Сила Схема зацепления

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора приведены на рис. 13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) но ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении были определены выше С,,=С 2= 411 Н, 2 = 7055 Н, / , = 2568 Н. [c.241]

Для планетарных передач, выполненных по другим схемам, силы в зацеплении определяют по такому же принципу. [c.159]

Рис. 11.27. Схема к расчету контактной прочности и сил в зацеплении конических передач

Вычисление момента трения в подшипниках 7] показано в 11.14. При проектном расчете можно принимать = 0,005... 0,01 (большие значения для схемы 3 в табл. 11.8). Силы в зацеплении. Особенности определения сил в зацеплении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами (рис. 11.31). В передаче с тремя сателлитами момент 7 на центральном колесе уравновешивается силами в зацеплениях сателлитов [c.302]

Как было уже сказано, несущая способность глобоидных передач при их точном изготовлении выше, чем у передач с цилиндрическими червяками. Исходя из этого для зубчатой передачи одинаковой мощности при неизменном передаточном числе и одинаковой силовой схеме редуктора глобоидный редуктор будет иметь меньшее межосевое расстояние (расстояние между осями червячного вала и колеса), чем редуктор с цилиндрическим червяком. Равнодействующая сила, возникающая в зацеплении, обратно пропорциональна межосевому расстоянию (чем меньше межосевое расстояние, тем больше сила). Равнодействующая сила в зацеплении воспринимается подшипниками червяка и колеса. Так как межосевое расстояние у глобоидного [c.62]

Рис. 2.34. Расчетная схема к определению радиальных реакций опор от сил в зацеплении (а) и от консольной нагрузки 6)

После выбора значений Xj (см. 2.3) рассчитываются геометрические размеры зубчатых колес и коэффициент перекрытия по схемам алгоритмов, представленным на рис. 2.3, 2.4. Силы в зацеплении определяются по формулам (2.41), [стя] - до рис. 2.38. При этом окружная скорость [c.52]

Расчет конической передачи завершается определением размеров для контроля зубчатых колес по схемам алгоритмов на рис. 4.5 или 4.6 и сил в зацеплении по формулам (4.24) —(4.27). [c.93]

Силы в зацеплении зубчатых колес определяются по общим зависимостям, приведенным в 2.1. В рассматриваемых схемах планетарных передач к сателлитам не приложен внешний момент, поэтому расчет сил в зацеплении удобно производить по значению внешнего момента, дей- [c.108]

Схема сателлита и силы в зацеплениях с центральными колесами [c.112]

Конструкция двухступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью, выполненного по схеме рис. 1.3, е, представлена на рис. 20.1. В обеих ступенях косозубые колеса цементованы. Зубья колес быстроходной раздвоенной ступени имеют противоположное направление и большой угол наклона (Р 30°). Для выравнивания нагрузки в зацеплениях быстроходный вал установлен на плавающих опорах (см. гл. 18). Для этого использованы радиальные роликоподшипники (без буртов на наружных обоймах), обеспечивающие осевое перемещение вала при неравенстве сил в зацеплениях. Опорами промежуточного и тихоходного валов служат радиально-упорные роликоподшипники. Регулирование осевой игры этих подшипников осуществлено по рекомендациям, приведенным в гл. 18. [c.358]

Пример. Подобрать подшипники качения для опор тихоходного вала косозубой цилиндрической передачи (см. примеры 4.1 и 11,1). Расчетная схема вала приведена на рис. 11.8. Данные для расчета опорные реакции = R y = 2510 Н R = 9470 Н R = 3750,7 Н осевая сила в зацеплении Fx = 715 Н частота вращения валй — 80 м,ин нагрузка постоянная, кратковременные перегрузки достигают 200 % от номинальных диаметр вала под подшипник 45 мм желаемый ресурс подшипника Lfi = 18-l(P4, что составляет половину срока службы стандартного зубчатого редуктора (36-10 ч) согласно ГОСТ 16162—78. [c.320]

Сдвоенная передача по схеме рис. 8.1, б позволяет примерно в два раза снизить i по сравнению с простой передачей, что расширяет диапазон передаточных отношений волновых передач. Первые опыты показали сравнительно малую нагрузочную способность, ограниченную проскоком зацепления ступени II. Это связано, по-видимому, с тем, что зацепление смещено от генератора, а радиальные силы в зацеплении не прижимают гибкое колесо к генератору. [c.154]

Решение. 1. Анализируем схему нагрузок (см. рис. 14.3) и определяем наиболее нагруженный подшипник. Нетрудно установить, что наиболее нагруженным будет правый подшипник в том случае, если силы в зацеплении и Ра изменят свое направление на обратное показанному на рис. 14.3. [c.341]

На рис. 3.34 показаны схема зацепления двух зубьев в полюсе и усилия, действующие со стороны шестерни на зубья колеса. При этом трение не учитывается. Нормальная сила Рп разлагается на две составляющие окружное усилие Р и радиальное или распорное — Т. [c.90]

Знак плюс или минус в формуле (47) определяется схемой передачи (рис. 102, а — е). Если на вал, помимо силы в зацеплении рассчитываемой пары, действуют еще и другие силы, то суммарный угол перекоса рассчитываемого зубчатого колеса определяется с учетом всех этих сил. [c.111]

На рис. 6.1...6.3 даны схемы сил в зацеплении цилиндрической, конической и червячной передач при различных направлениях наклона зубьев (витка червяка) и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают точку зацепления в средней плоскости колеса (червяка). [c.96]

Схема сил в зацеплении открытых зубчатых прямозубых передач такая же, как и для закрытых (исключая силу Ра в цилиндрическом прямозубом зацеплении) угол зацепления ос = 20°. [c.96]

Рис. 6.1. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи а — направление линии зуба колеса — левое, шестерни — правое б — колеса—правое,

Рис. 6.2. Схема сил в зацеплении конической передачи с круговым зубом

Рис. 6.3. Схема сил в зацеплении червячной передачи а—направление линии витка червяка левое 6—правое

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. [c.107]

Здесь каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагрузку Rgi, R 2, зависящую от схемы установки подшипников и соотношения осевой силы в зацеплении редукторной пары Fa (см табл. 6,1) и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках R i, R 2 (ем. табл. 9.6). Поэтому эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается для каждого подшипника Rex, Rei) с целью определения наиболее нагруженной опоры, [c.134]

После окончательного подбора типоразмера подшипников быстроходного и тихоходного валов н вьшолнения проверочного расчета залов на прочность (см. 11.3, пп. 1,2) составляют схему нагружения подшипников (см. табл. 9.6), которую помещают в расчетную схему вала см. задачу 8). На схеме подшипников указывают направление и величину осевых Ка и и радиальных нагрузок каждого подшипника, осевую силу в зацеплении угол контакта а (для радиальноупорных подшипников) и типоразмер подшипника. Примеры схем нагружения при различных установках и типоразмерах подшипников даны на рис. 8.1...8.4. [c.137]

Рис. 5.15. Кинематическая схема планетарной передачи с тремя центральными колесами (а), план скоростей (б) и схема сил в зацеплении (в)

По результатам предварительной компоновки строят расчетные схемы валов и определяют реакции в опорах. При этом валы рассматривают как двухопорные балки, нагруженные силами в зацеплении. Расстояния между точками приложения сил и опорами принимают из эскизной компоновки. [c.90]

Линейные размеры (мм) берут по компоновочной схеме рис. 3.13 /, = 25, h = 78, h = 90, и = 45, h = 220, k = 90, 4, = 66,846, d a = 209. Силы в зацеплении Ft = 2608 Н, Fai = 284,6 Н, Fr = 905,6 Н, [c.302]

Таблица 4.20. Расчетные схемы для определения реакций опор сателлитов и сил в зацеплениях

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рис. 13.1. Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов на шариковых радиальных однорядных подшипниках легкой серии (206 и 208 соотвегствепио) берут по компоновочной схеме (см. рис. 3.11) /,=34, /, = 68 /з = 58 /4 = 35 /5 = 70 /(, = 72 т/,= 35,255 т/з = 174,745. Силы в зацеплении / , = 2464 Н, /, = 916 Н, / = 518 Н. Сила / = 2972 Н, [c.218]

Предположим, что входной вал редуктора соединяется с валом электродвигтттеля муфтой упругой втулочно-нальце-вой. Тогда Т = 50 Т=50у/44,3 = 333 Н. Здесь Г вращающий момент на валу. Нм. Направление / заранее не известно и на расчетной схеме показано условно (рис. 13.1, о). Быстроходный вал. Реакции от сил в зацеплении а) в плоскости YOZ [c.219]

Определение реакций опор. Расчетные е см1>1. для определения реакций (знор валов конического редуктора приведены на рис. 13.4. Линейные размеры (мм) берез по компоновочной схеме рис. 3.13 /, =25, /, = 78, /, = 90, /4 = 45, /5 = 220, /(, = 90, з/, ,= 66,846, з/, , = 209. Силы в зацеплении = 2794 Н, /ф) = [c.231]

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызьшает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стьжа, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. [c.81]

При больших скоростях движения цепи сила удара звена о зуб звездочки в момент вхождения в зацепление превышает Ркшах и существенно влияет на долговечность цепи и звездочки. Динамические нагрузки при работе цепных передач снижаются с увеличением числа зубьев г, зависят от схемы зацепления и характеризуются коэффициентом скорости удара 1ср-при зацеплении за звено одного вида [c.184]

Конструкции планетарных передач зависят от выбранной кинематической схемы, величины передаваемого вращающего момента и срока службы. Для получения меньщих габаритов силовые передачи выполняют многопоточными (обычно трехпоточными). Следует назначать нечетное число сателлитов для лучщего уравновешивания сил в зацеплениях. [c.87]

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращаюших моментов и угловых скоростей валов. [c.100]

Пример 1. Проверить пригодность подашпников 210 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Угловая скорость вала и>=19.2 1/с. Осевая сила в зацеплении / =1200 Н. Реакции в подшипниках Л) =2120 Н, Л, = 3284 И. Характеристика подщипников С = 35 100 И, Сог=19 800 Н, Л =0,56, К=1, А б=1,3, Требуемая долговечность подшипника Lj = 20 ООО ч. Подшипники установлены по схеме враспор (см. рис. 9.1,а). [c.138]

Пример 2. Проверить пригодность подшипника 307 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с уме-ренными толчками. Угловая скорость вала ш = 76.45 1/с. Осевая сила в зацеплении о=1030 Н. Реакции в подщипниках Л1=2240 Н, Л2 = 2100Н, Характеристика подщипников С, = 33 200 Н. Сог=18 000 Н. А =0,56, К=1. УСб=1,3, А/, = 1. Требуемая долговечность подшипников 1 =17 000 ч. Подшипники установлены по схеме враспор (см. рис. 9.1,а). [c.138]

Пример 3. Проверить пригодность подшипника 7308 быстроходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Угловая скорость вала (0= 150.79 1 с. Осевая сила в зацеплении F = 5200 Н. Реакции в подщипниках 995 Н. Лз = 1550 Н. Характеристика подщипников С, = 61 ООО И, =0,4, е = 0,28. У = 2,16, V=. К —1,2, К =. Требуемая долговечность подшипников /, = 5000 ч. Подцщпники установлены по схеме враспор (см, рис, 9.1,а). [c.141]

Сопротивление материалов . Последовательно определим вращающие моменты на валах, силы в зацеплении колес, реакции опор в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, цх. равнодействующие и равные им по значению, но противоположно Направленные силы, действующие со стороны вала на опоры, и углы между этими силами и плоскостью расположения валов ( )ис. 6.3). Под действием осевых сил выбираются зазоры р пЬдшип-никах опор 2 и 4, и, следовательно, размеры 5, и из расчетной схемы исключаются.. [c.154]

Сила окружная удельная 185. 190, 212 Сила ударная 208. 209. 210 Схема зацепления 185, 186 Схема зуба при расчете иа изгиб 212 Схема кручеиия тел сопряженных колес 193 [c.632]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора прршедены на рис. 13 6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) по ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении F, = Fa2 = 1529 Н, Fa =Fa= 7055 Н, Fr = 2606 Н. Сила, действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременной передачи и составляет Fp = 968 Н. Силу, действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96 [c.314]

Укрупненный алгоритм выбора подшипников. Подшипники качения — изделия стандартные по габаритным размерам и эксплутащюнному параметру — коэффициенту динамической и статической Ср грузоподъемности (табл. П.З...П. 15). Для выбора подшипников необходимы следующие исходные данные 1) диаметр цапфы вала мм 2) частота вращения вала п, мин 3) величина и направления сил радиальная Н, осевая Н (из схемы сил в зацеплении) 4) требуемый ресурс ч 5) условия эксплуатации подшипника (табл. 7.13) 6) необходимый уровень надежности (табл. 7.14). [c.267]

На рис. 8.11, в наносят направление сил в зацеплении и реакции от их действия на подшипники, что позволяет построить расчетные схемы для проверкиресурса работы подшипников и расчета валов червячной пары. Определяют габариты редуктора Lx xH. [c.307]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...