Зубчатые колеса Нагрузки расчетные

Критерии работоспособности зубчатых колес и расчетная нагрузка [c.129]

Если в течение одного оборота зубчатого колеса нагрузка меняется так, что наибольшая нагрузка каждый раз приходится на один и тот же зуб, то за расчетную нагрузку принимают эту наибольшую, причем Рц == 1 [c.458]

РЕЖИМ РАБОТЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И РАСЧЕТНАЯ НАГРУЗКА [c.76]

Показатели нормы контакта зубьев в передаче. Для получения надежных зубчатых передач зубья парных зубчатых колес должны соприкасаться по всей длине контактных линий, В этом случае удельная нагрузка в зацеплении достаточно равномерно распределяется вдоль контактных линий исключается концентрация нагрузки, действующей на зубья, и напряжений в материале зубьев создаются условия для равномерной смазки зацепления и обеспечивается (наряду с другими мерами) расчетная изгибная и контактная долговечность зубьев передач. [c.200]

Расчетная нагрузка на зубчатые колеса складывается из [c.177]

При работе машин в их деталях во многих случаях возникают напряжения, переменные во времени. Как известно из предыдущего в этих случаях расчеты на прочность целесообразно выполнять в виде проверочных, определяя расчетный коэффициент запаса прочности и сравнивая его с требуемым. Допускаемое напряжение при переменных нагрузках определяют сравнительно редко, так как оно зависит от коэффициента концентрации напряжений и масштабного фактора, которые в стадии предварительных проектных расчетов более или менее точно установить невозможно. Лишь для некоторых элементов, например зубчатых колес, у которых коэффициент концентрации напряжений можно установить до выполнения чертежа, определяют допускаемые напряжения с учетом переменности рабочих напряжений во времени. [c.331]

Нагрузки на валы и расчетные схемы. Для расчета на прочность необходимо знать напряжения в сечениях вала от внешних нагрузок (постоянных и переменных), которые передаются от сопряженных деталей (зубчатых колес, шкивов и др.). Нагрузки рассчитывают (в редукторах, конвейерах, гру- [c.409]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

Если величина исходной расчетной нагрузки для зубчатого колеса определяется условиями, заданными на другом, например конечном элементе механизма, в состав которого входит рассчитываемое зубчатое колесо, то выбранное по циклограмме нагружения число циклов перемен напрян(еиий может быть менее 5 -Ю". [c.353]

Программный модуль силового контроля шпиндельной коробки (№3) формирует при одновременной работе инструментов в различных шпинделях график изменения нагрузки во времени для каждого шпинделя определяет расчетные нагрузки на валах, опорах, зубчатых колесах [c.116]

Всему причиной такие свойства капрона, как его высокая упругость, малый коэффициент трения и почти полная нечувствительность к концентрации напряжений и ударным нагрузкам. В капроновых шестернях нагрузка распределяется между большим количеством пар зубьев и более равномерно, чем в металлических. Поэтому расчетная нагрузка капроновых зубчатых пв редач по сравнению с металлическими уменьшается в 2—3 раза, а это и приводит к одинаковым размерам капроновых и стальных зубчатых колес. У капроновых шестерен резко уменьшается по сравнению с металлическими влияние динамического характера нагрузки. [c.165]

Мощности тепловых источников определяются расчетным путем по потерям механической энергии на трение в подшипниках и зубчатых колесах. При этом предполагается, что вся работа трения превращается в теплоту. По данным [1], потери энергии на трение в подшипнике состоят из постоянных (не зависящих от нагрузки) и нагрузочных потерь. Они вычисляются по выражению [c.415]

Расчетные нагрузки, распределенные по длине зубьев зубчатых колес, пальцев упругих муфт, вкладышей подшипников скольжения, вдоль шпонок, зубьев зубчатых (шлицевых) валов и т. п., при составлении расчетной схемы вала обычно принимают за сосредоточенные силы, место приложения которых зависит от соотношения жесткостей вала и ступицы и характера посадки ступицы на валу, [c.138]

Необходимо отметить также тот факт, что пределы усталости для одних и тех же материалов, определенные различными авторами, неодинаковы. Так, в работе [2] предел усталости для стали 45 равен ст-i = 22 кгс/мм в работе [3] T-i = = 24—26 кгс/мм . Результаты наших испытаний дали величину <7-1 = 32,3 кгс/мм . Несовпадение величин пределов усталости для одних и тех же материалов происходит из-за многих факторов. В частности, большое влияние оказывает масштабный фактор, нестабильность структуры и свойств материала одной и той же марки стали, различия в термообработке и т. д. Наши исследования показали, что предел усталости для зубчатых колес зависит от таких параметров, как число зубьев, модуль, ширина зубчатого венца, степень точности. Расчетным путем влияние этих факторов весьма трудно учесть. Поэтому для получения высокой точности и надежности расчета необходимо определять прочность самих зубьев путем их испытания. Обычные испытания для построения кривой Велера довольно длительны, в связи с этим важное значение приобретают ускоренные методы испытаний. При этом более определенной величиной, характеризующей прочность зуба, будет не допускаемое напряжение, которое трудно измерить, а удельная нагрузка, равная отношению окружного усилия к модулю и ширине зубчатого венца, т. е. [c.105]

Правильные формы пятна контакта без нагрузки представлены на рис, 9-39, а, с полной нагрузкой — на рис. 9-39,6. Основные погрешности зацепления прямозубых конических зубчатых колес следующие недостаточный радиальный зазор (рис. 9-39, е), межосевой угол больше расчетного (рис. 9-39, г),- межосевой угол меньше расчетного (рис. 9-39,6). Если на зубьях ведущего или ведомого колес пятна контакта расположены плотно на одной стороне зуба на узком конце, а на другой — на широком, то это свидетельствует о перекосе осей зубчатых колес. [c.318]

Существует точный в приближенный способы расчета полной нагрузки. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет по сравнению с точным немного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагов, угла наклона зуба ф, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной (полезной) нагрузки. [c.361]

Деформации зубчатых колес и валов, а также опор и корпусов и неизбежные погрешности при их изготовлении и монтаже обусловливают дополнительные динамические нагрузки. Поэтому в расчет вводят не номинальную, а так называемую расчетную нагрузку [c.154]

В приведенных наибольший вращающий момент на шестерне в кГ м, определяемый с учетом сил инерции, возникающих в приводе. Не учитывают только те пиковые нагрузки, число циклов действия которых на каждый зуб шестерни не превосходит 10 за весь расчетный срок службы передачи К ц — по формуле (5) с учетом при.мечания к табл. 19 К/) — то же, что и при расчете на контактную выносливость Р — коэффициент, учитывающий наклонное (к основанию) расположение опасного сечения зуба косозубого (шевронного) зубчатого колеса (фиг. 24) — коэффициент, учитывающий переход от расчета зуба по наклонному опасному сечению к расчету зуба по его основанию (фиг. 25). [c.459]

Легкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125% от нормальной (расчетной) - нагрузки — 1—1.2 Металле режущие станки (токарные, сверлильные, шлифовальные и фрезерные). Машины для обработки хлопка, льна и шерсти. Вентиляторы и воздуходувки. Элеваторы и отводящие рольганги мелких прокатных станов. Внутрицеховой транспорт. Зубчатые колеса со шлифованными зубьями (нижний предел Кб при работе в масляной ванне) [c.396]

Нагрузки от дисков, шкивов, зубчатых колес и других деталей также передаются на валы через площадки контакта. Распределение давлений (напряжений) в зонах контакта зависит от ряда конструктивных и технологических факторов (см. гл. 29), а расчетное определение этих давлений в соединениях и передачах связано со значительными математическими трудностями. В приближенных расчетах валов обычно не учитывают распределение нагрузок по длине зубьев зубчатых колес и шлицевых соединений, вдоль шпонок, вкладышей подшипников скольжения и других деталей, и при составлении расчетной схемы вала эти давления обычно заменяют эквивалентными сосредоточенными силами, приложенными в середине площадки (площадок) контакта 1, [c.131]

Связь между удельной контактной нагрузкой q в кГ с.ч и окружным усилием Р ъ кГ [расчетным, определенным по формуле (6а)] для прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колес выражается следующей формулой (выведенной в предположении о равномерном распределении нагрузки по контактным линиям) [c.93]

В расчетных схемах нагрузки, действующие на вал от зубчатых колес, маховика, и реакции опор принимают сосредоточенными. При этом валы рассматривают как балкн на шарнирных опорах. При подшипниках скольже шя реакция принимается отстоящей на 0,5 , но не более 0,3/ от нагру/кенного края опоры в случае приложения силы по одну сторону опоры (где I — длина опоры, а й — диаметр вала). [c.84]

Волновые передачи могут быть одноступенчатые и многоступенчатые. Одноступенчатые имеют передаточное отношение в диапазоне 60 i 250. Минимальное передаточное отношение min Ss 60 ограничивается изгнбной прочностью стального гибкого элемента (в случае применения пластмасс при малых нагрузках t min S 30), max 250 лимитируется модулем зубчатых колес, расчетная величина которого в этом случае должна быть пг < 0,1 мм. Очевидно, что изготовление силовых передач с таким малым значением модуля при сохранении необходимой точности зацепления составляет определенные трудности. Увеличение модуля по технологическим причинам приводит к неоправданному возрастанию габаритов и веса передач. [c.351]

В передачах, несущая способность которых определяется прочностью рабочих поверхностей зубьев, с переходом от твердости НВ 200 к НВ 340 масса передачи снижается примерно в 2,5 раза, а с переходом от твердости НВ 200 к твердости HR 60 для цементованных зубчатых колес достигается снижение в 7 раз. Эти сравнения относятся к передачам с неограниченно большим числом циклов изменения напряжений при действии расчетной нагрузки (при NfjE При ограниченном сроке службы (NfjE < но) преимущества передач с высокой 1вердостью зубьев еще более значительны. [c.632]

Для определения коэффициентов безопасности необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. При составлении расчетной схемы вала действительные нагрузки, распределенные по длине ступицы зубчатого колеса, ширине подшипника заменяют сосредоточенными расчетными нагрузками подшипники - шарнирными опорами. Центры опор принято принимать как показано на рис. 286, а-в. В случае наличия муфты учитывают нагрузку от нее на вал, которая имеет место вследствие неизбежной несоос-ности соединяемых валов. Значение этой силы приближенно можно принять = (0,2 [c.317]

Коэффициевт 11ц (см. также ниже — табл. 8.9 и 9.5) имеет определенный физический смысл с помощью этого коэффициента осуществляется в расчетах передач замена действующей (реальной) переменной нагрузки постоянной (расчетной) нагрузкой, эквивалентной действующей по усталостному воздействию на зубья зубчатых колес. [c.181]

После встречи профилей зубьев зубчатых передач вне расчетной точки нормальная составляющая скорости равномерно уменьшается и становит ся равной нулю в момент выхода точки контакта зубьев на линию зецепления. Па этом интервале времени действие постоянной силы препятствует сближению зубьев колес после удара [II, что приводит к замедленному увеличению динамической нагрузки в зацеплении с возрастанием скорости зубчатых колес. [c.110]

Нагрузки па вал обычно передаются через сопряженные с ним детали (зубчатые колеса, шкивы, муфты, подшипники). Передающиеся на вал нагрузки в зависимости от ряда условий (жесткости сопря>кенных элементов, специфики их работы, точности изготовления и сборки узла) фактически распределяются вдоль рабочих элементов по различным закономерностям, определяя тем самым характер распределения усилий но валу. Расчетные нагрузки, распределенные по длине зубьев зубчатых колос, пальцев упругих муфт, вкладышей подшипников скольжения, вдоль шпонок, зубьев шлицевых валов, при составлении расчетной схемы вала обычно принимают за сосредоточенные силы, приложенные по середине длины элементов, передающих силы или моменты. Поскольку вал и ступицы работают совместно, можно точнее вести расчет вала на действие двух сосредоточенных сил, приложенных на расстоянии (0,25ч-0,35) I от кромок ступицы, где I — длина ступицы (рис. 3). Меньшие зпачеиия смещения точек приложения сил соответствуют жестким ступицам и неподвижным посадкам, большие — податливым ступицам и подвижным посадкам. [c.102]

Зубчатые колеса (обычно ведущие шестерни), наружный диаметр которых Dg <С 2с в. где da — расчетный диаметр вала, как правило, изготовляют заодно с валом. Валы, особенно при несимметричном расположении шестерни относительно опор, надо выполнять возможно более жесткими, чтобы уменьшить концентрацию нагрузки по ширине зуба, которая может иметь место в результате искажения зацепления за счет упругой деформации вала. На рис. 31 дано изображение неправильного выполнения вал-шестерни с нежестким валом, а на рис. 32 показан пример выполнения этой же конструкции с более жестким валом, где зубья частично углублены в тело вала такая конструкция, несмотря на некоторое увеличение веса, более рациональна. [c.321]

Временная перегрузка до 150% от нормальной (расчетной) нагрузки 1,5-1,8 Двигатели внутреннего сгорания. Строгальные и долбежные станки. Крановые крюки. Грохоты. Трепальные машины. Зубчатые колеса с грубооб-работанными зубьями (нижний предел Кб при работе в масляной ванне) [c.396]

При струйной смазке значение фр найденное по формуле (2.47), надо умножить на коэффищ1ент 0,7. Ориентировочные значения <)/ одноступенчатых зубчатых передач приведены в табл. 2.1. Эти данные, так же как и результаты расчетов по вышеприведенным формулам, не относятся к передачам, у которых передаваемая нагрузка значительно меньше расчетной. С уменьшением нагрузки растет /, поскольку потери холостого хода (затраты энергии на размешивание масла, преодоление сил трения в подшипниках, обусловленных массой зубчатых колес и валов, потери в уплотнениях и др.) при этом остаются приблизительно постоянными. [c.26]

Вследствие деформации червяка, вала колеса, иодшипников и корпуса, неточностей изготовления и сборки нагрузка вдоль контактных линий распределяется неравномерно. Аналогично зубчатым передачам увеличенпе расчетной нагрузки учитывают введением соответствующих коэффициентов — концентрации нагрузки и — динамической нагрузки. При этом расчетная нагрузка на колесе = РК и расчетный момент = = М К, где К = — коэффициент нагрузки. Подставляя значение д, р р и в выражение для контактных напря-, жений (1.23), получаем формулу проверочного расчета червячной передачи по контактным напряжениям [c.288]

Испытания на стенде трех редукторов Ц2-300 в условии механизма подъема, длившиеся в общей сложности около 4000 ч машинного времени, подтвердили, что расчетная долговечность (8 лет) соответствует фактической. При испытаниях трех редукторов Ц2-300 на инерционном стенде с электрическим нагружением, позволяющим имитировать условия работы механизма передвижения крана, было установлено также, что долговечность редукторов Ц2 составляет не менее 8 лет. Однако для обеспечения такого срока службы необходимо строго выдерживать качество материала шестерен и зубчатых колес, а также тщательно контролировать термообработку зубьев. Наблюдения за работой 93 редукторов типа Ц2 различных типоразмеров, установленных в механизмах подъема и передвижения кранов на различных заводах, также подтвердили их работоспособность при паспортной нагрузке. Обследование 41 вертикального редуктора типа ВКН также выявило их удовлеворительную работу. [c.394]

Расчетные нагрузки, распределенные по длине зубьев зубчатых колес, пальцев упругих муфт, вкладышей подшипников скольжения, вдоль шпонок, зубьев шлицевых валов и т. п., при составленпи расчетной схемы вала обычно принимают за сосредоточенные силы, приложенные по середине длины элементов, передающих сплы или моменты. Поскольку вал и стуница работают совместно, точнее вести расчет вала на действие двух сосредоточенных сил, при.то-женных на расстоянии (0,25 -ь 0,35) I [c.217]

Бивалентной нагрузки). Расчетную нагрузку следует определять также для этого зубчатого колеса. Расчет косозубых и шевронных колес следует производить с учетом указания 3 на стр. 96. [c.100]

Во время работы зубчатой передачи вследствие упругой деформации ее зубчатых колес, валов и подшипников, а также погрешностей при их изготовлении и сборке, нагрузка на зубья распределяется по их длине неравномерно. Кроме того, на зубья действует дополнительная динамическая нагрузка. Озответственно, в формулы для расчета зубьев на прочность вводят поправочные коэффициенты /Ск —к оэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зубьев, и/Сд — коэффициент динамической нагруз-к и, учитывающий дополнительную динамическую нагрузку на зубья. Коэффициенты Кк и Кд вводят в расчетные формулы умножением силы Q на эти коэффициенты. [c.241]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...