; t — время испытания; а, -у — параметры, зависящие от температуры и свойств материала.

При небольшом числе циклов неизотермических длительных нагружении временные эффекты не успевают проявиться, поэтому можно сопоставлять диаграммы изотермического и неизотермического нагружения на начальных стадиях циклического деформирования. С увеличением времени неизотермического деформирования параметры, зависящие от времени нагружения, начинают отличаться от аналогичных параметров неизотермического нагружения.