Расчет Размеры колес

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Полученные из расчета размеры колес проверяют на контактные напряжения по формуле (350), которая после преобразований примет вид [c.403]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину такие передачи обеспечиваются достаточной смазкой, могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (порядка > 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше ННС 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.22]

РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ПРЯМОЗУБЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ [c.27]

Цель расчета — предварительное определение размеров колес и передач. Он применяется для закаленных до высокой твердости колес и открытых передач, основным видом разрушения зубьев которых является абразивный износ (передачи сельскохозяйственных, транспортных и других машин). [c.112]

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров колес и передач. При стальных колесах ориентировочное значение делительного диаметра шестерни определяется по уравнениям (dmi, мм) для прямозубых колес [c.124]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

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]

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]

Критерии работоспособности и расчета. Размеры зубчатых зацеплений определяют из расчетов па прочность при этом исходные положения расчетов для всех типов зубчатых передач в общем одинаковы. Основными элементами, определяющими работоспособность зубчатых передач, являются зубья колес. [c.447]

Значения 0 приводятся в таблицах и используются при расчетах размеров зубьев колес. Элементы зубчатых колес. На рис. 2.8 Рис. 2.7 и 2.9 изображены внешнее и внутреннее зацепления круглых зубчатых колес. При вращении колес окружности с радиусами и катятся друг по другу без скольжения. Они являются центроидами относительного движения колес и называются начальными окружностями. Зубья колес должны иметь определенные профили и размеры. У обоих [c.40]

Основные размеры колес пропорциональны модулю зацепления. Величина модуля предварительно определяется по конструктивным соображениям или расчетом зубьев на прочность и окончательно устанавливается в соответствии с ГОСТ 9563—60 (см. табл. 10.1). [c.41]

Расчет зубьев на контактную прочность. Опытами установлено, что усталостное разрушение (осповидный износ) поверхности зубьев происходит в средней по высоте зуба зоне. Целью расчета является определение размеров колес, при которых расчетные контактные напряжения о в материале зубьев не превышают допускаемой величины [о ] . [c.176]

В большинстве конструкций фрикционных передач и вариаторов необходимая осевая сила прижатия колес осуществляется посредством пружин. Расчет размеров пружин по требуемым осевой силе Т и диаметру пружины может быть произведен по указаниям, приведенным в 24.3. [c.213]

Для обоснованного назначения размеров колес и оценки их работоспособности необходимо знать меру их механического взаимодействия — напряжения и деформации и их предельные оценки (критерии работоспособности). Между тем достаточно точный расчет напряжений и деформаций в точках зубча- [c.338]

Из изложенного следует, что при расчеге планетарного механизма числа зубьев колес z и количество сателлитов р не могут быть выбраны произвольно, а должны удовлетворять трем установленным выше условиям. При заданном модуле т число зубьев определяет размеры колес и обш,ие габариты механизма. Поэтому определение zap называют геометрическим расчетом планетарного механизма, который выполняют в следуюш,ем порядке. [c.129]

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]

С целью получения бесшумного хода при окружной скорости у > 3 м/с одно из колес зубчатой передачи (чаще всего меньшее, обычно являющееся ведущим) иногда изготовляют из какого-либо неметаллического материала. Недостатками неметаллических зубьев шестерен являются меньшая прочность при изгибе и небольшая износостойкость по сравнению с металлическими зубьями. Поэтому неметаллические шестерни не применяют в передачах, отличающихся малыми скоростями движения при больших величинах удельного давления на зуб. Наоборот, их применяют в передачах, движущихся с большими скоростями при небольших значениях передаваемых сил, когда модули зацепления (а следовательно, и размеры колес) для неметаллических шестерен приходится принимать по конструктивным или технологическим соображением большими, чем они получаются из расчета на сдвиг поверхностных слоев и на изгиб в опасном сечении. Неметаллические зубчатые колеса получили значительное распространение в авиационных и автомобильных двигателях, в ткацких станках и пр. [c.319]

Определение основных размеров червячного колеса и червяка (см. стр. 330 и табл. 17.1), а также конструктивных размеров колеса по нормам и формулам, принятым для расчета конструктивных элементов зубчатых передач. [c.336]

Расчет размеров, характеризующих форму нарезанной части червяка и венца червячного колеса [c.622]

РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.355]

РАСЧЕТ РАЗМЕРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.355]

Расчет размеров цилиндрических зубчатых колес [c.357]

При расчете определить межцентровые расстояния тихоходной и быстроходной пары (Лт иЛв) расчетное напряжение изгиба зубьев шестерни 1 и колеса 4 основные размеры колес. [c.332]

В червячных передачах проектный расчет червяка не производят, так как все его геометрические размеры определяют из условия расчета червячного колеса. По этой причине делают лишь проверочный расчет тела червяка на прочность. Проверку начинаем с определения усилий, возникаюш,их в червячном зацеплении. [c.349]

Конструктивное оформление остальной части колеса зависит от усилий, которые испытывает колесо во время работы, от формы деталей, соприкасающихся с данным колесом, и пр. Подробные расчеты размеров всех элементов зубчатого колеса даются в курсе деталей машин. [c.220]

Предварительный расчет размера диаметра отверстия в ступице зубчатых колес можно сделать по формуле [c.19]

Сводка формул для геометрического расчета размеров некорригированных зубчатых колес внешнего зацепления [c.291]

Сводка формул для геометрического расчета размеров прямозубых цилиндрических колес с высотной коррекцией по системе В51 [c.306]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Проектировочные расчеты преследуют цель предварительного определения размеров колес и передач. Ч ще всего эти размеры определяются исходя из контактной прочнэсти рабочих поверхностей зубьев. Если dwi и by, определены из /словия контактной выносливости, изгибная выносливость может эбеспечиваться соответствующим подбором т и 2i [см. (6.12)] [c.107]

Основные геометрические размеры зависят от модуля и числа зубьев. При расчете косозубых колес учитывают два шага (рис. 3.98) нормальный шаг зубьев — в нормальном сечении пп и окружной шаг pt — в торцовом сечении tt при этом pt=pJ os р. Соответственно шагам имеем два модуля зубьев mt=ptln и m = pjn, при этом [c.345]

Размеры / и 5 выразим через модуль зуба, от которого они зависят l= im, s = Xm, тогда ljs - = il X m). Подставив это выражение в предыдущую формулу и заменив Кр, = Р,КррКрг1 Ь, получим формулу, для проверочного расчета прямозубых колес [c.139]

Если размеры колес заданы, а также в том случае, когда полученные проектировочиым расчетом размеры подвергались каким-либо изменениям (округление модуля, выбор стандартных значений йа, и Т. д.), производят проверку контактной прочности, т. е. выполнения условия (для стальных колес) [c.218]

Последнее выражение показывает, что с увеличением межосе-вого расстояния (размеров колес) напряжение смятия уменьшается. Его можно использовать для проверочного расчета зубчатых передач. Решая его относительно а , при а = 20°, получим формулу для определения межосевого расстояния, при котором обеспечена прочность поверхностного слоя профиля зубьев прямозубых колес [c.305]

Определив значения коэффициентов, можно приступить к расчету температурного уменьшения зазора в узле с полимерным подшипником. Если корпусом служит зубчатое колесо, то для получения уточненных результатов следует опре-делитр значение функции Ф. В реальных случаях оно колеблется в пределах 0,4—0,9, причем с увеличением диаметральных размеров колеса значение функции уменьшается. [c.72]

Тиже приводятся рекомендуемые формулы для расчета размеров червяка и червячного колеса. [c.511]

Далее следует принять значение г 5д для быстроходной пары, чтобы иметь возможность в дальнейшем расчете подобрать надле-жаш,ие размеры колеса этой пары стандартом рекомендуется в двухступенчатых редукторах принимать коэффициент одинаковым для обеих пар колес (т. с. тихоходной и быстро.кодной). Поэтому значение 1) д для быстроходной пары принимаем 0,4. [c.334]

Сводка формул для геометрического расчета размеров некорригированных цилиндрических колес внешнего зацепления в питчевых системах [c.299]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...