КОЛЁСА — КОЭФИЦИЕНТ

От нагрева тормозных колодок величина коэфициента трения почти не зависит. Для влажных колёс величина коэфициента трения снижается на 10—20%, но при больших ско- [c.136]

Числовой коэфициент 2 в формуле (35а) верен для прямозубых колёс и для первого периода работы косозубых и шевронных колёс, коэфициент 5 — для приработанных тихоходных косозубых и шевронных колёс для быстроходных колёс этот коэфициент следует брать в пределах от 2 до 3. [c.295]

Червячные колёса бронзовые — Коэфициент материала 683 [c.1095]

Прямые зубья ступенчатой формы по ширине зубчатого колеса Сумма (для внутреннего зацепления — разность) коэфициентов коррекции колеса и шестерни сопряжённой пары зубчатых колёс в нормальном (или в торцевом) сечении Длина дуги делительной окружности между профилями зуба в торцевом сечении (фиг. 1 и 2) [c.220]

Примечания. 1. Если угол зацепления пары прямозубых колёс а не равен 20° и при этом коэфициенты формы зуба известны, то для уточнения расчёта на изгиб (если в таком уточнении имеется необходимость) правую часть формулы (146) следует умножить, а формулу (14г) или [c.270]

Если в паре зубчатых колёс одно или оба колеса выполнены не из стали, то вместо числового коэфициента 900 в форму (146), (14г) и (14д) следует подставить [c.271]

Теоретический и эффективный коэфи-циенты концентрации напряжений у корня зуба. Для зубьев со стандартным радиусом выкружки основной рейки (стр. 222), если зубчатые колёса нормализованы или улучшены, эффективный коэфициент концентрации напряжений изгиба у корня зуба Л, в среднем можно принимать равным 1,8, а в ответственных случаях рекомендуется брать й, =0,9а, где а—теоретический коэфициент концентрации напряжений изгиба на поверхности вы кружки зуба (на стороне растяжения). [c.274]

Расчётная нагрузка для расчёта зубьев на изгиб отличается от полученной по формулам (21)—(216) расчётной нагрузки для расчёта зубчатых колёс на контактные напряжения, так как коэфициенты эквивалентной нагрузки и коэфициенты качества различны (стр. 279 и стр. 281). Однако различие коэфициентов нагрузки уже учтено в формулах (14) — (14д) и поэтому отдельно определять расчётную нагрузку для расчёта зубьев на изгиб не требуется. [c.276]

При проектировании новой передачи и при определении допускаемой нагрузки в формулу (22) следует подставлять коэфициент Ка для того из зубчатых колёс [c.276]

Коэфициент концентрации нагрузки учитывает влияние деформации зубчатых колёс, валов и опор на распределение нагрузки по ширине зубчатых колёс. Он равен отношению наибольшей удельной (приходящейся на 1 см рабочей ширины зубчатых колёс) нагрузки к средней при действии Неравно- [c.276]

Третий член правой части в формуле (24е) учитывает концентрацию нагрузки со стороны подвода к шестерне крутящего момента, происходящую вследствие закручивания и изгиба тела шестерни. Если перекос зубчатых колёс из-за деформации валов приводит к уменьшению нагрузки на этой стороне, то второй член правой части формулы следует брать со знаком минус. Коэфициент 0 на противоположной стороне шестерни определяется также по формуле (24е), но без третьего члена правой части. [c.277]

Определение коэфициента качества при проектировании новой передачи. При проектировании зубчатых колёс рекомендуется назначать допускаемые ошибки в основном шаге для прямозубых колёс и в окружном шаге и в профиле — для прямозубых, косозубых и шевронных колёс, а также допускаемые накопленные ошибки в шаге, руководствуясь табл. 24 [14]. В этом случае при определении размеров передачи или допускаемой нагрузки можно принимать [c.281]

Определение коэфициента качества при поверочном расчёте зубчатых колёс. При поверочном расчёте зубчатых колёс коэфициент качества следует определять по формуле [c.282]

В этом коэфициенте не учтены точность нарезания и концентрация нагрузки по ширине зубчатых колёс. Поэтому его можно считать коэфициентом эквивалентной нагрузки / 3 (принимая Hi = 1). [c.284]

Значения частного коэфициента качества, учитывающего зависимость динамических нагрузок от расположения зубчатых колёс в системе масс и упругих связей агрегата, приведены в табл. 27. [c.284]

Размеры передачи и элементов зацепления межцентровое расстояние А в см, рабочая ширина зубчатых колёс Ь в см, угол наклона зубьев по начальному цилиндру р, угол зацепления в нормальном сечении а , модуль в нормальном сечении т , коэфициент высоты головки зуба основной рейки [c.286]

Допускаемые отклонения угла наклона зубьев по начальному цилиндру шестерни и колеса, а также допускаемые перекос и непа-раллельность осей в корпусе передачи могут быть определены по формулам (24е) (стр. 277) и (24н) (стр. 278), если положить, что при Y=Tt- коэфициент 0 не должен быть больше 1,6, т. е. что зубчатые колёса под полной нагрузкой будут (при отсутствии перекоса по другим причинам) зацепляться по всей ширине. [c.293]

В тех случаях, когда важно уменьшить габарит зубчатой передачи по ширине (например, в коробках скоростей), рекомендуется выбирать коэфициенты ширины равными 0,1 или 0,2. Широко применяется отношение ширины зубчатых колёс к модулю, равное 10, которое при сумме зубьев 100 даёт ф = 0,2. [c.303]

Расчёт на прочность и долговечность. Цилиндрические зубчатые колёса с внутренним зацеплением следует рассчитывать на прочность и долговечность по тем же формулам, что и цилиндрические зубчатые колёса с внешним зацеплением, причём во всех формулах, в которых встречается выражение i i, следует оставлять в нём знак минус. Если нагрузка переменная, то при определении расчётной нагрузки особое внимание следует уделять коэфициенту концентрации нагрузки. [c.307]

Определение расчётной нагрузки. Коэфициент нагрузки для конических колёс с прямыми и косыми зубьями определяется так же. как для соответствующих цилиндрических колёс, причём динамическую нагрузку при определении коэфициента качества следует определять по средней окружной скорости и в формулу (28) вместо А [c.334]

Предельные эмачения нормальных реакций на колёсах н коэфициентов их изменения при передаче [c.9]

Несмотря на наличие ряда расчётных формул для определения коэфициента сопроти-м1ения перекатыванию в зависимости от на-рузки, размеров колёс и механических свойств сопрягаемой пары, в настоящее время пользуются простой формулой R-=kQ, т. е. считают, что полное сопротивление перекатыванию R прямо пропорционально весу экипажа Q. Сопротивление перекатыванию равно усилию, которое надо приложить, чтобы тянуть экипаж по горизонтальному пути. [c.139]

Решение. Из номограммы на фиг. 4а (график 1) находим значение равное коэфицненту обратного сдвига в торцевом сечении при = 20 . Из номограммы на фиг. 46 находим коэфициент Aj при = 20° (например для прямозубых колёс) коэфициент = 0. После этого получаем [c.225]

При работе зубчатых колёс на поверхностях зубьев возникают силы трения, которые изменяют напряжённое состояние в зоне контакта и увеличивают максимальное контактное напряжение сдвига. Если принять коэфициент трения равным 0,2 и неизменным по ширине полоски контакта, то максимальное контактное напряжение сдвига получит значение 0,34j на глубине 0,4 1 [15, 26]. Это напряжение почти не отличается от максимального контактного напряжения сдвига при г араболическом законе распределения нагрузки поперёк полоски контакта (при вышеуказанной её ширине), принятого здесь в качестве условного расчётного [c.244]

Если коэфициент перекрытия рассчитываемой пары прямозубых колёс (нефланкированных) превышает 2, то [c.246]

Особенности расчёта на контактные напряжения сдвига цилиндрических косозубых и шевронных колёс. При расчёте на выносливость рабочих поверхностей зубьев, цилиндрических косозубых и шевронных колёс можно пользоваться теми же формулами, что и для прямозубых колёс, подставляя в формулы (4) — (4ж) числовой коэфициент 80 ООО вместо 100 ООО и допускаемое контактное напряжение сдвига в поверхностном слое косых и шевронных зубьев (в r zj M вместо [c.246]

Особенности расчёта на контактные напряжения сдвига нестальных зубчатых колёс. Когда в паре зубчатых колёс одно или оба зубчатых колеса выполнены не из стали, числовые коэфициенты в формулах 1—1л(т. е. 100 000 для прямозубых колёс и 80 000 —для косозубых и шевронных) следует умножить [c.247]

Коэфициент определяется в зависимости отвели-, чины iib — излишка рабочей ширины зубчатых колёс по отношению к максимально укладываюш.емуся в ней целому числу осевых шаюв [c.247]

При составлении формулы для определения зонного коэфициента [11] для косозубых и ]невронных колёс допущены следующие неточности было принято [c.261]

В табл. 17 приведены допускаемые контактные напряжения сдвига для косозубых и шевронных колёс, полученные путём пересчёта соответствующих значениП, рекомендуемых АГМА [33] для опреде.тения допускаемой нагрузки (мощности) для цилиндрических косозубых и шевронных редукторов. При использовании этих данных расчётную нагрузку следует определять также по нормам АГМА (стр. 284) с учётом коэфициента скорости и частного коэфициента качества При < 100 и / > 8 указанные в табл. 17 значения неприменимы. [c.263]

Коэфициент формы зуба. Коэфициент формы зуба у для 20-градусного некоррпги-рованного зацепления с коэфнциентом высоты зуба основной рейки в нормальном сечении /о -=1 для прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колёс (при нереверсивной нагрузке) следует выбирать из табл. 20. При fo Ф 1 можно найти прибли- [c.271]

Для шевронных колёс, работающих на подшипниках качения и не притёртых при фиксированных осевых положениях, следует учитывать также неравномерность распределения нагрузки по полушевронаи, возникающую вследствие осевых сопротивлений, исре шеврона" в подшипниках (а возможно, и на элементах муфты). Для роликовых подшипников с цилиндрическмии роликами можно принимать следующие значения коэфициента трения при перемещениях вала в осевом направлении [c.278]

Формулы (24) — (24д) выведены, исходя из предположения, что при крутящем моменте окружное усилие вдоль ширины зубчатых колёс распределяется равномерно. Таким образом предполагается, что приработкой под нагрузкой (близкой к либо притиркой, либо пришабровкой (или припиливанием) зубьев устраняются технологические перекосы. В большинстве случаев, за исключением быстроходных передач или зубчатых колёс с очень твёрдыми поверхностями зубьев, достаточно достичь прилегания зубьев при сборке и обкатке зубчатых передач вхолостую по всей ширине зубчатых колёс и по всей высоте зубьев (косых и шевронных), чтобы можно было рассчитывать на то, что в результате приработки в течение первого периода работы зубчатых колёс под нагрузкой будет достигнуто равномерное распределение нагрузки по ширине зубчатых колёс (при Р= Р ). Если же вследствие неточного изготовления или неудовлетворительной сборки зубчатые колёса работают (или можно ожидать, что они будут работать) не по всей площади рабочей поверхности зубьев, то коэфициент концентрации нагрузки /Сз следует увеличить в отношении теоретической площади рабочей поверхности зубьев к действительной. [c.278]

Коэфицнент качества (коэфицнент точности) Ki- Коэфициентом качества Ki учитываются дополнительные, (к полезным) динамические (инерционные и ударные) нагрузки на зубья, возникающие из-за неточностей окончательной обработки зубьев зубчатых колёс. [c.281]

Влияние динамической нагрузки на выносливость рабочих поверхностей зубьев экспериментально не выявлено. Тем не менее, ввиду того что среднетвёрдые, и в особенности мягкие, рабочие поверхности не снижают своего предела усталости при ограниченном выкрашивании, а ошибки в шаге частично компенсируются в результате изменения формы зубьев из-за обминания их рабочих поверхностей, рекомендуется при расчёте на контактные напряжения, если //д-<350, в формулу (27) подставлять лишь половину динамической нагрузки и, вызываемой ошибками в основном (при расчёте прямозубых колёс) или в окружном шаге (при расчёте косозубых и шевронных колёс). Эти рекомендации отражены также в значениях коэфициента С, приведённых втабл.25. [c.282]

В связи с тем, что опыты Бакингема производились с зубчатыми колёсами при неуста-повившемся режиме скоростей (силы трения определялись по замедлению вращения двух пар зубчаток, нагружённых замкнутым способом", после отключения привода), более надёжны результаты опытов Яцкевича и Дитриха, согласно которым коэфициент трения между зубьями следует выбирать в пределах от 0,05 до 0,15 в зависимости от гладкости поверхностей, окружной скорости зубчатых колёс и вязкости смазки. С увеличением окружной скорости и вязкости смазки коэфициент трения уменьшается. При средних условиях наиболее вероятно значение / в пределах от 0,07 до 0,1. [c.295]

Коррекция зацепления прямозубых передач. Для нефланкированных цилиндрических прямозубых колёс, работающих в закрытых масляных ваннах, рекомендуется применять угловую коррекцию с такой суммой коэфи-циентов коррекции 5 , при которой осуществляется угол зацепления а, максимально допустимый по условиям отсутствия заострения зубьев (толщина зуба по окружности выступов должна быть не меньше 0.4—0,5 модуля) и получения достаточного коэфициента перекрытия (а > 1,2). Чем больше угол зацепления а, тем ббльшую нагрузку могут передавать прямозубые колёса (см. примечание 1 на стр. 6). Примеры выполнения такой коррекции для разных передаточных чисел i и сумм зубьев Z приведены в табл. 31, где для повышения угла зацепления использованы все возможности, вплоть до снижения радиального зазора на 0,05 т. Размеры зубчаток следует определять по формулам, приведённым в табл. 5 или на стр. 234—236, причём высоту зуба h необходимо увеличивать на 0,05 т. Допуски на наружные диаметры зубчатых колёс при применении этой коррекции должны быть выбраны по 2-му классу точности, и верхнее отклонение межцентрового расстояния в корпусе передачи не должно превышать 35 т микрон (т — модуль в мм). [c.300]

Если заменить термины начальные цилиндры (окружности)" или делительные цилиндры (окружности)" термином начальные конусы (окружности)" и под торцевым сечением понимать сечение поверхностью дополнительного конуса, то для конических колёс будут пригодны те же определения, что и для цилиндрических (табл. 3 на стр. 217—221), для следующих терминов выкружка, головка зуба диаметральный питч р з-убчатая передача зубчатые колёса (зубчатки), интерференция колесо контактная линия корень зуба косые зубья левого хода косые зубья правого хода коэфпциент высоты зуба в нормальном (или в торцевом) сечении / (/ ) коэфициент перекрытия в торцевом сечении коэфициент радиального зазора в нормальном (или в торцевом) сечении [c.326]

Целью геометрического расчёта является также проверка удовлетворительности условий зацепления, для чего производится подсчёт (при малых числах зубьев или при больших коэфициентах коррекции) и расчёт на отсутствие подрезания или на запас против подрезания (производится при малом числе зубьев, например, при 2 <17 os p os if, если n=0) и расчёт на запас против заострения (производится nfiH больших коэфициентах коррекции и малых числах зубьев), а также определяется коэфициент сдвига торцев зуба д. Для проверки удовлетворительности условий зацепления можно воспользоваться формулами для цилиндрических зубчатых передач, приведёнными в табл. 6 (стр. 230). Для этого конические колёса следует заменить эквивалентными цилиндрическими, размеры которых (как шестерни, так и колеса) определяются по формулам (в правой части формул — размеры конических колёс, в левой - эквивалентных цилиндрических) [c.329]

Конические зубчатые колёса зерол нарезаются резцовыми головками и имеют, следовательно, круговые зубья, но, в отличие от спиральных конических колёс с круговыми зубьями, у них угол наклона зубьев на половине ширины равен нулю. У колёс зерол возникают такие же осевые усилия, что и у прямозубых, но в отличие от последних колёса зерол работают с меньшими динамическими нагрузками и меньшим шумом, особенно если зубья шлифованные. Недостаток таких колёс — большое колебание длины контактных линий вследствие малого коэфициента углового сдвига торцсв зуба по отношению к его середине. [c.333]

Коэфициент нагрузки К при поверочном расчёте конических колёс с круговыми нли поллоидными зубьями, имеющих при нулевой нагрузке точечный контакт в зацеплении, можно определить либо, при благоприятном контакте зубьев, по формуле для приведённой на стр. 278 (приближённый способ), либо уточнённым способом, при применении которого необходимо [c.334]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...