Зубчатые Расчет — Особенности

КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА И ОСОБЕННОСТИ ИХ РАСЧЕТА [c.308]

В четвертой главе изложены основы проектирования резьбовых, сварных и клеевых соединений пластмассовых элементов конструкций. В ней же достаточно подробно рассмотрены методы расчета и особенности конструирования зубчатых передач, муфт и подшипников скольжения с применением пластмасс, а также приведены данные по расчету и выбору основных конструктивных параметров и технологии сборки пластмассовых трубопроводов и деталей трубопроводной арматуры. Вопросы расчета и конструирования пластмассовых деталей в данной книге освещены значи- [c.8]

Методы расчета жесткости и точности простых зубчатых передач не могут быть полностью распространены на волновые передачи. Расчеты, учитывающие особенности волновых передач, пока еще не разработаны. В настоящее время жесткость и точность волновых передач принято оценивать экспериментально. При этом используют диаграмму крутильной жесткости. [c.160]

Если две группы должны иметь только одно связанное колесо, то расчет передаточных отношений, производится точно так же, как для механизмов с одними лишь свободными зубчатыми колесами. Некоторыми особенностями отличается способ определения чисел зубьев (или диаметров начальных окружностей) колес механизма (см 16, В). [c.98]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Для обеспечения требуемой жесткости вала выполняют его расчет на изгибную или крутильную жесткость. Требуемая изгибная жесткость валов определяется условиями правильной работы зубчатых передач и подшипников. Под действием нагрузок возникают прогибы валов и повороты их сечений под зубчатыми колесами и в подшипниках (рис. 3.139). Прогиб вала /2 и его поворот 02 под зубчатым колесом приводит к увеличению межосевого расстояния передачи, вызывает перекос колеса, повышенную концентрацию нагрузки по ширине зубчатого венца и, как следствие, усиленный износ и даже излом зубьев. Поворот вала (угол наклона цапф 0) в подшипниках вызывает неравномерное распределение нагрузки по их ширине и особенно по длине роликов, что может вызвать защемление тел качения и кромочное разрушение роликов. [c.405]

Особенности расчета и проектирования мелкомодульных зубчатых передач [c.216]

Расчет зубьев колеса на контактную прочность. Для расчета зубьев на контактную прочность в качестве исходной принимается формула Герца (10.3). Эта формула преобразовывается в соответствии с геометрическими особенностями червячного зацепления. Приближенно зацепление колеса G червяком в осевом сечении червяка можно рассматривать как зацепление косозубого колеса с зубчатой рейкой. При этом приведенный радиус кривизны р в точке контакта будет равен радиусу кривизны профиля зуба колеса р , так как для профиля червяка Р1 = со. [c.200]

Особенности расчета конических зубчатых передач. При профилировании зубьев конических колес необходимо иметь в виду, что любая точка колеса движется по шаровой поверхности, центр которой лежит в точке пересечения осей колес (вершина начальных конусов), т. е. ее радиус равен расстоя ию рассматриваемой точки до этого центра. Торцевые поверхности зубьев должны быть 310 [c.310]

Описанную здесь контактную задачу для двух стержней можно использовать для расчета распределения нагрузки вдоль зубьев зубчатых колес, вдоль роликов в подшипниках качения и других подобных конструкциях. Отличительная особенность задачи — отсутствие начальной связи между контактирующими телами. [c.40]

В построенной математической модели механизма отражено влияние технологических ошибок в длине звеньев в предположении, что зазоры в зубчатых зацеплениях компенсированы механизмом выбора люфтов, а зазоры в подшипниках качения, помещенных в шарнирных соединениях звеньев режущего механизма, на порядок ниже отклонений между осями шарниров. Математическая модель для расчета точности механизма разработана с учетом особенности сборки. [c.116]

ОСОБЕННОСТИ ЭЛЕКТРОМОДЕЛИРОВАНИЯ ПРИ РАСЧЕТЕ АМПЛИТУДНО-ЧАСТОТНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК МНОГОМАССОВЫХ УПРУГИХ СИСТЕМ, ВКЛЮЧАЮЩИХ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ [c.91]

Особенности расчета конических зубчатых колес на долговечность по контактным напряжениям и на прочность по изгибу [c.425]

Возможность учета элементов с нелинейными упругими характеристиками при расчете вибраций в зубчатых передачах редукторов различного назначения представляет значительный практический интерес. Такой учет позволяет выявить особенности поведения систем при малых нагрузках и в резонансных режимах (в случае, когда динамические силы в зубчатых зацеплениях превосходят статические нагрузки). Указанные особенности не обнаруживаются при рассмотрении линейных моделей соответствующих систем. [c.5]

Особенности расчета передач с зубчатой цепью [c.36]

НЕКОТОРЫЕ ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТОВ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.388]

При расчете деталей общего назначения необходимо учитывать особенности их работы в грузоподъемных машинах. Так, при расчете валов, соединяемых зубчатыми муфтами, следует учитывать изгибающий момент, возникающий от трения между зубьями муфты, увеличивающий общую нагрузку, который принимают действующим в плоскости, проходящей через оси валов, и равным 0,1 номинального крутящего момента, передаваемого муфтой. [c.104]

Методика вероятностных расчетов деталей машин на статическую и усталостную прочность подробно рассмотрена в гл. 2. Приведенные в ней закономерности являются общими и не учитывают специфики расчетов конкретных элементов, особенностей формирования нагрузочных режимов, способов их получения и т. д. В то же время общая последовательность расчета по гипотезе суммирования повреждений, нашедшая отражение в блок-схеме (см. рис. 2.8), для конкретных деталей может быть упрощена. Например, при расчете на усталостную долговечность зубчатых колес многообразие методов схематизации нагрузочного режима сводится к одному — методу ординат, учет вариации коэффициента асимметрии не производится, так как считается, что зуб нагружается пульсирующим циклом число циклов нагружения определяется в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя или ведущих колес (скорости движения автомобиля) и передаточных-отношений коробки передач, главной передачи и т. п. [c.129]

Расчет напряжений базируется на формулах ГОСТ 21354—75, включающих ряд коэффициентов, которые зависят от типа передачи, геометрии зацепления, условий нагружения и других факторов. Применительно к зубчатым колесам агрегатов трансмиссии автомобилей на основе указанного стандарта разработана методика расчета напряжений, учитывающая их особенности [ПО]. В дальнейшем эта методика использована при расчете коэффициентов преобразования моментов в напряжения. [c.140]

Особенности расчета зубчатых прямозубых реечных передач. [c.187]

Расчет на прочность колес планетарных зубчатых передач выполняется по тем же формулам, что и для простых передач, но с учетом некоторых особенностей. Так, например, у передачи, показанной на рис. 33.32, модули всех трех колес одинаковы, а передача внутреннего зацепления, благодаря своей геометрии, более прочна, чем передача наружного зацепления. Поэтому при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать зацепление солнечного колеса с сателлитами (с учетом количества последних). При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняется в целях подбора материала колеса или как проверочный. [c.445]

Все опытно-статистические методы оценки надежности проектируемых систем (укрупненные, поузловые, поэлементные) имеют, однако, ряд серьезных недостатков. Согласно этим методам ожидаемая надежность автоматических линий зависит только от количества различных элементов. Однако нетрудно видеть, что из одного и того же набора зубчатых колес, подшипников, дросселей можно создать как отлично работающую, так и совершенно неработоспособную систему. Все зависит от характера взаимодействия между отдельными элементами, от их взаимосвязи, которая неизбежно утрачивается при расчленении системы и обособленном рассмотрении каждого из элементов. Поэтому усложнение расчетов, проведение их по узловому или поэлементному принципу не всегда оправдано и следует по возможности использовать простейшие, укрупненные расчеты, особенно в тех случаях, когда высокой точности окончательных результатов не требуется, например на предпроектной стадии. [c.139]

Особенности применения зубчатых цепей заключаются в том, что для одного шага I цепи по ГОСТ 13552—68 существует пять или шесть стандартных ширин В Цепи, причем значения несущей способности цепей с соседними шагами но различными ширинами близки. Для зубчатых цепей пока не разработана универсальная методика для выбора оптимального шага t и ширины В. Поэтому в зависимости от выбранного исходного параметра звездочки различают расчет параметров цепи при известном диаметре Dei меньшей звездочки и при известном числе зубьев Zi меньшей звездочки. [c.104]

Проектировочный расчет из условия прочности зубьев на изгиб. Для некоторых зубчатых передач с высокими твердостями активных поверхностей зубьев при Кщ 1 и особенно при реверсивной симметричной нагрузке число зубьев, рассчитываемое по формулам (2.98) и (2.99), может оказаться очень малы.м (например, 21 < 10 4-12). В этом случае задаются числом зубьев гх и определяют размеры зубчатых передач по формулам для прямозубых передач [c.50]

При расчете геометрии зацепления и прочности некоторого зацепления планетарной передачи зубчатым колесам помимо принятых буквенных обозначений (см. рис. 6.1 и табл. 6.1) присваиваются индексы 1 и 2 соответственно меньшему и большему элементу сцепляющейся пары. Так, например, при расчете зацепления а — д при z индекс 1 закрепляется за обозначениями, относящимися к центральному колесу а, а индекс 2 относится к сателлиту д. Возможные сочетания зубчатой пары шестерня — колесо для основных типов планетарных передач представлены на рис. 6.13. Значения и и других параметров передач, выделенных из планетарных механизмов А, В и Зк, приведены в табл. 6.10. Для расчета геометрии зацепления планетарных передач в основном используются зависимости и соответствующие схемы алгоритмов из 2.1 с учетом некоторых особенностей внутреннего зацепления, отмеченных ниже. [c.126]

Если в зубчатой передаче с внешним зацеплением имеется четное число осей зубчатых колес внешнего зацепления, то общее передаточное число будет иметь знак минус в этом случае ведущее и ведомое колеса будут вращаться в обратные стороны при нечетном числе осей зубчатых колес внешнего зацепления в зубчатом механизме общее передаточное число будет иметь знак плюс ведущее и ведомое колеса будут вращаться в одну сторону. Это особенно важно помнить учащемуся при расчете зубчатых передач машины. [c.186]

Расчет передачи с зубчатой цепью имеет особенности, которые обусловлены тем, что зубчатые цепи при одном и том же шаге изготавливаются пяти или шести стандартных ширин (табл.2.21). Поэтому расчет начинают с предварительного выбора шага цепи I по табл.2.22, а затем по критерию износостойкости шарниров рассчитьшают минимальную ширину цепи В, мм [c.36]

При расчете некоторых механизмов вводят дополгштельные коэффициенты нагрузки, учитывающие специфические особенности этих механизмов, см., например, зубчатые передачи, гл. 8. [c.8]

Н016 представление о различии в прочности косозубых и прямозубых передач, так как многие специфические особенности косозубого зацепления трудно поддаются расчету. В связи с этим целесообразно величину V, определять на основе сравнительных испытаний косозубых и прямозубых передач. При диапазоне углов р = = 8 -г- 20° можно принимать для зубчатых колес из мягких сталей [c.302]

Круговые зубья с точки зрения прочности отличаются от прямых и косых зубьев дуговой формой и начальным касанием в точке. Поэтому в СССР и за рубежом широко применяют специальные расчеты конических передач с круговыми зубьями AGMA, разработанные фирмой зуборезных станков Глисон , имеющей большой опыт проектирования, изготовления и испытания конических зубчатых передач. Эти расчеты имеют ту же основу, что и изложенные, но и имеют некоторые специфические особенности. [c.198]

Геометрический расчет конических колес с круговыми равновысокими и равноширокими зубьями производ.чтся так же, как и геометрический расчет колес с прямыми зубьями. В качестве расчетного принимается внешний окружной модуль для зубьев с осевой формой 1 и III и средний нормальный модуль т для зубьев по форме II. Особенность расчета заключается в выборе диаметра do зуборезной головки, расчете среднего угла наклона линии зуба и подборе коэффициента х смещения исходного контура. Определение отдельных параметров — угла ножки и головки зубьев — зависит от их осевой формы — I, II или III. Диаметр зуборезной головки выбирается по специальным таблицам з зависимости от параметров R и mte- Средний угол наклона линии зуба определяется по выбранному номинальному диаметру зуборезной головки и коэффициенту ширины зубчатого венца. [c.142]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

Величина у в принципе невелика (йщт ="- 6 мм для станков 5860А и 5861), и влияние ее на величину х, у уменьшается с увеличением размеров зубчатых колес. Однако, как показывают дальнейшие расчеты при проектированни копиров, учет ее обязателен, особенно для шестерен. Масштаб пантографа определяется отношением [c.229]

Расчет ответственных зубчатых передач (особенно с тонкимп ободья.ми) по общепринятой методике может оказаться недостаточно точным. Для определения действительного распределения напряжений необходимо вначале определить нагрузки на контактирующие пары зубьев, а затем выяснить напряженное состояние в зубьях. [c.181]

Особенности алектромоделироввния при расчете амплитудно-частотных характеристик мяо-гоиассовых упругих систем, включающих Зубчатые передачи . Г е н к и н М. Д., С ергеев В. И., С у X о р у к о в Л, В. Сб. Колебания и устойчивость приборов, машин и влементов систем управления . Изд-во Наука , 1968, стр. 60—68. [c.219]

Особенности расчета планетарных передач. Числа зубьев колес. В отличие от обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Кроме обеспечкния заданного передаточного отношения необходимо, чтобы зубчатые колеса удовлетворяли следующим условиям сборки соосности, симметричному расположению сателлитов, соседству. [c.304]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Переборный редуктор. Динамическая модель переборного редуктора в случае, когда зубчатые колеса представляются в виде твердых тел, сводится к многомассовой системе, расчет которой с использованием ЭЦВМ не вызывает принципиальных сложностей. Однако для изучения особенностей процессов, происходящих в редукторах, целесообразно отдельно рассмотреть поведение каждой зубчатой пары, заменив связи, налох<енные на зубчатые колеса сопрях<енными с ними деталями, динамическими жесткостями. [c.93]

Планетарный редуктор. В планетарных редукторах имеются две основные особенности, затрудняющие их динамический расчет, — многопоточность системы и повышенная податливость ободьев центральных колес, предусматриваемая обычно для более равномерного распределения нагрузки по потокам мощности. При изучении колебаний планетарных редукторов необходимо рассматривать их распространение от зубчатых зацеплений по всем трем возможным направлениям — к обоим центральным колесам и к водилу через сателлиты. [c.95]

В закрытых передачах (редукторах), имеющих пластмассовые колеса, расчет последних на контактную прочность не производят, так как контактная прочность капрона и других пластмасс этой группы значительно выше изгибной прочности исходя из этих особенностей пластических материалов, а также учитывая их хорошую прирабаты-ваемость, расчет зубчатых колес в открытых и закрытых передачах достаточно вести только на прочность по изгибу. [c.381]

Иванов А. Н., Александров, 10. М. Особенности распрёделения передаточных отношений в многоступенчатых планетарных редукторах механизмов поворота портальных и судовых кранрв//Новое в расчетах и конструировании зубчатых, планетарных и волновых передач. Л,, 1984, i 63—69i [c.373]

Обычно размеры зубчатых колес определяются из расчета на прочность активных поверхностей зубьев. При найденных таким способом размерах Ь , , 1, d 2), как правило, необходимую прочность зубьев на изгиб удается обеспечить варьированием модуля (или числа 21). Исключением являются передачи с высокими твердостями активных поверхностей зубьев- (Яакт) при Кнь 1 и особенно при реверсивной симметричной нагрузке. [c.44]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...