Зубчатые Мощности — Расчет

Расчет зубчато-ременных передач. Расчет передач ведется из условия прочности ремня. Модуль передачи зубчатым ремнем вычисляется в зависимости от передаваемой мощности Р и угловой скорости о быстроходного вала по формуле [c.99]

Потери мощности при расчете редуктора, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, разбрызгиванием и перемешиванием масла, вызывают нагрев деталей редуктора и масла. При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазки, а в отдельных случаях даже к заеданию зубьев и преждевременному износу подшипников. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой. Таким образом, задачей теплового расчета является проверка температуры масла в редукторе при установившемся режиме работы. Принципиально рассматриваемый ниже метод расчета применим к редукторам всех типов, но практически для зубчатых редукторов малой и средней мощности он является излишним, так как к. п. д. их высок, а следовательно, тепловыделение невелико. Для червячных и комбинированных зубчато-червячных редукторов этот расчет обязателен. [c.340]

На рис. Э.32 дан чертеж конического редуктора. Определить из расчета на изгиб и контактную прочность величину допускаемой мощности на ведущем валу основные параметры редуктора и сведения о материалах зубчатых колес указаны в таблице. [c.175]

Пригодна ли формула, применяемая для теплового расчета червячного редуктора, к редукторам других типов Почему для червячного редуктора тепловой расчет, за редким исключением, обязателен, а для зубчатых редукторов производится только при весьма значительной передаваемой мощности и длительной непрерывной работе [c.289]

Расчеты обычно начинают с определения потребной мощности привода, выбора электродвигателя, определения общего передаточного числа механизма и разбивки его по ступеням. Затем приводят расчеты ременной, цепной и зубчатой передач, муфт, винтовых пар и др. При этом необходимо обосновать выбор материалов соответствующих деталей, вида термообработки, допускаемых напряжений, расчетных коэффициентов и др. Необходимо обосновать также выбор размеров, устанавливаемых не расчетом, а конструктивными соображениями или на основе рекомендаций из учебной или справочной литературы. [c.14]

Подобрать зубчатую муфту и проверить ее расчетом по износостойкости при условии, что муфта соединяет трансмиссионный вал. Передаваемая валом мощность N = 220 кВт, частота вращения п= 2 об/мин, выход муфты из строя может вызвать остановку машины. [c.410]

Пример 24. Произвести проверочный расчет прямозубой одноступенчатой цилиндрической передачи по следующим данным = 27 ы = 1,96 m = 4 мм f = 45 мм (рис. 1Й). Нагрузка постоянная по величине и направлению (т. е. нагрузка нереверсивная). Номинальная мощность на шестерне Л ом = 4,5 кВт, частота вращения = 150 об/мин. Опоры расположены симметрично относительно зубчатых колес. Материал шестерни — сталь 45, зубчатого колеса — сталь 35. [c.215]

Целью силового расчета зубчатой передачи является определение крутящих моментов на валиках механизма с учетом к. п. д, расчет мощности двигателя, определение сил, действующих в кинематических парах. Знание сил необходимо для расчета на износостойкость и прочность зубьев колес, валиков, подшипников и других деталей механизма, а также для определения ошибок механизма (упругого мертвого хода). [c.75]

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек, охватываемых бесконечной цепу ю, звенья которой входят в зацепление с зубьями звездочек. Цепные передачи втулочно-роликовой цепью и зубчатой цепью применяются в приводах мощностью N = 0,3 100 кВт при скорости цепи v = l-f-15 м . В приборостроении цепные передачи имеют весьма ограниченное применение. Расчет и конструирование цепных передач излагается в курсе Детали машин [ 7, 63]. [c.216]

Ознакомимся с силовым расчетом двухступенчатого зубчатого механизма, схема которого изображена на рис. 68. Пусть мощность, приложенная к ведомому колесу 5, равна Требуется определить реакции во всех кинематических парах и мощность двигателя, приводящего в движение ведущее колесо 7, если угловая скорость колеса / равна ач сек . [c.100]

При расчете зубчатых цепей по заданной полезной нагрузке Р,(Н) или мощности Р (кВт), а также шагу и скорости цепи (для Гц < 10 м/с) определяют ширину цепи [c.401]

К.п.д. зубчатых передач. Потери мощности в зубчатых передачах складываются из потерь на трение в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на взбалтывание и разбрызгивание масла (закрытые передачи). Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазывания, шероховатости рабочих поверхностей, скорости колес, свойств смазочных материалов и числа зубьев колес. С увеличением числа зубьев к.п.д. передачи возрастает. При передаче неполной мощности к.п.д. передачи снижается. Для выполнения расчетов можно использовать табл. 8.3. [c.122]

Смазывание зубчатых или червячных передач редукторов в большинстве случаев осушествляется погружением, а подшипников — разбрызгиванием или пластичным смазочным материалом. В корпус редуктора заливают масло из расчета 0,4...0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности, при этом колесо или червяк должны погружаться в масло на глубину не менее высоты зуба или витка. [c.240]

Глубина погружения в ванну зубчатого колеса должна быть от 1 до 6 модулей, но не менее 10 мм. Емкость масляной ванны для одноступенчатых передач принимают из расчета 0,25—0,5 л масла на 1 л. с. передаваемой мощности. [c.384]

При этом имеют место большие потери мощности на перемешивание масла, и в корпусе редуктора может образоваться в большом количестве масляная пена. Уровень масла в масляной ванне выбирается с таким расчетом, чтобы все ведомые колеса при окружных скоростях, близких к предельным, погружались в масло не менее чем на высоту зуба. Тихоходные зубчатые колеса могут погружаться в масляную ванну значительно глубже (до 100 мм). [c.8]

Рассмотрим теперь случай более сложный, когда обе перекатывающиеся поверхности подвижны и в данный момент имеют угловые скорости 1 и 2 (рис. 267). Это имеет место, например, во фрикционных передачах и отчасти в зубьях зубчатых колес, профили которых, помимо скольжения, как известно, перекатываются друг по другу. При расчете работы или мощности трения в данном случае приходится принять во внимание не только пару сопротивления качения, приложенную к катку 1 (пару Q, Яп с плечом а), но и реактивную пару Q, Я с тем же плечом а, приложенную [c.382]

Рис. 66. Номограмма для расчета зубчатого колеса из текстолита по удельной мощности, передаваемой колесом шириной 1 см. Ключ — схема пользования

Рис. 67. Номограмма для расчета зубчатого колеса из слоистого пластика Ново-текс по удельной мощности, передаваемой колесом шириной 1 см. Пример 2 = 35, V = 9,5 м/сек, m = 8 мм, по номограмме определяем, что N = 7,4 е./ем

Но, как очень часто бывает в технике, при таком изменении конструкции возникает масса сопутствующих, весьма трудноразрешимых проблем. И от них зависит, смогут ли эти суда выйти на океанские просторы. Так, пока корабль лишь слегка приподнимается над поверхностью, передать вращение погруженному в воду винту несложно. Просто-напросто наклонный вал, на котором он сидит, делают немного длиннее. Для корабля, поднявшегося на несколько метров, такой способ уже непригоден. Непригодны и конические зубчатые передачи. Они не справляются с большой мощностью, вызывают сильную вибрацию корпуса. Можно было бы поставить в машинном отделении электрогенератор и питать энергией погруженный в воду электромотор, вращающий судовой винт. Однако вес такой сложной системы получается высоким, она требует много места, а коэффициент полезного действия при каждом преобразовании энергии из одного вида в другой заметно падает. Может быть, вообще отказаться от гребного винта и поставить на судно воздушный винт-пропеллер Расчеты показывают, что из-за неизбежно малого его диаметра пропеллер будет очень неэкономичен лишь третья часть мощности двигателя превратится в полезную работу. Еще хуже обстоит дело с чисто реактивным приводом при сравнительно небольших скоростях движения на подводных крыльях девять десятых мощности пойдут на бесполезный разгон выхлопной струи и только одна десятая — на продвижение судна. [c.204]

Для определения допускаемого повышения мощности из зубчатых колес каждого вала выбирается для расчета наиболее нагруженное, т. е. то, которое имеет минимальное число зубьев и наименьшую ширину при одинаковых модуле и материале. Если материал и модуль колес одного вала различны или выбранное зубчатое колесо передает неполную мощность, рассчитываются несколько зубчатых колес каждого вала. [c.675]

Полезная мощность (или сила), которую молсет передать зубчатое колесо, исходя из долговечности по усталости, определяется как меньшее из двух значений, вычисленных из расчета па изгиб и по контактны.м напряжениям. [c.675]

Ориентировочная оценка возможностей повышения мощности при помощи расчетов на основе подобия. При повышении чисел оборотов е 1,5 раза оказывается допустимым по работоспособности зубчатых колес и подшипников качения повышение мощности в 1,31 раза (табл. 23). При этом полезная нагрузка сократится на 13% [c.718]

Расчет зубьев цилиндрических зубчатых колес по напряжениям изгиба Материал — сталь 40Х, закаленная с нагревом т. в. ч. по профилю с выкружкой (твердость поверхности HR 48—52, твердость сердцевины HR 25—28) [a]j = 32 кГ/мм (для каждого значения модуля в верхней строке приведена мощность в кет, передаваемая зубчатым колесом при ширине венца 10 мм и числе оборотов 100 в минуту в нижней — окружная сила в кГ на зубьях при ширине венца 10 мм). " [c.571]

Проведем уточненный расчет функциональных параметров зубчатой передачи, исходя из наибольшей мощности. За исходные данные к уточненному расчету функциональных параметров зубчатой передачи приняты частота вращения, передаточное отношение, межцентровое расстояние, угол зацепления, угол наклона зуба для косозубых передач, передаваемая нагрузка, рекомендуемые материалы, технические условия на изготовление. [c.371]

При проектном расчете обычно известны крутящий момент Т или мощность Р и частота вращения п, нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу (например, зубчатых колес). Требуется определить размеры и материал вала. [c.315]

Ремни производятся из маслостойких синтетических материалов с расчетом возможности их работы в масле. Армировка ремней осуществляется тонкой стальной проволокой, скрученной в тросы, которые воспринимают растягивающую нагрузку. Профиль зубьев имеет трапецеидальную форму с углом наклона в 40° и шагом от 5 до 35 мм ширина зубьев до 400 мм и более. Ремень работает без скольжения, так как на шкивах имеются зубья, соответствующие по своей конфигурации рабочему профилю ремня, что обеспечивает постоянство передаточного числа. Опоры передачи могут быть неподвижными, так как нет надобности создавать начальное натяжение ремня, что обеспечивает высокий к. п. д. и уменьшает нагрузку на валы. Считают, что зубчатые ремни могут работать в большом диапазоне скоростей, т. е. почти при любой низкой и высокой скорости. Величина передаваемой мощности приближается к ременным передачам обычного типа, т. е. свыше 1000 л. с. Передача с зубчатыми ремнями работает бесшумно, причем габариты ее значительно меньше других типов ременных передач. При расчете надо учитывать, чтобы в зацеплении было не менее шести зубьев ремня, причем расчет ведется на смятие профилей зубьев в предположении, [c.194]

С целью учета влияния всех перечисленных факторов при расчете передачи номинальную мощность, например мощность на входном валу зубчатой передачи, необходимо заменить расчетной мощностью Л/р или усилием. Отсюда имеем следующие соотношения для определения расчетных значений мощности или усилия [c.277]

Передаваемая зубчатым колесом мощность N и число оборотов колеса к даются в условии к расчету передачи. [c.151]

Схема станции жидкого смазывания редуктора показана на рис. 36, где 1 - насос 2 - фильтр-холодильник 3 - бак-отстойник 4 - предохранительный клапан 5 - манометр 6 - указатель течения масла 7—вентиль. Во многих случаях дйя более удобного слива масла из ванны редуктора станцию помещают значительно ниже редуктора. При струйном смазывании зубчатых передач редукторов для определения размеров и производительности централизованных станций необходимо установить количество масла, подаваемого на зацепление. В этом случае ориентировочно расход масла принимается 3.. .4,5 л в минуту на 1 кВт потерь мощности в зацеплении. Предполагается, что масло будет охлаждаться в холодильниках на 5...8°С. Для более точного определения объема масла, подаваемого к зацеплению и подшипникам, требуется расчет. [c.450]

Нагрузки на каждый шпиндель и суммарные рассчитывают с учетом их изменения во времени. При неавтоматизированном проектировании переменность нагрузок обычно не учитывают из-за большой трудоемкости расчетов, что приводит к завышению крутящего момента приводного электродвигателя и увеличению, массы валов и шпинделей из-за больших коэффициентов запаса прочности валов и шпинделей. Проверка совместимости узлов и деталей включает проверку отсутствия касания валов, шпинделей и корпусных деталей зубчатыми колесами, а также выполнение ограничений на межцентровые расстояния промежуточных валов и шпинделей. Силовой расчет деталей и узлов состоит из расчета частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения промежуточных валов расчета и контроля отклонения частот вращения шпинделей, расчета мощности холостого и рабочего хода расчета на прочность, жесткость и долговечность шпинделей, промежуточных валов, их опор и шпоночных соединений расчета на изгиб и контактную прочность зубьев зубчатых колес. [c.243]

Расчет опор электродвигателя. Помимо нафузок, действующих на опоры от вращающихся масс, и сил от зубчатой или ременной передачи рекомендуется также учитывать силы, возникающие в электромагнитном поле двигателя. Как правило, в электродвигателях небольшой мощности в опорах используются шариковые радиальные подшипники, в электродвигателях средней мощности в фиксирующей опоре - шариковые радиальные подшипники, а в плавающей опоре - радиальный роликовый. В электродвигателях большой мощности в обеих опорах устанавливают радиальные роликоподшипники, а для восприятия осевых нагрузок - дополнительный шариковый радиальный подшипник или двухрядные сферические роликоподшипники в обеих опорах [c.480]

При увеличении быстроходности привода повышается и мощность, которую могут передать элементы привода. Обычно скорость вращения промежуточных валов ко-)обки скоростей ограничивается зубчатыми передачами. 1оверочный расчет позволяет установить безопасную скорость вращения валов коробки скоростей, а следова-. [c.121]

Аналогично расчету на выносливость по контактной прочности выведем зависимости для допускаемых значений окружной составляющей Ри], крутящего момета на щестерне [М, ] и передаваемой мощности [Nu] данной зубчатой пары при расчете зубьев на выносливость по излому. [c.279]

Определить катет сварных швов прикрепления диска сварного зубчатого колеса к ступице (см. рис. 4.18). Основное допускаемое напряжение на растяжение для материала диска (сталь Ст. 3) (а]р = 160 Мн м . Сварка выполнена вручную электродами Э42А. Колесо передает мощность N = 180 тп при п = 115 о61мин й ,, = 830 мм = 225 мм-, d — 140 мм = 730 мм. При расчете принять, что момент, передаваемый колесом, изменяется по пульсирующему циклу. [c.52]

Выбор степени точности зубчатых колес. Степень точности колес и передач устянавливают в зависимости от требований к кинематической точности, плавности, передаваемой мощности, а также окружной скорости колес. 14апример, при окружной скорости прямозубых колес 10—15 м/с применяют степени точности 6—7, при скорости 20—40 м/с —степени точности 4—5 114]. Степень точности следует определять соответствующими )асчетами. Например, на основе кинематического расчета погрешностей всей передачи и допускаемого угла рассогласования можно выбирать степень по нормам кинематической точности из расчета динамики передачи, вибраций и шумовых явлений выбирают степень точности по нормам плавности работы расчет на прочность и долговечность дает возможность выбрать степень точности по нормам контакта зубьев. [c.320]

Пример 3. Произнести проверочный расчет одноступенчатой цилиндрической некоррнгмрованной косозубой передачи при следующих данных мощность постоянная N = 160 v2. с. = 360 об1мин = 161,62 мм. А = = 500 ММ, Ь = 200 мм i = 5,1875 — 32 = 166 = 5 мм = = 8° 6 34" твердость зубьев шестерни ИВ 270 колеса > 230 передача работает 10 ч в сутки при нереверсивной нагрузке выполнена по 8-й степени точности (ГОСТ 1643 — 56) вид сопряжения X опоры расположены симметрично относительно зубчатых венцов. [c.844]

Расчеты цилиндрических зубчатых колес можно выполнять при помощи таблиц. Величину полезной мощности (силы), которую может передать зубчатое колесо, при использованин таблиц вычисляют по формулам [c.568]

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]

Пример 2. Зубчатое колесо редуктора, скрепленное со ступицей И нестандартными болтами (примерная схема для расчета см. рис. 18), передает мощность N = 5 000 л. с. при числе оборотов п = = 360 об1мин толщина фланцев S = 16 мм. Si = 20 мм болты размещены по диаметру Dg = 720 мм и поставлены под развертку марка материала — сталь 45 (нормализованная). Допускаемое напряжение смятия для фланца колеса и болтов [а]см = 1 ООО кПсм . [c.148]

Если по условиям расчета задана передаваемая зубчатой передачей мош,ность в л. с., моментМкр можно выразить в/сГ-ллг через мощность N в л. с.) и число оборотов п рассчитываемого колеса в минуту [c.275]

Вал передает зубчатому колесу мощность iV ==24/сет при угловой скорости (О = 60 рад/сек (- 575 об/мин) (рис. 95). Проверить прочность шлиц, если допускаемое напряжение [a Jx=50 MhIm ( 500 кГ см ), число шлиц г = 8. При расчете считать, что нагрузку воспринимают только 3/4 всех шлиц. [c.76]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...