Зубчатые колеса Расчет

Обычно применяемые методы расчета пластмассовых зубчатых колес — расчет на износ и на изгиб — включают только первые четыре фактора из перечисленных. [c.174]

Цепь круговой подачи, определяющая длину дуги делительной окружности долбяка, на которую он повернется за один двойной ход. Настройка также осуществляется подбором сменных зубчатых колес, расчет которых производится исходя из условия 1 двойной ход долбяка -> кр, где кр — круговая подача долбяка в мм дв. ход. [c.280]

При проектировании деталей протекают два процесса, первый— расчет конструкции, и второй — изображение конструкции детали. Эти процессы могут протекать параллельно, последовательно и чередуясь, в зависимости от наличия расчетной базы и сложности конструкции. Применительно к ряду типов деталей расчетная база еще недостаточна, поэтому многие размеры устанавливают на основе аналогии. Так, при проектирований зубчатых колес расчетом получают только до 30% размеров, необходимых для изготовления деталей. Это приводит к тому, что в процессе доводки [c.70]

В передачах зубчатыми колесами расчет ведется по нагрузке Р = — где Т — теоретическое значение силы, действу.ющей на [c.250]

Валы диаметром от 0,1 до 10 000 мм — Отклонения 83, 86 Валы зубчатых колес — Расчет 355 - конических — Действующие силы — Определение 366 Валы зубчатых передач — Расчет 355 Валы коленчатые — Галтели — Влияние на распределение нормальных напряжений 149 [c.822]

Расчет на прочность зацепления зубчатых колес. Расчет достаточно выполнить только для внешнего зацепления солнечных колес с сателлитами, так как при равных силах, действуюш,их в зацеплениях, контактные напряжения при внешнем зацеплении будут больше, чем при внутреннем (сателлит — корончатое колесо). [c.106]

Расчет зубьев зубчатого колеса ведется на прочность (на изгиб) и на поверхностное напряжение, с учетом которых вычисляется соответствующий модуль колеса. Для стальных прямозубых зубчатых колес расчет модуля ведется по формулам [c.612]

МАТЕРИАЛЫ, ПРИМЕНЯЕМЫЕ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС Расчеты на прочность [c.680]

При силовом расчете зубчатых колес можно не производить замены высших пар IV класса цепями с парами V класса, а рассматривать равновесие колес, образующих статически определимые системы. Такой статически определимой системой является колесо 2 (рис. 13.20), на которое действует внешний момент М2, реакция входного колеса на выходное колесо 2 и реакция F20 стойки О на колесо /. Из уравнения моментов всех сил, действующих на колесо 2, относительно неподвижной точки В имеем / 21 2 os а М2 = О, откуда определяем реакцию F i- [c.269]

В расчетах, связанных с проектированием зубчатых колес, часто пользуются относительными величинами. В частности, высота ha головки зуба часто выражается через модуль т, помноженный на некоторый коэффициент х [c.431]

Следует иметь в виду, что в ортогональной червячной передаче осевой модуль червяка равен торцевому модулю колеса. Обычно из условий расчета на прочность величина q выбирается равной =8... 13. Остальные размеры червячного колеса и червяка определяются по нормам для цилиндрических зубчатых колес. [c.490]

Основные соотношения, параметры и расчеты, предшествующие составлению чертежей (или эскизов), рассмотрены на этом типе зубчатых колес как наиболее распространенных. [c.204]

Расчет, предшествующий составлению чертежа цилиндрического зубчатого колеса (см. рис. 147). [c.204]

Расчет, предшествующий составлению чертежа конического зубчатого колеса (см. рис. 148). [c.207]

Принцип устройства зубодолбежного станка по его наглядной кинематической схеме показан на рис. 234. Сведения, необходимые для кинематических расчетов, не приведены. Преимущества таких схем очевидны более наглядно показана передача при помощи цилиндрических зубчатых колес 7, конических 6, 8 червячные передачи [c.312]

Делительные диаметры удобны для расчетов, связанных с проектированием зубчатых передач, вычерчиванием и изготовлением зубчатых колес. От делительного диаметра числа зубьев z зависит один из основных параметров зубчатых зацеплений, так называемый модуль т [c.185]

Условные графические обозначения на кинематических схемах в ортогональных проекциях установлены ГОСТ 2.770—68 (СТ СЭВ 2519—80). Наглядные пояснения основных из них были даны на рис. 230. Другие обозначения, часто встречающиеся в кинематических схемах, поясняются в этом стандарте. Применяют также наглядные (в аксонометрических проекциях) схемы (рис. 233, сведения, необходимые для кинематических расчетов, не приведены). Преимущества таких схем очевидны более наглядно показана передача с помощью цилиндрических зубчатых колес 7, конических 6, 8 червячные передачи 2, 12 реечная передача с сектором 3 кулисно-рычажная система с диском 5. [c.277]

В результате расчета зубчатой передачи конструктор обычно определяет основные параметры колес модуль т, число зубьев z и диаметр вала D , по которым подсчитываются размеры зубьев зубчатых венцов (рис. 396 табл. 35). Размеры остальных конструктивных элементов зубчатых колес могут быть определены на основании соотношений, установленных практикой расчета и конструирования зубчатых колес. [c.220]

Так у зубчатого колеса с внутренними зубьями (рис. 298,6) поверхность верщин зубьев находится внутри поверхности впадин зубьев. Расчеты параметров этих колес и их рабочие чертежи выполняют так же, как и для колес с внешними зубьями (см. 4). При этом необходимо учитывать, что у колеса с внешними зубьями высота головки зуба откладывается от делительной окружности радиально [c.236]

При расчетах передач с цилиндрическими зубчатыми колесами чаще используют формулу (8.13), так как габариты передачи определяет преимущественно межосевое расстояние. По тем же соображениям в формуле (8.13) момент Ti заменяют на Tj. Значение момента на [c.115]

Проверочный расчет на статическую фочность (по эквивалентному моменту). Для этого расчета необх(1Димо вычисление не только крутящего, но и изгибающего момента в опасном сечении нала. Влияние сжимающих и растягивающих сил обычно невелико, н поэтому они в большинстве случаев не уч1[тываются. Так рассчитывают средние наиболее нагруженные участки вала, где посажена шестерня или зубчатое колесо. Расчет проводится в следующем порядке. [c.54]

Пример 9.5. На рис. 9.13, а дан чертеж вала зубчатого редуктора там же условно тонкими линиями показаны зубчатые колеса, насаженные на этот вал, и подшипники, на которые он опирается. Вал передает мощность N = = 14 кет при угловой скорости ш = 32 рад1сек. На рис. 9.13, б вал с зубчатыми колесами показан схематично и даны силы, действующие на зубья колес. Принимая [сг] = 45 н/мм , определить требуемые диаметры и вала под серединами зубчатых колес. Расчет выполнить по гипотезе наибольщих касательных напряжений. [c.394]

Бивалентной нагрузки). Расчетную нагрузку следует определять также для этого зубчатого колеса. Расчет косозубых и шевронных колес следует производить с учетом указания 3 на стр. 96. [c.100]

Зубья колес нарезаются на специальных станках режущим инструментом, размеры и форма которого зависят от величины модуля. Чтобы не иметь на машиностроигельны.х заводах, изготовляющих зубчатые колеса, большие комплекты режущих инструментов, условились для некоторой окружности, называемой делительной, выбирать модули из ряда рациональных чисел. Общесоюзным стандартом (ГОСТ 9563-60) установлены два ряда модулей, до которых должны округляться модули, получаемые из расчета. [c.430]

На рпс. 372 показан пример выполнения учебного чертежа конического зубчатого колеса с прямыми зубьями. Согласно ГОСТ 2.405-75 (СТ СЭВ 859-78) на изображении конического зубчатого колеса указывают ряд размеров, расчет числовых значений которых может вызвать затруднения у обучающихся, например диаметр большого основания конуса верп1ин. расстояние от большего основания конуса вершин до опорной торцовой плоскости, углы конуса вершин и внешнего дополни- [c.242]

В стандартах имеется указание о том, что неиспользуемые графы таблицы параметров исключают или прочеркивают. Это указание приведено с расчетом на то, что в специатизированных организациях рабочие чертежи зубчатых колес будут выполняться на заранее заготовленных бланках с таблицей параметров —в этом случае неиспользованные графы следует прочеркивать. Если же таблицу параметров вычерчивает конструктор, заранее зная, какие графы ему не потребуются, он может их не чертить. [c.126]

При расчетах принять 1) масса звеньев шатуна ВС — m ql, где < =10 кг/м ползуна — тз = 0,3 mj кривошипа АВ — mi = 2 т -, 2) центр масс шатуна в точке Sj с координатол BS2=0,35S , кривошип уравновешен 3) моменты инерции относительно центров масс шатуна кривошипа 1 л = ,Ъ2>т 1 4) закон движения толкателя при удалении и возвращении — № 6 5) модуль зубчатых колес (шределять по формуле (6.1). [c.208]

Для всех вариантов принять 1) кривошип уравновешен 2) центральный момент инерции н атуна 2 /5 =0,17 3) I =0,35 1лв] 4) фазовые углы поворота кулачка срп = фоп, фв.в = 10° 5) модуль зубчатых колес планетарного редуктора И1 = 4 мм 6) число сателлитов в планетарном редукторе А = 3 7) массой н моментами инерции звеньев, значения которых не указаны, в расчетах пренебречь. [c.260]

Равномерность шага зубьев цилиндрических зубчатых колес проверяют предельной или индикаторной скобой или микрометром, которыми измеряют расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к эвольвентным поверхностям зубьев. На оснонании данных измерения указанного расстояния путем расчета можно определить толщину зуба. Индикаторная скоба дает возмсжность точно определять конусность и спиральность зубьев, в то время как предельными скобами это невозможно выявить. [c.334]

Детали общего назначения применяют в машиностроении в очень больших количествах (например, в СССР ех<егодно изготовляют около миллиарда зубчатых колес). Поэтому любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, позволяющее уменьшить затраты материала, понизить стоимость производства, повысить долговечность, приносит большой экономический эффект. [c.4]

В курсе Детали машин изучают методы расчета зубчатых передач на прочность. При этом предполагается, что из курса Теория механизмов изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопро- [c.96]

Передаточное число и является частным случаем передаточного отношения i. В итличие от I значение а всегда больше единицы, всегда положительно и относится только к паре зубчатых колес. Применение а вместо i связано только с формой расчетных зависимостей для контактных напряжений — см., например, формулу (8.9), где Рпр выражают через di, а не через Однозначное онредетение и позволяет уменьшить вероятность ошибок при расчете. [c.98]

При проегп иол расчете обычно известны rчастота вращения п, нагрузка и ра .л еры основных детален, расположенных на валу (например, зубчатых колес). Требуется определить размеры и материал вала. [c.261]

Расчет на жесткость. Упругие перемещения вала отрицательно ьлияют на работу связанных с ним деталей подшинннков, зубчатых колес, катков, фрикционных передач и т. п. От прогиба вала (рис. [c.266]

Вывод формулы (16,24) аналогичен выводу формулы (8.63) для зубчатых передач. Только формула (8.63) разрешена относительно эквива.пентного числа циклов Nhf. а формула (16,24) — эквивалентной нагрузки Рц. Это несколько усложняет расчеты, так как не позволяет использовать результаты предыдущего расчета, например зубчатых колес, для [И)следующего расчета подшипников. Кроме того, для расчета по формуле (16.24) необходимо знать циклограмму нагружения, которая известна лип1ь в редких случаях. [c.293]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...