Шестерни — Диаметры — Расчет

При проектном расчете обычно определяют диаметр выходного конца вала, который в большинстве случаев испытывает лишь одно кручение. Промежуточный вал не имеет выходного конца, поэтому для него расчетом определяют диаметр под шестерней. Остальные диаметры вала назначаются при разработке конструкции с учетом технологии изготовления и сборки. [c.278]

При проектном расчете передачи, когда окружная скорость и отношение ширины шестерни к диаметру ее начальной окружности еще неизвестны, можно принимать [c.85]

Диаметр вала в опасном сечении (под шестерней г ) определяем из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению [т] . = 200 кГ/см , учитывая изгиб его силами, действую-ш,ими в зацеплении [c.410]

Например, в пакете прикладных программ ПДМ — проектирование деталей машин — расчет проводят в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта массу механизма и колес, диаметр впадин шестерни быстроходной ступени, диаметры вершин колес, межосевое расстояние и др. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант. [c.37]

Пример 16.3. Подобрать подшипники для вала конической шестерни, нагруженного по рис. 16.18 п 960 мин-i, срок службы Lfi - 10 000 ч, режим нагрузки I по рис. 8.41 п по позиции 3, табл. 16.3, допускается двухкратная перегрузка, температура подшипника I < ЮО С. Из предыдущего расчета вала /,j 2100 Н, F,-2 645 И, Fa —1064 И, диаметр вала d 30 мм. [c.298]

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров колес и передач. При стальных колесах ориентировочное значение делительного диаметра шестерни определяется по уравнениям (dmi, мм) для прямозубых колес [c.124]

При проектировочном расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяется начальный диаметр меньшего центрального колеса (шестерни) [c.169]

Наружный диаметр шестерни с круговыми зубьями при конструкторском расчете для рекомендуемого отношения кь = = 0,285 можно найти из формулы [c.198]

Проектирование зубчатого механизма начинают с выбора и расчета основных параметров передаточного числа и, числа зубьев 2, межосевого расстояния а , диаметра колес ширины венца колес и модуля т. Если задана кинематическая схема механизма и режим работы выходного вала (частота вращения вращающий момент 7"), то на первом этапе выбирают передаточные числа каждой ступени, назначают числа зубьев колес, выбирают двигатель. После этого выполняют проектный расчет для обоснования размерных параметров передачи. Если межосевое расстояние выбирают из конструктивных соображений, то диа.метр шестерни для передачи без [c.205]

При проектном расчете ориентировочные значения среднего диаметра конической прямозубой шестерни получают, решая данное уравнение относительно л [c.215]

Пример 2.55. Определить требуемый диаметр вала конической шестерни (рис. 2.152), передающей мощность JV 14 кет при угловой скорости ш = = 100 рад/сек. Расчет выполнить по гипотезе энергии формоизменения, приняв [о] = [c.303]

Из расчета на контактную усталость определим делительный диаметр шестерни по формуле [c.155]

Так как при вычислении допускаемых контактных напряжений и диаметра шестерни принимали предварительные значения расчетных коэффициентов, то найденное значение 1 уточняют путем повторного расчета (одного или нескольких) с уточненными значениями коэффициентов Z/ , 1 нр рекомендации в справочной [c.371]

Пригодность заготовок шестерни и колеса (см. примечание к табл. 9.2). Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса 5 D =, + 6 мм = 68 + 6 = 74 мм < 80 мм (принятого по таблице) 5 = 62+4 мм = 63+ 4 = 67 мм <80 мм (принятого по таблице), заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовок выполняются. Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термообработке — улучшение. Поэтому выбранная в начале расчета сталь 45 не требует изменения. [c.195]

Приближенный тепловой расчет производится для эквивалентного цилиндра с диаметром, равным средней толщине зубца, из расчета его сквозного нагрева до температуры закалки = = 750° С при максимально допустимой температуре на поверхности. Полученная удельная мощность умножается на полную одновременно нагреваемую поверхность шестерни. Тогда имеем [c.150]

Если корпус относится к типу /// (рис. 28), то расчет параметра Кц следует осуществлять в месте, где ожидается наименьший теплоотвод, т. е. в наиболее опасном с точки зрения работоспособности полимерного подшипника. На схеме корпуса типа III это соответствует участку, расположенному под шестерней блока, имеющей наименьший диаметр делительной окружности 2 2. При выборе опасного места не следует принимать во внимание участки ступицы с относительной протяженностью 2hJ d — i) < 1, где и d — соответственно ширина и наружный диаметр ступицы. [c.55]

Если расстояние между осями можно регулировать, то задача сводится к тому, чтобы выяснить, на какую величину можно углубить зубья колеса без вреда для качества зацепления. Для этой цели служит диаграмма обозрения зубчатых передач (рис. 12). Параметры шестерни, сопряженной с прорезанным колесом, остаются такими же, как до ремонта, за исключением небольшого уменьшения наружного диаметра на величину обратного сдвига . Геометрический расчет передачи выполняют по формулам табл. 7. [c.331]

Следует иметь в виду, что с увеличением размеров нагруженных элементов и сечений часто резко возрастают габаритные размеры деталей. Например, для открытой зубчатой передачи принятое немного большее значение модуля (чем это требуется по расчету) приводит к значительному увеличению диаметра колеса. Увеличивается и диаметр шестерни, но на меньшую абсолютную величину. При этом ширина венца шестерни и колеса также увеличивается. Аналогичное влияние на габаритные размеры шкивов клиноременных передач и звездочек цепных передач оказывают, соответственно, сечение ремня и шаг цепи. [c.8]

Основными элементами зубчатого зацепления цилиндрических колес являются количество зубьев г, модуль зуба т и диаметр начальной окружности Оп- ,, Для расчета цилиндрических зубчатых шестерен с прямым и косым зубом существуют формулы, устанавливающие взаимосвязь между основными элементами шестерни и их размерами (см. табл, 1 и 2). [c.93]

В расчете функциональных параметров дополнительно к исходным данным задают коэффициент ширины и два вида ограничений на диаметр делительной окружности шестерни d. первый вид вызван недостатком пространства для размещения передачи с наибольшим межцентровым расстоянием А , второй — регламентацией числа зубьев Zi, гг и стандартизацией р . Наибольшее ограничение на диаметр в зависимости от Zi, Z2 и р можно получить из формулы (7.33) [c.372]

При проектном расчете используют формулу для определения внешнего делительного диаметра шестерни из (11.40) для /Гь, =0,285 [c.285]

Пример расчета 15.1. Выполнить проектный расчет вала и его опор (см. рис. 15.1) Г=645 Н м, л=200 ьшн , ширина шестерни — 100 мм, диаметр шестерни упругая втулочно-пальцевая муфта материал вала — сталь 45, улучшенная, с,=750 МПа, (Гт=450 МПа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двухкратная кратковременная перегрузка. [c.327]

Расчет влияния прогиба консольно закрепленного валика на упругий мертвый ход следует производить только в тех случаях, когда консольная длина валика L (расстояние от средней плоскости шестерни до торца подшипника) не менее чем в 5—10 раз превосходит его диаметр и нагрузка на него достаточно велика. [c.571]

Центрирование шестерен с винтовыми зубьями производится с помощью шариков. Точный диаметр ролика или шарика определяют и проверяют расчетом. При этом задаются точкой касания ролика с профилем зуба, лежащей на середине высоты головки зуба. Повышенную точность центрирования обеспечивают патроны, в которых шестерня центрируется при помощи роликов, заложенных во все впадины между зубьями. Такие патроны называются суммарными или интегральными. Хорошее центрирование шестерни при шлифовании отверстия обеспечивают мембранные патроны. [c.447]

Шестерни — Диаметры — Расчет 486, 488, 489 [c.796]

Стальной вал (рис. 2.251) приводится во вращение от электродвигателя, передающего момент ш=1,2кН-м. На вал насажена шестерня, приводящая в действие рабочую машину. Определить требуемый диаметр вала, приняв [ст] = 60 МН/м . Расчет выполнить по теории прочности наибольших касательных [c.216]

Рис. 2.32. Схема алгоритма для расчета, ориентировочного значения диаметра начальной окружности шестерни Данный алгоритм распространяется на передачи с высокой твердостью активных поверхностей при передаваемой мощности Р < 125 кВт и частоте вращения п, < 3000 мин

Расчет передач начинают о предположения Что лимитирует контактная долговечность зацеплений a-g. При расчетах исполы зуют формулы, приведенные в табл. V.1.6 при этом iw = = и Тун— Ti, определение Ма и Ti см. 6 табл. V.1.25, Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра у1рьл 0,75, [c.200]

Расчеты и эксперименты показывают, что при работе шлицевых соединений происходят скольжение и износ, связанные с зазорами и контактными деформациями. Эти скольжения резко увел15-чены в шестернях малых диаметров, в паразитных колесах и в ременных шкивах, где радиальные нагрузки повышены. [c.174]

Размеры или а , зубчатой передачи определяют (если они не были ранее выбраны конструктивно) из расчета на контактную выносливость зубьев. По рекомендации приложения 1 к ГОСТ 21354—75 в целях упрощения расчета ряд величин взят в усредненно.м значении и объединен коэффициентами Ка для расчета диаметра шестерни и Ка для расчета межосевого расстояния [c.44]

Расчет ременной передачи. Исходные данные. Мощность на ведущем шкиве / ,=5,5 кВт. Частоза вращения Hj = 1445 об/мин. Примем для расчета узкий клиновый ремень. Результаты расчета, выполненные по учебнику [6], следующие ремень сечения УО диаметры шкивов з/, =71 мм, 3/2 = 224 мм число ремней г = 8 сила, нагружающая вал-шестерню, / р=1685 Н. [c.55]

Пос е этого определяют ширину колеса / 2 =предварительное значение диаметра шестерни с1 =2a J[vl + ) и мо-дyJ ь передачи = Полученный расчетом модуль окруы я-ют в большую сторону до стандартного значения (см. с. 16). [c.151]

Пример расчета 6.1. Рассчитать подвижное соединение прямозубой шестерни коробки передач с валом (см. рис. 6.10) при данных Т = 230 Н>м п= 1450 мин , срок службы 10000 ч, режим нагрузки II, диаметр вала da 40мм, диаметр зубчатого венца d , = 75 мм, ширина венца 6 = 20 мм. Материал рабочих поверх- [c.83]

Для упрощения расчетов на прочность, а также определения коэ( 1фициента перекрытия и минимального числа зубьев шестерни, при котором еще отсутствует подрезание, конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими колесами, модуль которых принимают равным модулю т р конических колес в среднем сечении зуба (см. рис. 198). Диаметр делительной окружности эквивалентного колеса принимают равным диаметру развертки среднего дополнительного конуса [c.307]

ПЩ1 проектном расчете обычно определяют диаметр выходного конца вала, который в большинстве случаев испытывает лишь одно кручение. 11роме.жуточный вал не имеет выходного конца, поэтому для него расчетом определяют диаметр под шестерней. [c.513]

В остальных случаях, т. е. при переменном режиме нагрузки, при твердости рабочих поверхностей зубьев обоих колес более 350 НВ или при любой твердости, но окружной скорости колес t>>15 м/с (при больших скоростях между зубьями образуется постоянный масляный с]юй, защищающий их от износа) зубчатые колеса счигаю неприрабатывающимися. В таких случаях числовые значения коэффициентов К,, и принимают по 1абл, 9.5 в зависимости от коэффициента ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Так как в начале расчета euje неизвестны />2 и t/j, то / определяют в зависимости от коэффициента /д по формуле [c.192]

Расчет конических колес педут ио среднему сечению, находящемуся на середине длины зубьев. При этом конические колеса заменяют эквивалентными цилиндраческими их диаметр начальной окружности и модуль равны диаметру начальной окружности и модулю в среднем сечении зуба конических колес, а профиль зубьев соответствует профилю приведенных колес, полученных разверткой дополнительного конуса на плоскость (рис. 66). Из иары сцепляющихся зубчатых колес рассчитывают меньшее (шестерню). Упрощенный метод расчета приведен в 1абл. 104—108. Обозначения, кроме особо оговоренных, те же, что и в табл. 54, [c.380]

Значит, данное колесо можно обточить на 2 0,93 10 = 1у,0 мм по диаметру Если межцентровое расстояние данной пары можно изменить, то дальнейший расчет производится по табл. 100 или 1(73, )фичем коэффициент коррекции колеса следует брать как можно меньшим, чтобы по возможности оставить запас для последующего ремонта, а коэффициент коррекции шестерни оставить таким как был (см. стр, 476). Если расстояние межлу осями менять нельзя, то следует руководствоваться указаниями на стр. 472. [c.475]

Е. М. Юдин [24] рекомендует форму и размеры канавок, показанные на фиг. 59. При этом правые канавкн служат для подпитки защемленного объема при его увеличении, а левые — для отвода жидкости из защемленного объема при росте в нем давления. Изображенные на фиг. 59 канавки выполнены на подпятнике ведущей шестерни. Жирными линиями нанесен теоретический профиль канавки в плане, а тонкими линиями — профиль канавок, удобный с технологической точки зрения. Канавку второго типа легко получить фрезерованием. Диаметр фрезы при этом следует брать минимальным. Глубину канавки у выбирают из такого расчета, чтобы скорость в щели не превышала 10 м1сек, т. е. [c.109]

Пример расчета. 6.1. Рассчитать подвижное (без нагрузки) соединение трямозу-бой шестерни коробки передач с валом (см. рис. 6.9) 1фи данных 7 230 Н м п = = 1450 мин , срок службы /=10000 ч, режим нагрузки П (см. табл. 6.4), диаметр вала материал рабочих поверхностей — сталь 40Х, термообработка — улучшение 270 НВ, мдние условия смазки. Соединение рассчитать в двух вариантах 1 — шпоночное, 2 — зубчатое. [c.103]

Порядок расчета зубчатых цилиндрических эвольвентных передач следующий 1) Задание исходных данных, определение вспомогательных и- нагрузочных коэффициентов (табл. V.1.5—V,1.7, V.1.9- V. 1.13) 2) определение параметров для расчета допускаемых напряжений, а также значений допускаемых напряжений на контактную и изгибную долговечность и прочность (табл. V. 1.5, V.1.6, V. 1.14- -V.l,19) 3) расчет значений начальных диаметров шестерни d i и колеса d u (индексом 1 всегда обозначают шесФерню, индексом 2 колесо), модуля т (табл. V. 1.6), определение межосевого расстояния по формуле = 0,5 (dij,2 dwi) последующим округлением значений а,, и m до стандартных (табл. V.1.7) 4) определение остальных основных геометрических параметров передачи (табл. V.1.8). Расчет ведется методом последовательных приближений, при необходимости исходные " данные корректируются. [c.187]

Учитывая кратковременность работы с наибольшим крутящим моментом на последней ступени при большом диапазоне регулирования шпинделя, рекомендуется принимать расчетное число оборотов, а не минимальное Прао, = Выбор модуля зубчатых колес производят при расчете на контактную и изгибную прочность зубьев. При расчете на контактную прочность делительный диаметр шестерни [c.76]

Расчет подшипниковых опор коническо-цилиндрического редуктора. Редуктор приводится электродвигателем мощностью 10 кВт с частотой вращения п = 970 мин" (рис. 8.15). Мощность на ведущем валу Л/, = 9,26 кВт, общее передаточное чисто редуктора р = 12, передаточное чисто конической пары /] =3, цилиндрической / г = 4. Частота вращения промежуточного вала 2 = 323 мин выходного 3 = 80,8 мин диаметр шестерни (по делительной окружности конической передачи й д1 = 80 мм, колеса = 240 мм углы при верщинах начальных конусов 61 = 18 25 , 2 = 7Г35 (5, см. табл. 8.17) длина зубьев 82 = 42 мм средний диаметр на делительном конусе шестерни < 1ср 66,8 мм, колеса d2 p = 200 мм. В прямозубой цилиндрической передаче диаметр шестерни дз 90 мм, колеса /д4 = 360 мм. [c.483]

Основными являются расчеты на контактную и изломную выносливости . При проектировании новой передачи предварительно определяют делительный диаметр шестерни по фиг. 41, а затем г, и Ь по фиг. 38 и 39.. [c.486]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...