Сила Схема сопряжения колес

Порядок расчета на прочность зацеплений планетарных передач во многом определяется характером технического задания и выбранной схемой механизма. Если размеры передачи заранее не ограничены, то расчет следует начинать с определения межосевого расстояния пары колес с наружным зацеплением. Для передач дифференциального ряда этого вполне достаточно, так как при одинаковых действующих силах и модуле внутреннее зацепление прочнее наружного. Для таких передач расчет пары колес —Ь иногда выполняют как проверочный или с целью подбора материала коронного колеса. В передачах с двухвенцовым сателлитом (см. рис. 206) модули пар сопряженных колес могут быть различными, поэтому зацепление сателлит — коронное колесо рассчитывают всегда. [c.339]

Расчет валов на кручение и изгиб. Исходными данными для расчета валов являются 1) расчетная схема 2) расположение и размеры сопряженных с валиком деталей (колес, опор, муфт н др.) 3) места приложения , величина, направление и характер действующих сил 4) материал валика. [c.275]

Так как решения независимые, то каждая фундаментальная функция — решение Ф, отыскивается отдельно по аналогии с (1.93). Начальные параметры в (6.23), (6.24) д, Ua, г ) и Q a определяются из краевых условий при г = а и г — Ь (см. рис. 6.2). Обычно в колесах открытого типа силы и моменты на наружном контуре отсутствуют, т. е. N t, = О и М ь = 0. Если основной диск имеет центральное отверстие, то силы N a и или равны нулю, или определяются из условий взаимодействия диска с сопряженной деталью (валом). По (6.6)—(6.9) в этом случае легко определить начальные параметры, подстановка которых в (6.23), (6.24) дает значения искомых перемещений и О (г). Краевые условия для диска без отверстия рассмотрены в 4 гл. I и 5 гл. 2. Так как ы (/ ) и тЗ (г), а также значения и теперь известны, из (6.5)-можно найти напряжения в колесе. Допущения принятой схемы таковы, что напряженное состояние более точно определяется в основном диске. Лопатки оцениваются достаточно приближенно. [c.181]

Изменение формы гибкого колеса не вызвало существенных изменений напряжений на дуге АВ. На дугах АМ и MB напряжения существенно изменились. На дуге АМ изменился знак напряжений. На дуге MB напряжения увеличились. В местах сопряжения дуг наблюдаются скачки расчетных напряжений, которых нет на экспериментальных кривых. Эти скачки связаны с неточностью расчетов напряжений на локальных участках сопряжения дуг и подобны скачкам расчетных напряжений в балках в местах приложения сосредоточенных моментов. В реальных конструкциях нет сосредоточенных сил и моментов. Сосредоточенными силами и моментами в расчетных схемах заменяют некоторые локальные распределенные нагрузки с плавными переходами. Эту условность расчетных напряжений в местах сопряжения необходимо учитывать при сравнении с результатами эксперимента (см. ниже). [c.123]

В приведенной схеме определения динамической нагрузки не учитывается, что силы инерции при кромочном зацеплении стремятся оторвать ведомое колесо от ведущего и разжать сопряженные зубья. Решение задачи с учетом этого дополнительного условия дано в работе [119]. [c.157]

При неподвижно сидящих на валу деталях наиболее удобный способ сборки как в техническом, так и в организационном отношении. Допускает сборку всех деталей с валом под прессом и применение для зубчатых колес посадок, не требующих мер против продольного смещения при отсутствии значительных осевых сил. При сборке допускается надевание деталей с обоих концов вала. Монтаж собранного вала в разъемный корпус (схема а) более удобен, чем монтаж через отверстие корпуса под подшипник (схема б). В последнем случае необходимо обеспечить последовательное соединение сопряженных поверхностей, приняв Ll > L2. Монтаж в разъемный корпус является основным способом сборки зубчатых редукторов [c.380]

Влияющие размеры схемы Т и Гг — отклонение от соосности дорожек качения наружных колец левого и правого подшипников вала-шестерни Тд н Т — зазоры в сопряжении наружных колец левого и правого подшипников вала-шестерни с отверстием стакана Те — радиальный зазор в подшипнике вала-шестерни, не нагруженном внешней осевой силой Т — отклонение оси наружного цилиндра стакана относительно общей оси его отверстий Т, — отклонение от параллельности оси наружного цилиндра стакана общей оси его отверстий 7 g — зазор в сопряжении стакана с отверстием корпуса Г — межосевое расстояние в корпусе и Ти — отклонение от соосности наружных колец подшипников вала колеса Тг, и Ti3 — зазоры в сопряжении наружных колец подшипников вала [c.170]

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]

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]

Величина деформаций этих деталей коробки скоростей зависит также от относительного расположения сопряженных зубчатых колес передачи, как это можно видеть из схемы (фиг. 255), иллюстрирующей влияние положения шестерни 2j, ведущей шпиндельное колесо z , на величину результирующей силы К, действующей па шпиндел. токарного станка при обычном расположении резца. При неизменных величинах силы peiiannA Р и усилия Q со стороны ведущей шестерни положению 1 последней соответствует результирующее усилие положению // — и т. д. Конны всех векторов R лежат, очевидно, на окружности, описанной из конца Oj вектора Р радиусом Q. Следовательно, наименьшая результирующая сила / з отвечает тому положению шестерни Zj, при котором усилие Q направлено от Oj к оси О шпинделя. Линия действия Q обра.чует с общей касательной к начальным окружностям колес и в точке их кагания угол (a-j-p)f [c.269]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...