公司動(dòng)態(tài)
通過對鼓形齒聯(lián)軸器進(jìn)行有限元靜力分析,以下幾點(diǎn)結(jié)論:
(1)工作載荷及兩軸線夾角角度變化對鼓形聯(lián)軸器外齒軸套位移的影響較大,對內(nèi)齒圈位移影響較小。在允許角度和工作扭矩變化范圍內(nèi),內(nèi)齒圈大徑向位移不超過0. 20 mm。外齒軸套大徑向位移不超過0. 80 mm。
(2)如果預(yù)先將鼓形聯(lián)軸器兩軸線夾角角度調(diào)整到小于1. 0°,工作扭矩的增大,將會(huì)引起外齒軸套大切向位移的...
接觸分析是有限元分析中非線性分析的一種。它屬于狀態(tài)非線性分析,通過迭代增量非線性方程組進(jìn)行求解。
當(dāng)工作扭矩作用時(shí),鼓形齒聯(lián)軸器內(nèi)齒圈與外齒軸套之間靠兩者的接觸傳遞扭矩。如果鼓形齒聯(lián)軸器內(nèi)齒圈與外齒軸套軸線夾角為0. 5°,則
兩者的接觸比較均勻...
比較上述鼓形聯(lián)軸器力學(xué)模型在不同軸線夾角和不同工作扭矩作用下的計(jì)算結(jié)果可知,鼓形聯(lián)軸器外齒軸套接觸部位的接觸應(yīng)力大值可達(dá)到2 328. 0MPa。與外齒軸套相比,內(nèi)齒圈的接觸應(yīng)力要低得多。在鼓形齒聯(lián)軸器內(nèi)齒圈與外齒軸套軸線夾角為1. 5°時(shí),在工作扭矩Mn2 = 800 kN·m作用下,聯(lián)軸器內(nèi)齒圈大VON M ISES等效應(yīng)力值僅為σef,max = 1 502. 0MPa。...
為了直觀地比較三種力學(xué)模型各兩種載荷工況的計(jì)算結(jié)果,將同一載荷作用下,當(dāng)兩軸線角度變化時(shí)鼓形聯(lián)軸器內(nèi)齒圈和外齒軸套的位移變化曲線繪制于圖1。在兩軸線角度不變時(shí)當(dāng)工作
載荷變化時(shí),鼓形聯(lián)軸器內(nèi)齒圈和外齒軸套的位移變化曲線繪制于圖2。...
當(dāng)鼓形齒聯(lián)軸器內(nèi)齒圈與外齒軸套軸線夾角為0. 5°時(shí),在工作扭矩Mn1 = 470 kN·m作用下,由于有間隙,聯(lián)軸器外齒軸套將產(chǎn)生大徑向位移為0. 596 mm,大切向位移為0. 438 mm。而
內(nèi)齒圈與外齒軸套接觸部位的大徑向位移只有0. 075 mm,大切向位移在0. 060 mm以內(nèi)...
聯(lián)軸器主要用來傳遞扭矩。鼓形齒聯(lián)軸器在工作時(shí),兩軸產(chǎn)生相對角位移,內(nèi)外齒的齒面周期性作軸向相對滑動(dòng),而當(dāng)內(nèi)齒圈與外齒軸套的軸線夾角發(fā)生變化時(shí),兩者的接觸區(qū)域也隨之發(fā)生
變化,這將直接影響聯(lián)軸器的應(yīng)力分布狀態(tài)...
鼓形齒聯(lián)軸器由齒數(shù)相同的內(nèi)齒圈和外齒軸套及端蓋組成。其中,內(nèi)齒圈齒面為直齒,外齒軸套齒頂和齒面均為圓弧面。外齒軸套齒頂圓半徑與內(nèi)齒圈齒根圓半徑相同,即大圓定心。為了能進(jìn)行轉(zhuǎn)角補(bǔ)償,內(nèi)外齒嚙合時(shí)留有的齒側(cè)間隙。...
傳動(dòng)聯(lián)接件是機(jī)械通用零部件的重要組成部分,廣泛應(yīng)用于冶金礦山、交通運(yùn)輸、工程機(jī)械、航天航空、船舶機(jī)械、輕工紡織等行業(yè)。軋機(jī)設(shè)備中,在聯(lián)接減速機(jī)與軋輥時(shí),既要軋制時(shí)有較高的承載能力,又要在調(diào)輥時(shí)有較大的軸間偏斜角,一般選用鼓形齒聯(lián)軸器。與傳統(tǒng)的直齒聯(lián)軸器比較,鼓形齒聯(lián)軸器的外齒為在齒輪軸線上的球面,齒側(cè)間隙較大,可以有大的軸角補(bǔ)償,改...
通過對金屬隔離套渦流問題的,分析各因素對渦流及磁場的影響情況,提出應(yīng)采取的相應(yīng)措施如下: ①在工作條件允許的情況下,隔離套應(yīng)優(yōu)先選用非金屬材料,這樣就可避免渦流產(chǎn)生。如用金屬隔離套,應(yīng)盡可能采用高電阻(電導(dǎo)率低) 的材料來減小渦流損耗及對磁場的影響...
