Зубчатые колеса Расчет числа

Нарезание зубчатых колес с числом зубьев стало возможным после того, как был применен метод сме-Рис. 6.П. к расчету смещения инструмен- режущего инструмен- [c.218]

В технической литературе и практических расчетах часто пользуются понятием передаточного числа, подразумевая под ним отношение числа зубьев большего зубчатого колеса к числу зубьев сцепленного с ним колеса, которое, в отличие от первого, называется шестерней и является в большинстве случаев [c.81]

Исходные данные (определяются при геометрическом расчете пары). Число зубьев нарезаемого зубчатого колеса г. Число зубьев плоского колеса (с точностью до 0,0001). Модуль нормальный Направление спирали (правое или левое). Длина образующей начального конуса Машинная дистанция М . Угол внутреннего конуса [c.924]

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности (для закаленных до высокой твердости зубчатых колес), а числа зубьев передачи заранее заданы кинематическим расчетом (например, согласно условиям точного передаточного отношения в металлорежущих станках и т. п.), а также для открытых передач расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности. [c.265]

Каждая фреза набора предназначена для обработки зубчатых колес с числом зубьев в определенных пределах, но расчет ее размеров производят по наименьшему числу зубьев этого интервала, поэтому при обработке колес с большим числом зубьев фреза срезает лишний материал. Если бы расчет велся по среднему числу зубьев данного интервала, то при фрезеровании колес меньшего диаметра их зубья получились бы утолщенными, что привело бы к заклиниванию колес при работе. [c.286]

Для получения теоретически точного профиля зуба при обработке каждого зубчатого колеса с определенным числом зубьев и модулем необходимо иметь специальную фрезу. Это требует большого числа фрез, поэтому обычно используют наборы из восьми дисковых фасонных фрез для каждого модуля зубьев, а для более точной обработки — набор из 15 или 26 фрез. Каждая фреза набора предназначена для обработки зубчатых колес с числом зубьев в определенных пределах, но ее размеры рассчитывают по наименьшему числу зубьев этого интервала, поэтому при обработке колес с большим числом зубьев фреза срезает лишний материал. Если бы расчет вели по среднему числу зубьев данного интервала, то при фрезеровании колес меньшего диаметра их зубья получились бы утолщенными, что привело бы к заклиниванию колес при работе. [c.283]

Для оценки эффективности упрочнения зубьев по зависимости (5.11) были определены значения коэффициента Г для зубчатых колес с различными числами зубьев г и коэффициентами смещения х. При этом теоретические коэффициенты концентрации напряжений рассчитывались по формуле (5.5). Учитывая, что подслойное усталостное разрушение при упрочнениях деталей пластическим деформированием наблюдается при значениях а < 2,5 и А < 0,2, в расчетах варьировались величины А от нуля до 0,2 и коэффициенты смещения х от -0,5 до +0,8 с шагом 0,1 для зубчатых колес с числами зубьев 7 = 17 и 85 (для колеса с г = 17 0 <х<0,8). При этом коэффициент находился в пределах 1,53...1,99. Результаты расчетов даны в виде графиков парне. 5.2. Кривые 1-6 соответствуют значениям х, равным 0 0,1 0,4 0,6 и 0,8 для колеса с числом зубьев г = 17, а кривые Г-3 - значениям х, равным - 0,5 О и 0,8 для колеса с г = 85. [c.113]

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]

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]

При расчете по заданному моменту расчетный момент и число зубьев должны относиться к одному и тому же зубчатому колесу (Мрщ и либо /Ир и г ). [c.145]

Для сохранения единообразия в написании расчетных формул при расчете зубчатых передач на прочность рекомендуется число зубьев большего колеса обозначать 22, меньшего zi, а название рассчитываемой пары зубчатых колес выносить в заголовок. [c.162]

Передачи цилиндрическими зубчатыми колесами (см. рис. 9.2). Исходными данными для расчета являются окружной модуль т числа зубьев z и 2г (z = Z +22 ), угол наклона линии зуба р, межосевое расстояние йш, коэффициенты смещения Xi и Xq (д = [c.173]

Делительный модуль зубьев т, или просто модуль, — это основной параметр, используемый для расчета размеров зубчатого колеса с данным числом зубьев. При проектировании зацепления часто принимают, что делительные окружности совпадают с начальными. В действительности такие совпадения крайне редки из-за ошибок в изготовлении и монтаже зубчатых передач, когда монтажное межосевое расстояние не совпадает с расчетным (см. 2 данной главы). Кроме того, при проектировании зубчатой передачи со смещением ( 6) несовпадение делительных и начальных окружностей предусматривают при расчете. [c.264]

Если материал шестерни более прочен, чем материал колеса (что обычно бывает при больших передаточных числах), то расчет ведут по тому из зубчатых колес, у которого меньше отношение [a]f/Kf5. Целесообразно, чтобы [a]f,/ [c.172]

Графическая часть. Результаты выполненных на ЭВМ расчетов изображают на чертеже формата № 24, примерный вид которого показан на рис. 111.4.2. Слева изображают схему планетарной передачи с тем числом сателлитов, которое определено расчетом, и план окружных скоростей зубчатых колес (в масштабе). Ниже располагают таблицу, в которую заносят значения окружных скоростей, взятые из плана скоростей и найденные аналитически по формулам [c.117]

Основные параметры (а ,. редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами стандартизованы (ГОСТ 2185—66). При проектировании редуктора для индивидуального производства допустимо отступление от параметров, указанных в ГОСТе. Значение а , полученное по расчету, должно быть округлено до целого числа (в миллиметрах). [c.218]

Шаг зубьев р так же, как и длина окружности, включает В себя трансцендентное число л, а потому шаг — также число трансцендентное. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес в качестве основного расчетного параметра принято рациональное число р/д, которое называют модулем зубьев т и измеряют в миллиметрах [c.114]

Делительный модуль зубьев т, или просто модуль, — это основной параметр, используемый для расчета размеров зубчатого колеса с данным числом зубьев. Значения модулей (в мм) в наиболее употребительном диапазоне согласно СТ СЭВ 310-76 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12. [c.248]

Наиболее часто валы подвергаются действию постоянного крутящего момента при наличии постоянной нагрузки, вызывающей знакопеременные напряжения. К числу таких деталей относится, например, вал барабана грузовой лебедки (рис. 22.5). Для расчета подобного вала, как и вала, на который насажены два зубчатых колеса и более, следует рассмотреть действие сил на валы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях и определить изгибающие моменты в сечениях, проходящих через точки С и D, от действующих сил в горизонтальной и вертикальной плоскостях [c.389]

В целях возможности централизованного производства зубчатых колес, удобства их применения для коробок передач и удобства расчета применяют универсальные коррекции, в которых коэффициент коррекции постоянен и равен 0,5 или 0,6, или зависит только от числа зубьев данного колеса (например, коррекция Ленинградского завода им. Свердлова). [c.60]

Поскольку для получения шага 1 приходится длину делительной окружности делить на число зубьев г, то шаг t, рассчитанный по формуле (10), носит название окружного или торцевого шага зубчатого колеса. В дальнейшем мы познакомимся с другими шагами цилиндрических колес — шагом по нормали, основным, а при наличии винтовых зубьев — еще и с нормальным и осевым шагами. Так как модуль получается делением начального диаметра колеса на число зубьев, то его можно назвать диаметральным шагом. Значение модулей в машиностроении и приборостроении стандартизировано подобно стандартизации диаметров винтовых резьб Поэтому модули, полученные по формулам при расчете зацепления на прочность, должны быть округлены до стандартных их значений. [c.411]

В справочнике приведены следующие таблицы, необходимые при расчете зубчатых передач восьмизначные таблицы углов в радианах, эвольвентной функции и тригонометрических функций sin, os, tg, tg, se , ose через 0,0Г с разностями для интерполирования таблица перевода минут и секунд в десятичные доли градуса таблицы переда-точных чисел для двух зубчатых колес с числом зубьев до 120 каждое простые множители чисел от 1 до 6000. [c.2]

Наличие поясняющей схемы зачастую создает лишь видимость уточнения расчета Ккц- На самом деле из-за неучета таких факторов, как напряженность валов зубчатых колес, передаточного числа зубчатой пары, соотношения плеч действующих нагрузок, найденные графически или графоаналитически величины Ккц могут отличаться от полученных по графику в несколько раз. Так, для пары консольных конических прямозубых колес с г = 1,- = 4 [c.134]

Для повышения мощности на станок устанавливают более мощный электродаигатель. Однако может оказаться, что какой-либо элемент привода главного движения не выдержит повышенной мощности чтобы этого не произошло, во время модернизации станка делают поверочный расчет механизмов станка и на основании этого расчета усиливают слабые звенья, заменяют материалы или изменяют размеры некоторых зубчатых колес, увеличивают число дисков фрикционной муфты и др. Данные о проведенной модернизации вносят в паспорт станка в раздел Изменения в станке . [c.107]

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]

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]

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]

Недостатками волновых передач являются невозможность o(ie -печеиия осуществления малого передаточного числа в передачах со стальными гибкими зубчатыми колесами, несколько более сложный расчет, конструирование и изготовление. [c.196]

При расчете конических передач с криволинейной линией зуба (см. рис 14,3) эквивалентная цилиндрическая передача является не прямозубой, а имеет винтовые зубья. Поэтому профили зубьев рассматривают в соответствующих нормальных сечениях. Прямозубое цилиндрическое зубчатое колесо, размеры и форма зубьев которого в главном сечении практически идентична размерам и форме зубьев конического зубчатого колеса с тангенциальными и криволинейными зубьями в сечении, нормальном к средней линии зуба, называют биэквивалентным цилиндрическим колесом, число зубьев которого обозначают (соответственно z i и 2 2). [c.389]

За исходный параметр геометрического расчета передач в 1ут-рсннего и внешнего деформирования принимается величина максимальной относительной деформации гибкого колеса Wfjr,. Уравнение д 1я определения расчетного числа зубьев условпоТо колеса в1> водится на основе уравнения срединной линии деформированного гибкого колеса (см. Шувалов С. А., Волков А. Д. Деформация гибкого зубчатого колеса волновой передачи двумя дисками, Известия вузов. № 10, 1974) [c.431]

Окружной модуль зубьев т,1 — линейная величина в я раз меньше шага, измеренного по делительной окружности 1щ=р1 я. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес модуль выражают через делительный диаметр д и число зубьев 2. Длина делительной окружности я(1=--р1г, откуда й=р1г1я=т12=тг, или [c.335]

Расчет геометрических параметров зубчатых колес с эвольвеит-ным профилем на ЭВМ. Исходными данными являются модуль зацепления т и число зубьев 24 и 25. При выполнении расчетов следует иметь в виду, что профили зубьев, нарезаемые реечным инструментом, не должны быть подрезанными. [c.117]

Ниже приведены программа расчета чисел зубьев и числа сатет-литов и программа расчета геометрических параметров зубчатых колес 4 й 5 (см. рис. И1.4.2). Между обозначениями параметров в ирограмме и в методических указаниях имеется соответствие [c.119]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

Окружной модуль зубьев т, — линейная величина, в я раз меньп1ая шага, измеренного по делительной окружности m =pjn. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес модуль выражают через дели1ельный диаметр d и число зубьев Z. Длина делилельной окружности nd = p z, откуда d=p,zjn = m,z = mz, или [c.157]

Приведенные выше формулы расчета величин удельного скольжения и их графики (рис. 6.21) не характеризуют сравнительных значений износа зубьев первого и второго зубчатого колеса ввиду различия их числа зубьев 21 и г , а следовательно, и частоты нагру-жаемости каждого из них. С точки зрения износостойкости правильнее сравнивать, величины редуцированных коэффициентов сколь- [c.235]

Коэффициент Kjrp определяют по рис. 239 в зависимости от Коэффициент формы зуба Yp определяют в зависимости от эквивалентного числа зубьев [см. стр. 265 и формулу (26.41)]. Расчет надо вести для зубьев того колеса, для которого величина [ст]р/У)г меньше. Допускаемые контактные напряжения и Напряжения изгиба зубьев определяют так же, как для цилиндрических зубчатых колес (см. с. 265). [c.273]

Расчет диаметров зубчатых колес Делите.11ъный диаметр d Передаточное число и [c.257]

Примечания 1. Допуск на наибольшую кинематическую погрешность передачи равен сумме допусков на кинематичесиую погрешность ее зубчатых колес. Для передач, составленных из зубчатых колес, имеющих кратные между собой числа зубьев ири отношении этих чисел не более трех (1, 2, 3), допуск на наибольшую кинематическую погргшность передачи при ее селективной сборке может быть сокращен на 25% или более, исходя из расчета. [c.281]

Примечания t. Допуск на наибольшую иинематическую погрешность реечной передачи определяют по форгауле где ft — по табл. 46 в зависимости от = - - г, — число зубьев рейки па рабочей длине Zl Г — число зубьев зубчатого колеса — по ГОСТ 1643—72 — по табл. 45. 2. Допуск па наибольшую кинематическую погрешность реечной передачи при ее селективной сборке может быть уменьшен исходя из расчета. [c.304]

Допустим, что необходимо спроектировать развертку механизма подач на несколько скоростей в пределах определенных чисел оборотов. В вычислительную машину следует ввести основные данные их можно ввести в двух вариантах иервый, более простой, когда известны диаметры и ступени валов под подшипники и колеса, геометрия зубчатых колес, размеры подшипников второй, очень трудный, когда имеются только кинематическая схема, выходные числа оборотов и крутящие моменты. Во втором случае вычислительная машина должна найти оптимальный вариант расчета, произвести расчет всех элементов передачи и вычертить весь механизм. Лет через десять подобная задача будет для конструкторов обычной. Более того, можно будет получать чертежи механизмов подач нескольких типо-размеров и тем самым проектировать одновременно ряд машин. Если хороший конструктор на проектирование подобного механизма затратит 7— 10 дней, то вычислительной машине с автоматической чертежной установкой на это потребуется 10—15 часов. А если учесть, что эта же машина по чертежу развертки безошибочно сделает все детальные чертежи и спецификации, то станет ясно, как велика эффективность таких работ. Со временем такой порядок работы будет доступен всем конструкторским коллективам. Пока же проекты выполняются за чертежными досками, большими коллективами конструкторов, очень медленно, нередко с ошибками, с большими затратами. Поэтому рассмотрим возможности повышения качества конструкторских работ в современных условиях. [c.14]

При расчете или анализе механизмов, составленных из зубчатых колес, воз1И1-кают задачи двух видов, а именно определение передаточного отношения через параметры передачи или определение параметров передачи по заданным передаточным отношениям или частоте вращения. Первая задача вполне определенная и имеет единственное решение. При рассмотрении второй задачи возникают затруднения вследствие большого числа решении, из которых следует, выбрать наиболее целесообразное. Однако в некоторых случаях точное решение вообше отсутствует и практически приходится подбирать наиболее близкое решение, при котором заданное передаточное отношение может быть реализовано с иайменьшей ошибкой. [c.172]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...