Расчет Усилия в зацеплении

Блоки преобразования содержат блоки и модули, каждый из которых осуществляет отдельную физически определенную часть преобразования (например, расчет усилий в зацеплении, расчет геометрических параметров передачи, учет упругой деформации колес и валов, жесткость валов и шпоночных соединений, расчет подшипников, расчет стоимости с учетом машинного времени и стоимости материалов и др.). [c.551]

Формулы для расчета усилий в зацеплении (рис. 4.32) [c.187]

Прямозубые передачи. В расчете полагаем, что усилие в зацеплении передается лишь одной парой зубьев, что справедливо для колес 8-й степени точности и более низкой. Ошибки их изготовления не гарантируют наличия двухпарного зацепления, зуб нагружен силой Р , направленной по линии зацепления. Влиянием сил трения пренебрегаем ввиду их малости (коэффициент трения при наличии в контакте смазочного материала/ = 0,05 -ь [c.346]

Учитывая, что контактные усилия в зацеплении будут одинаковыми, расчет удобно вести для них. [c.65]

Усилия в зацеплении — Расчет 796, 797 [c.981]

Усилия в зацеплении — Расчет 861, 862 [c.1005]

Прй передаче крутящего момента зубчатой парой возникающие в зацеплении усилия создают в опорах вала реактивные силы, которые воспринимаются подшипниками. Направления усилий в зацеплении и опорных реакций зависят от взаимного положения ведущего и ведомого зубчатых колес, угла зацепления, величины угла наклона зубьев или витков червяка и направления вращения. В конических передачах с непрямыми зубьями направление радиальных и осевых усилий зависит также и от передаточного числа. Правильное определение усилий от зубчатых передач позволяет произвести выбор, расчет и установку соответствующих подшипников. [c.69]

Формулы передаточных чисел планетарных передач ем. в табл. V.l.25 и работах tO.26 0.S2,0.47,0.59,5,14,15,231. Определение усилий в зацеплениях планетарных передач см. ниже. Особенности расчета лебедок закалочных кранов см. в работе 10.471. [c.399]

Зубчатые колеса конические косозубые (тангенциальные) 466, 471 — Зубья — Размеры контрольные — Определение 480 — Размеры и характеристики 467 — Расчет геометрический 474—481 —Усилия в зацеплении 487 [c.780]

Таким образо.м, проектировочный расчет зацепления Ь—д сводится к получению ширины зубчатого венца (Ь )1,д, а прочность зацепления а — д контролируют уже на стадии проверочного расчета. Расчет завершает определение усилий в зацеплении, необходимых для подбора подшипников сателлита, а также значений КПД. [c.138]

Если направление нормального усилия в зацеплении совпадает с принятым положительным направлением прогибов II по оси ОХ, то угол или Ук должен быть принят равным углу 0 по формуле (П3.2) соответственно при расчете перемещений валов шестерни или колеса в плоскости Х02. Если направление нормального усилия в зацеплении не совпадает с принятым положительным направлением прогибов и, то у = — 0. Для этого правила определения углов Уш и Ук положительное значение угла уг соответствует концентрации удельной нагрузки к левому торцу шестерни и колеса. [c.387]

При проектном расчете обычно исходными данными являются передаваемая мощность или вращающий момент, угловые скорости валов (или скорость одного вала и передаточное число) и условия работы передачи — характер нагрузки и срок службы передачи. Определению подлежат размеры передачи и усилия в зацеплении. [c.253]

Геометрический расчет и определение усилий в зацеплении производятся так же, как в предыдущем примере. [c.263]

Определить усилия в зацеплении и произвести проверочный расчет передачи на излом зубьев. [c.273]

Червячные передачи — закрытые и открытые — рассчитывают на контактную прочность и изгиб, причем проектным является расчет на контактную прочность. Исходными данными при проектном расчете обычно являются передаваемая мощность или вращающий момент, передаточное число или угловые скорости валов червяка и червячного колеса и условия работы передачи. Определению подлежат размеры элементов передачи и усилия в зацеплении. [c.296]

Усилия в зацеплениях, а также зависящие от них изгибающие моменты в сечениях и деформации вала рассматриваются в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, проходящих через ось вала. Консольные нагрузки, если известно направление их действия, раскладывают на две составляющие и проектируют на плоскости. При расчете валов редукторов общемашиностроительного применения, когда направление консольных нагрузок неизвестно, принимают за плоскость действия консольной нагрузки плоскость суммарного изгибающего момента в сечении или деформации от действия усилий в зацеплении. [c.189]

Расчеты по (VI.5) показывают, что для тракторных коробок передач величина Рзат сравнима с величиной окружных усилий в зацеплениях. Для уменьшения Рзат следует стремиться к уменьшению М , в частности, не допускать расположения зубчатых колес таким образом, чтобы знаки и М2 совпадали (рис. 76). [c.165]

Вследствие ограниченного пространства, имеющегося для дифференциала внутри картера моста, а также ввиду передачи им больших усилий, необходимо принимать при расчете, что в зацеплении находятся все сателлиты и что усилие Р на зуб распределено равномерно между всеми работающими зубьями. Отсюда получим давление на зуб, равное [c.463]

Размеры 648 — Примеры расчета 712—718, 725, 726 — Расчет зубьев на изгиб 66Э, 707 —Расчет зубьев по контактные напряжениям 668 — Усилия в зацеплении 668 Зубчатые (шлицевые) соединения 342—362 -Диаметры нецентрирующие — Допуски 359 [c.958]

Определению подлежат размеры передачи, по которым рассчитывают усилия в зацеплении и назначают приемлемую степень точности их изготовления. Последнюю можно корректировать в зависимости от результатов проверочного расчета. [c.46]

Однако в передачах, изготовленных по 4-му и 3-му классам точности, а также иногда и в передачах 2-го класса, невзирая на наличие деформаций зубьев, боковой зазор имеет практически место. Поэтому при расчете на изгиб зубьев передач 4-го, 3-го и иногда 2-го классов точности нужно исходить из напряжений изгиба, возникающих у основания зуба от нагрузки, приложенной к вершине зуба (считая, что работает один зуб). Пусть — полное нормальное усилие в зацеплении, т. е. полное давление зуба шестерни на зуб колеса. Это усилие всегда будет направлено по касательной к основным окружностям, или, что одно и то же, по линии зацепления. [c.16]

При расчете подшипников центрального колеса 6 (рис. 3.5, г) помимо усилий в зацеплении необходимо учитывать и нагрузку со стороны правой опоры водила. На рис. 3.5, д, е показаны схемы сил для вала колеса Ь во взаимно перпендикулярных плоскостях. [c.34]

Теоретические расчеты и практические испытания показали, что в некоторых случаях, несмотря на точечный контакт передачи с зацеплением Новикова при тех же габаритах могут передавать усилия в 1,5-ь 2 раза больше, чем эвольвентные потери на трение и износ зубьев также значительно меньше. [c.96]

Компоненты силы взаимодействия червяка и колеса. Для расчета силы, возникающей в зацеплении, предполагают, что равнодействующая давления, распределенного по длине линий контакта, приблизительно проходит через полюс зацепления. Расположим три ортогональных компонента этой равнодействующей, как показано на рис. 11.12, а. Движущий момент приложенный к червяку, уравновешивает действие момента от окружной силы червяка. Этой силе численно равно осевое усилие червячного колеса т. е. [c.300]

Усилия, возникающие в зацеплении колес, вызывают деформацию не только зубьев, но и валов и опор, что приводит к неравномерному распределению нагрузки вдоль контактной линии зубьев, а также к дополнительным динамическим нагрузкам. Такое же влияние оказывают неизбежные погрешности изготовления и монтажа деталей передачи. При расчетах с целью учета влияния указанных факторов номинальную нагрузку умножают на коэффициент нагрузки К, который в свою очередь определяется произведением трех коэффициентов К = К К К . [c.259]

На рис. 357, а изображена схема червячного редуктора. Вал червяка передает мощность Л = 5 кет при угловой скорости (0=100 рад сек (960 об мин). В зацеплении червячной передачи в точке М действуют три взаимно перпендикулярные силы Р = 5 260 н ( 526 кГ), Г = 1 700 (- 170 кГ), Q = 1 580 к ( 158 кГ). Определить величину наибольшего эквивалентного напряжения в материале червяка, если внутренний диаметр червяка d,-4 = 46,2 мм, а диаметр начальной окружности червяка d, = 63 мм, длина вала червяка / = 240 мм. Осевое усилие воспринимает левый подшипник. Расчет произвести по III и V теориям прочности. [c.261]

Указания. Расчет начать с определения величины окружного усилия Р в зубчатом зацеплении. Радиальное усилие в зубчатом зацеплении не учитывать. При определении диаметра цапфы А принять ее длину равной полутора диаметрам (1,5 )- То же цапфы В. [c.213]

Если принятая технология изготовления зубчатых колес не обеспечивает высокой гладкости или, наоборот, приводит к очень высокой гладкости поверхностей зубьев, и условия работы поверхностей в контакте соответствуют низкой величине коэффициента трения в зацеплении (высокая окружная скорость, высокая вязкость и низкая температура смазки, высока.ч гладкость поверхностей), то расчет таких передач целесообразно уточнить, выбирая коэффициент окружного усилия по формуле [c.88]

В волновом редукторе одна из зон зацепления будет перегружена по сравнению с другой на величину радиального усилия Q. Ориентировочные расчеты показывают, что из-за неравенства усилий в зонах зацепления в редукторах данного типа долго- [c.26]

Следует отметить, что в ряде случаев путем простейших конструктивных мероприятий можно свести к минимуму изгибающий момент и перекосы деталей соединения. Например, косозубые шестерни выгодно проектировать несимметричными в осевом сечении, смещая зубчатый венец относительно ступицы с таким расчетом, чтобы изгибающий момент от осевой составляющей усилия в зубчатом зацеплении уравновешивался изгибающим моментом от осевого смещения поперечной силы. [c.134]

Прочность зубьев червячных колес глобоидных передач определяется в основном их износостойкостью. Расчет этих зубьев на изгиб и на контактную прочность имеет второстепенную роль, так как в зацеплении передачи находится одновременно 4+8 зубьев и, следовательно, усилие, приходящееся на 1 зуб, сравнительно небольшое. [c.317]

Расчет этих зубьев на изгиб и на контактную прочность играет второстепенную роль, так как в зацеплении передачи находится одновременно 47 зубьев, и, следовательно, усилие, приходящееся на один зуб, небольшое. [c.191]

Расчет. Силы, действующие в зацеплении гипоидной передачи, можно определить по формуле для конических косозубых передач (см. стр. 263), если вместо угла р ввести угол Р1 для шестерни и угол Рз для колеса и вместо окружного усилия Р — окружное усилие Р для шестерни и Р, Д ЛЯ колеса (они не равны между собой ввиду того, что Р1 Рз)- [c.276]

В станках, в которых основная базовая и опорная поверхности являются плоскими, оси нижних вальцов 2 расположены с таким расчетом, чтобы вальцы выступали над рабочей поверхностью направляющих станка на величину 0,2—1 мм, зависящую от размеров и свойств обрабатываемой заготовки. Изменяют эту величину механизмом 1, состоящим из эксцентриков, соединенных в общую систему рычагами. Усилие для зажима заготовки вальцами создается особым механизмом. Поворотом маховичка 6 этого механизма приводится в движение винт 5, гайка 7 изменяет свое положение и сжимает пружину 8, которая оказывает на вальцы давление, нужное для зажима заготовок. Под действием пружины вальцы перемещаются по дуге вокруг оси приводной шестерни, находясь с ней в зацеплении, и подают заготовку предусмотренной допуском толщины. [c.56]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

Пример 33.1. Выполнить проверочный расчет вала зубчатого колеса редуктора (см. рис. 248). Усилия в зацеплении 2 = 4200 Н P,j = 1550 Н = 760 Н. Материал вала - сталь 45 нормализованная, j = 650 МПа, От = 320 МПа. На выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта (муфта МУВП-1-40 МН 2096-64). [c.318]

Расчет нагрузок на опоры зубчатых и ременных передач. Опоры зубчатых передач (рис. 100). Обозначения Doi и Doa — диаметры начальных окружностей цилиндрических колес или средние диаметры начальных конусов конических колес, см 2 и 2а — число зубьев колес R — нормальное усилие, действуюш ее в зацеплении, И Р — окружное усилие в зацеплении, Н Т — радиальное усилие в зацеплении, Н Л — осевое усилие в зацеплении, Н а — угол зацепления в плоскости, перпендикулярной боковой поверхности зуба р — угол трения скольжения между зубьями (для большинства случаев принимают равным 3°) Ffi, Frii, Fr III — радиальные нагрузки на подшипники, И — угол наклона зуба 6i и бд — углы начальных конусов, зубчатых колес конической передачи t угол подъема винтовой линии червяка h — ходовая высота подъема винтовой линии червяка а — число заходов червяка Fa — осевая нагрузка на подшипник, Н G — масса, кг. [c.524]

Целью расчета является определение величины радиальной консольной нагрузки, ко торая в сочетании с усилиями в зацеплении обеспечивает долговечность подшипников не ниже заданной согласно ГОСТ 16162—78, Долговечность подшипников на частоте вращения быстроходного вала 25 с (1500 об/мин) на номинальном передаточном числе должна быть не менее 10 ООО ч, а для червячных редукторов — 5000 ч. [c.207]

Расчет на высносливость зуба при изгибе проводится, как для консольной балки переменного сечения, нагруженной на конце сосредоточенной силой, равной окружному усилию в зацеплении 17 507 [c.507]

Усилия В зацеплении. Особенности расчета усилий планетарной передачи связанъ с распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) к одновременным зацеплением сате 1лита с двумя центральными калесами рис. 16.28, в). Благодаря этому масса н габариты планетарных передач меньше, чем у обычных (рядовых). [c.174]

На рис. 361, о изображена схема промежуточного вала двухступенчатого редуктора. На валу закреплены два косозубых колеса. В зацеплении зубчатых колес в точках и приложены по три взаимно перпендикулярные силы Pi = 6000 н ( 600 кГ), Ti = 2 200 (- 220 кГ), А, = 1 800 н 180 кГ) Р, = 2000 н (—200 кГ), Т = 700 н ( 70 кГ), Л, = 600 н 60 кГ). Определить диаметр вала, если допускаемое напряжение [от] = 70 Мн/м ( 700 кПсм ). Осевое усилие воспринимает левый подшипник. Расчет вести по III теории прочности. Напряжениями сжатия от осевых сил пренебречь. [c.269]

Расчет зубчатых цилиндрических эвольвентных передач. Это наиболее распространенный тип передач. Используют их при параллельных осях зубчатых колес в виде прямо-, косозубых и шевронных передач. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют более высокую нагрузочную способность, плавность вращения их основной недостаток — возникновение в зацеплении осевь1х усилий. Шевронные передачи, колеса которых состоят из двух жестко соединенных меЩу собой ко цов с противоположным-направлением линий зубьев, при обеспечении самоустанавливаемости зубчатых Колес лишены этих недостатков. Зубчатые передачи применяют с внешним или с внутренним зацеплением. Последние обладают повышенной нагрузочной способностью и меньшими размерами. Зубчатые колеса передач с внутренним зацеплением имеют одинаковые направления вращения, с внешним — противоположное. [c.187]

Силовой расчет передач. Он сводится к расчету каждой пары зубчатых колес в отдельности. Распределение усилий в паре показано на рис. 3.9. Усилие передается с одного колеса на другое по линии, совпадающей с линией зацепления. Величина этого усилия определяется модулем вращающего мэмента на валу колеса 1 и радиусом основной окружности [c.109]

При выборе величины бокового зазора необходимо учитывать пецифические особенности пластмасс как конструкционных материа-пов, в частности малую жесткость и высокие коэффициенты линейного расширения пластмасс в сравнении с металлами. Вследствие малой жесткости пластмасс прогибы зубьев (перемещение точки приложения нормального усилия) могут быть столь значительными, что их необходимо учитывать при выборе величины бокового зазора. При расчете пластмассовых зубчатых зацеплений величину бокового зазора необходимо определять по следующим формулам [c.227]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...