Зубчатые передачи Примеры

Переменное передаточное отношение поводкового механизма, широкие возможности его регулировки используются в приборах. Его основной недостаток — ограничение движения звеньев небольшим углом поворота — устраняется последовательным соединением с зубчатой передачей. Примером использования такого соединения может служить передаточный механизм (рис. 3.21), исполь- [c.242]

Электроприводы размещают как непосредственно на арматуре, так и отдельно от арматуры на месте, удобном для обслуживания. В последнем случае передача движения от привода на арматуру происходит через узлы дистанционного управления. Кинематическая цепь передачи при дистанционном управлении включает штанги, шарнирные муфты, зубчатые передачи. Пример схемы ручного дистанционного управления арматурой приведен на рис. 2.14. [c.76]

Формулы для геометрического расчета косозубых колес применимы и для шевронной зубчатой передачи. Пример условного изображения шевронной зубчатой передачи приведен на рис. 16. [c.230]

Ввиду большого влияния на к. п. д. быстроходных коробок скоростей потерь в зубчатых зацеплениях и фрикционных муфтах, коробки этого рода следует конструировать с таким расчетом, чтобы в зацеплении находились по возможности только работающие шестерни, т. е. с включением передач посредством передвижных зубчатых колес или блоков, и чтобы высокие числа оборотов шпинделя получались через наименьшее количество зубчатых передач. Пример такого решения показан на фиг. 278, представляющей развертку шпиндельной бабки быстроходного токарно-винторезного станка модели 1620 с числами оборотов шпинделя до 3000 в минуту. [c.290]

Примеры на проектирование трехзвенных зубчатых передач. [c.205]

Пример 1. Спроектировать трехзвенную зубчатую передачу с внешним зацеплением зубьев (колеса — прямозубые), у которой модуль т= 1,0 мм, передаточное отношение = 1,5, число зубьев на колесе 1 равно г, = 14. Условия примера соответствуют первому случаю расчета, рассмотренному ранее. [c.205]

Пример 2. Спроектировать трехзвенную зубчатую передачу с внешним зацеплением зубьев (колеса — прямозубые), у которой модуль /п= 1,0 мм, расстояние между центрами вращения колес Л,.д = 18 мм, передаточное отношение i i2 = 1,52 (после подбора чисел зубьев фактическое передаточное отношение не должно отличаться от заданного на 2,5%). [c.206]

Рис. 114. К примеру 2. Трехзвенная зубчатая передача с исправленным внешним зацеплением зубьев, спроектированная так, что выдержано зада зное расстояние между осями вращения колес.

Пример 3. Спроектировать трехзвенную зубчатую передачу с внутренним неисправленным зацеплением зубьев, у которой модуль m = 1,0 мм, передаточное число I lj = 1,5 и число зубьев колеса 1 2, = 30, высота головки зуба долбяка / г.д = т. [c.208]

Рис. 15. К примеру 3. Трехзвенная зубчатая передача с неисправленным внутренним зацеплением зубьев.

При разборе этого примера необходимо вспомнить и написать наименования и суть всех показателей точности, приведенных в примере указать, при каких условиях работы и в зубчатых передачах каких машин может быть использовано данное зубчатое колесо. [c.180]

На рис. 204 показаны примеры введения галтелей в шпоночных, шлицевых соединениях и зубчатых передачах а, в, д — неправильные, б,г,е - правильные конструкции). В зубчатых передачах наиболее высокую [c.331]

На рис. 413 приведены примеры сокращения осевых размеров зубчатой передачи. В исходной конструкции а конечное колесо 1 установлено консольно в диафрагме 2. Приводное колесо 3 оперто на двух подшипниках, один из которых установлен в крышке 4, а другой — в выточке тела конечного колеса, консольно по отношению к основным подшипникам. Вал промежуточных зубчатых колес оперт с одной стороны к диафрагме 2, с другой — в крышке 4. [c.570]

Порядок простановки функциональных размеров на примере кронштейна конической зубчатой передачи Рис. 1. Конструктивная схема передачи. [c.175]

Требуется определить внутренние силы во всех кинематических парах поскольку в данном примере станок соединен с источником механической энергии с помощью зубчатой передачи г —г" (рис. 5.6), то внешний силовой фактор, приложенный к зубчатому колесу г (к звену /), представляет собой силу, модуль Л, которой также требуется определить. [c.186]

Зубчатые передачи широко используют для передачи и преобразования вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и скрещивающимися осями. Между параллельными валами зубчатые передачи осуществляют цилиндрическими зубчатыми колесами, пример которых с числами зубьев г и гг см. на рисунке 13.37. На рисунке 13.37 при изображении зубьев допущена условность часть зубьев не изображена, а по границе их впадин проведена тонкая линия. [c.225]

Пример изображения зубчатого соединения с двумя парами зубчатых колес с числами зубьев 1 и ъ, 2 и г см. на рисунке 13.38. Блок 1 зубчатых колес может перемещаться вдоль оси шлицевого вала и попеременно образовывать с зубчатыми колесами и валом две зубчатые передачи и гз или при перемещении блока влево г-1 и гл- [c.225]

Метод остановки позволяет привести задачу о сложной передаче, т. е. о передаче, которая осуществляется колесами с подвижными осями, к задаче о простой передаче. Возвратимся к нашему примеру. Сообщим всей системе (рис. 82) дополнительное переносное вращательное движение вокруг оси О с угловой скоростью (— о) об]мин. После этого кривошип ОА остановится , и мы получим простую зубчатую передачу. Конечно, угловые скорости колес теперь будут иными. На основании формулы (П.156) можно утверждать, что новая угловая скорость сначала неподвижного колеса будет —новая угловая скорость жестко связанных колес / и // будет равна п—Пд- где п — угловая скорость этих колес до остановки [c.182]

Пример 1.60. Колесо зубчатой передачи, передающей мощность Л/=12 кет, вращается с угловой скоростью со=20 1 /сек. Определить величину окружного усилия, действующего на зуб колеса, если диаметр колеса )=480 мм. [c.158]

Во многих случаях одной передачей, например одной парой зубчатых колес, нельзя обеспечить требуемое передаточное число для таких приводов применяют ряд последовательно соединенных передач — так называемую многоступенчатую передачу. В качестве примера на рис. 329 приведена схема трехступенчатой зубчатой передачи буквой Б обозначен быстроходный (ведущий) вал передачи, а буквой Т — тихоходный (ведомый). Ее общее [c.338]

Тем ке менее, достаточно часто встречаются случаи нагружения бруса силами, которые лежат в разных силовых плоскостях. В таком случае брус будет испытывать пространственный изгиб, деформируясь одновременно в двух и более плоскостях. В отличие от плоского изгиба его упругая линия будет пространственной кривой, но в то же время брус будет деформироваться так, что в его каждом сечении силовая и нулевая линии будут перпендикулярны, как при обычном прямом изгибе. Примером пространственного нагружения могут служить валы зубчатых передач, испытывающие изгиб в двух плоскостях. [c.308]

Пример 57. Определить частоты свободных крутильных колебаний системы, изображенной на рис. 81, состоящей из двух валов, соединенных зубчатой передачей. [c.196]

Пример 65. Механическая система, схема которой показана на рис. 90, состоит из двух валов, соединенных зубчатой передачей. Обозначим У1 и — моменты инерции [c.212]

Приведем следующий пример. Перед конструктором поставлена задача спроектировать зубчатую передачу (редуктор) как один из механизмов машинного агрегата, включающего приводной двигатель и исполнительный механизм (рис. IV. 1.1). [c.148]

Рис. ИЗ. К примеру I. Трехэвенная зубчатая передача с исправленным внешним зацеплением зубьев.

Пример. Трсб ется вьнюлмить изображение одноступенчатой зубчатой передачи, представленной на рис. 404, а, по с.чедующим данным [c.224]

По сьзуясь установленными ooiношениями, разберем пример построения изображений зубчатого колеса ортогона сьной конической зубчатой передачи по следующим данным [c.226]

Пример I. Спроектировать прямозубую эвольвентпую зубчатую передачу Biienjiiero зацепления с наиболее высокими геометрическими показателями. Колеса нарезаны стандартной рейкой с модулем ш = 10 мм. Передаточное число и = = 1,75 ( 5 %), число зубьев шестерни 2i=15. [c.30]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

Способы натяжения рем ней. Выше показано, что значение натяжения fo ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность II к. п. д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трепня (с малым запасом F ). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из-возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к. п. д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение f(// onst. Пример такой передачи показан на рис. 12.12. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив / установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2Г ремпя равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (передача может работать при больишх скоростях). Недостатки передачи сложность конструкции и потеря свойств само-предохранения от перегрузки. [c.231]

В условном.обозначении допуск и класс точности отдельно не указывают, а помещают только символ вида сопряжения, если допуск на боковой з 13ор и класс отклонения межосевого расстояния соответствуют принятому виду сопряжения. Если принят более грубый класс отклонения, то после цифры, обозначающей номер класса отклонения, помещают значение Если принят более точный класс отклонения, то н условном обозначении можно не указывать. Примеры условных обозначений точности цилиндрических зубчатых передач приведены в примере 14.2 и контрольном вопросе 14.32. [c.174]

Примером самоустанавливающегося в осевом направлении вала может служить один из валов шевро ной зубчатой передачи или косозубой цилиндрической с раздвоеньшм но типу и1евроиа зубчатым колесом (см. рис. 5.33). Самоуста Ювка этого вала осуществляется по зубчатому зацеплению, а ег( опоры должны быть свободными (плавающими) в осевом паи )авлении. Другой ж вал этих передач фиксируется на опорах, ) ричем обычно не требует точной установки в осевом иаправленин [c.113]

Разработка вариантов — дело не зшдивидуальной привычки или наклонностей конструктора, а закономерный метод проектирования, помогающий отыскать наиболее рациональное решение. В качестве примера разработки и сравнительного анализа вариантов приведем часто встречающийся в машиностроении узел редуцирующей конической зубчатой передачи (табл. 2). [c.73]

На рис. 495 показаны примеры безобойменной и бессепараторной установки роликовых подшипников в узлах зубчатых передач. [c.535]

Простейшими примерами объектов оптимизации в области деталей машин могут служить стержни, т. е. балки, колонны, шатуны (профиль и размеры сечения вдоль длины, расположение опор) резьбов )1е детали (профиль, форма стержня и гайки) зубчатые передачи (типы, параметры за[(.епления, передаточные числа, конструктивные соотногпения) подшипники качения (типы, профиль дорожек качения, конструктивные соотношения, натяги, зазоры) подшипники скольжения (геометрические соотношения, формы рас-точек, зазоры, вязкость масел) и др. Основные критерии масса, сопротивление усталости, технологичность, а для передач — также КПД, бесшумность, теплостойкость, дол го вечность. [c.55]

Механизм машинного агрегата обычно является многозвенной системой, нагруженной силами и моментами, приложенными к различным ее звеньям. Чтобы лучше представить себе это, рассмотрим в качестве примера силовую установку, в которой двигатель внутреннего сгорания (ДВС) приводит в движение через зубчатую передачу вал потребителя механической энер ии, т. е. рабочей ма1пины (рис. 4.6, а). Пусть таким потребителем будет электрогенератор, или вентилятор, или центробежный насос, или какая-либо другая [)абочая мангина. [c.144]

Рассмотрим в качестве примера выбор вязкости смазки для зубчатой передачи, имеющей следующие параметры суммарная скорость качения 890 см/с, скорость скольжения 60 см/с, контактное напряжение, подсчитанное по Герцу, 9450 кгс/см , приведенный радиус кривизны 11 см, твердость поверхности зубьев HR 59, что соответствует приблизительно НВ 600, шероховатость поверхностей с высотой микронеров-востей 10 мкм в приведенный модуль упругости (для стали) 2,2-10 кгс/сы. [c.744]

По монограмме, изображенной на рИс. 4, определяют вспомогательную величину и, приблизительно равную 2,4. Затем по рис. 5 находят, что ВЯЗКОСТИ смазки, изменяющейся в пределах от 1 до ЮОфсСт, соответствует коэффициент трения, меняющийся от 0,027 до 0,0375. Исходя из опытно-статистических данных для зубчатых передач при смазке в условиях гидродинамики, определяют коэффициент трения. Тогда для примера примем, что коэффициент трения равен 0,03. Отсюда находим, что вязкость смазки для работы такой передачи в гидродинамических условиях должна быть равна 100 сСт. [c.745]

Синтез механизма заключается в поиске оптимальной совокупности значений его внутренних параметров. С этой целью критерии оптимальности выражают целевыми функциями, в основе которых лежат математические модели механизмов, представленные таким образом, что при оптимальной совокупности внутренних параметров механизмов, соответствующей наилучшему значению выходных параметров, целевые функции имеют экстремальное значение. Примерами подобных функций являются зависимости, применяемые при подборе чисел зубьев рядовых и планетарных зубчатых передач (см. гл. 14). Если среди всех показателей качества выделить один критерий, наиболее полно отражающий эффективность проектируемой машины или механизма, то выбор оптимальной совокупности внутренних параметров механизма производится по целевой функции, формализующей этот частный критерий. Такая операция называется оптимизацией по домини-рующ ему критерию. Остальные критерии при этом лишь ограничивают область допускаемых решений. Оптимизация по доминирующему критерию при всей простоте постановки задачи обладает тем недостатком, что остальные выходные параметры находятся обычно в области предельных значений. [c.313]

Пример 159. Определить грузоподъемность электрической лебедки при скорости подъема груза и = 0,5 м1сек, если привод состоит из червячного редуктора (т)ч.р = 0,72) и открытой зубчатой передачи (Лз. п=0,96). Барабан лебедки укреплен в подшипниках скольжения (Лп. с. = 0,98), мощность электродвигателя Л/э=3 кет (рис. 172). На рисунке показан электродвигатель /, червячный редуктор 2, открытая передача 3 и барабан 4. [c.265]

Пример 88. Проверить прочность валов зубчатой передачи от электродвигателя к станку (рис. 89), приняв допускаемое напряжение [т]=25 н1мм . Передаваемая мощность yV=15 кет. Угловая скорость вала электродви- [c.144]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...