Зубчатые колеса, модули силы в зацеплении

Зубчатое колесо 1 вращается под действием пары сил с моментом М = 10 Н м, с угловым ускорением е = 200 рад/с , его масса т = 5 кг, радиус инерции р = 0,07 м, радиус делительной окружности =0,1 м. Определить модуль силы, действующей по линии зацепления L на зубчатое колесо 2 (54,3) [c.290]

Водило 1, вращаясь в горизонтальной плоскости, сообщает угловое ускорение е = = 400 рад/с зубчатому колесу 2, которое можно считать однородным цилиндром радиуса г = 0,1 м, массой 1 кг. Определить модуль силы в зацеплении, действующей по линии зацепления Z,. (21,3) [c.294]

С целью получения бесшумного хода при окружной скорости у > 3 м/с одно из колес зубчатой передачи (чаще всего меньшее, обычно являющееся ведущим) иногда изготовляют из какого-либо неметаллического материала. Недостатками неметаллических зубьев шестерен являются меньшая прочность при изгибе и небольшая износостойкость по сравнению с металлическими зубьями. Поэтому неметаллические шестерни не применяют в передачах, отличающихся малыми скоростями движения при больших величинах удельного давления на зуб. Наоборот, их применяют в передачах, движущихся с большими скоростями при небольших значениях передаваемых сил, когда модули зацепления (а следовательно, и размеры колес) для неметаллических шестерен приходится принимать по конструктивным или технологическим соображением большими, чем они получаются из расчета на сдвиг поверхностных слоев и на изгиб в опасном сечении. Неметаллические зубчатые колеса получили значительное распространение в авиационных и автомобильных двигателях, в ткацких станках и пр. [c.319]

Необходимо иметь в виду, что планетарные и дифференциальные механизмы практически почти никогда не делаются с одним сателлитом, обычно сателлитов бывает несколько, входящих в зацепление с одними и теми же центральными колесами. Это делается для уравновешивания сил инерции и разгрузки зубчатых колес механизма, позволяя уменьшать модуль зацепления и общие габариты редуктора. При определении числа степеней свободы следует помнить, что все добавочные сателлиты (сверх одного) являются пассивными связями. [c.41]

Для расчета на контактную усталость зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Так как силы и модули в ряду зубчатых колес планетарной передачи одинаковы (например, ряд зубчатых колес а—g—b), а внутреннее зацепление прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а п g (см. табл. 5.1, вариант 1). При различных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют для подбора материала колес или как проверочный. При проектировании передач типа Зк расчет зацепления производят для второй ступени и полученное значение. модуля принимают для всех колес передачи. Выполнение требования равнопрочности колес достигается за счет уменьшения длины зуба колес первой ступени. При проектировании многоступенчатых передач типа 2к—к общее передаточное отношение разбивают между ступенями таким образом, чтобы оно убывало от ступени к ступени на 25...30 % в направлении силового потока. [c.161]

Проверка жесткости вала. Во многих случаях достаточно прочные валы оказываются совершенно непригодными для работы вследствие большой деформации (большой стрелы прогиба, большого искривления оси или большого угла закручивания). На рис. 15.4, а штрих-пунктирными линиями показано, как изгибается вал с кон-сольно расположенным коническим колесом под действием окружного усилия Р. На рис. 15.4, б изображено положение червячного колеса и червяка, которое они займут в результате деформации валов под действием сил, возникающих в червячном зацеплении. Очевидно, в обоих этих случаях, чтобы правильность зацепления не была нарушена, нужно ограничить величину деформации валов. Чаще всего для валов зубчатых и червячных передач считают, что допустимый прогиб должен быть не больше 0,01—0,02 от значения модуля зацепления. Можно привести и другие примеры, когда деформация вала должна быть ограничена. Например, возникающая вследствие скручивания разница в углах поворота деталей, находящихся на противоположных концах вала, может привести к ошибке в функционировании всего устройства. [c.380]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам обыкновенных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис. 12.1, необходимо рассчитать внешнее зацепление колес У и 2 и внутреннее — колес 2 и <5. Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление. [c.185]

Теперь надо сделать силовой расчет первичного механизма. К его подвижному звену / приложень следующие силы и моменты (рис. 5.7,d) ставшая известно й сила F12 = —/ 21, сила тяжести Gi, главный вектор сил инерции Ф>, главный момент сил инерции М<, , неизвестная по модулю и направлению реакция Fu> стойки, действующая в шарнире А, и неизвестная по модулю движущая сила являющаяся воздействием зубчатого колеса 2" на зубчатое колесо z. Линия действия силы Гд проходит через полюс зацепления Р под углом зацепления а г- Положение полюса Р и величина угла (1№ определяются из геометрического расчета зубчатой передачи (см. гл. 13). [c.190]

Из разных видов зубчатых зацеплений эвольвентные зацепления, в силу своих существенных достоинств завоевали наибольшее признг-ние. В основе эвольвентного профиля лежит исходный равнобокий трапецеидальный контур зубчатой рейки (фиг. 54, а), обкатывающей колесо без скольжения, при этом боковые стороны зубьев рейки описывают эвольвентные кривые, которые и образуют профиль боковы.х сторон зубьев колеса. ГОСТ 3058-54 иллюстрирует стандартны исходный контур зубчатой рейки (фиг. 54, а) и дает числовые значения ее параметров для разных модулей цилиндрических колес. [c.212]

Здесь Ту-—крутящий момент па тихоходном валу передачи, Н-м Е — модуль упругости материала гибкого колеса, для стали Е = 22-10 МПа Сф— коэффициент формы деформированного гибкого колеса, при рекомендуемом профиле кулачг а генератора Сф 1,6 Кк—коэффициент, учитывающий в гибких колесах - ппа кольцо переменность сечения обода в окружном направлении, а в гибких колесах типа стакан и труба — краевой эффект в стыке зубчатого венца с оболочкой, Кк 1.5 К — коэффициент, учитывающий локальный характер приложения окружных сил в зубчатом зацеплении К , = 4...5 при кулачковом и 5...6 дисковом генераторах волн (меньшие значения для гибких колес типа стакан и труба , большие — кольцо ) К — коэффициент перегрузок, /< = 1,1...2 при Т-, = [c.89]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...