Валы зубчатых передач — Расчет

В ряде случаев прогиб балок является критерием работоспособности конструкций, в которые они входят. Так, например, чрезмерный прогиб валов зубчатых передач может привести к нарушению правильности зацепления. В этом и других подобных случаях производят расчет на жесткость, который может быть проектным или проверочным. При этом задаются допускаемым прогибом [у], иногда обозначаемым [/]. Величину допускаемого прогиба устанавливают в зависимости от назначения и условий эксплуатации механизма или детали. Знание углов поворота сечений необходимо для рационального выбора типа опорных устройств. [c.184]

Большие линейные и угловые перемещения недопустимы для нормальной эксплуатации конструкций. Например, изогнутая ось вала зубчатой передачи приведет к разрушению зубчатых колес и опор вала, если перемещения будут слишком большими. Нельзя допускать больших перемещений и в элементах инженерных сооружений (мостах, подкрановых балках и т.д.). Поэтому кроме расчетов на прочность в большинстве случаев выполняются и расчеты на жесткость. [c.129]

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]

Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач. Для расчета валов и опор силу взаимодействия зубьев в зацеплении удобно представить в виде следующих трех составляющих [c.18]

Для подшипников опор валов зубчатых передач, работающих при типовых режимах нагружения, расчеты удобно вести с помощью коэффициента эквивалентности Ке [c.231]

Формулы для расчета нагрузок, действующих на валы зубчатых передач, приведены в табл. 8.10 - 19, а основные - ниже. Крутящий момент [c.466]

Пример 24.3. Проверить прочность вала зубчатой передачи, изготовленного из стали Ст. 4, предел текучести для которой 0 — 260 н/мм . Передаваемая мощность Л = 40 квт, п = 1000 об/мин, допускаемый коэффициент запаса прочности [п] = 3. При расчете применить третью теорию прочности (рис. 24.6, а, размеры даны в мм). [c.302]

Расчет произвести по следующим данным момент на ведомом валу зубчатой передачи М4==2475 Н-м при угловой скорости сй4 = 3,03 рад/с передаточное отношение червячной передачи 1= 16, зубчатой передачи 2 = 3,15 ресурс работы редуктора х [c.363]

Для подсчета числа нагружений валов и зубчатых передач при расчете на изгиб по табл. 14 и 15 принимаем расчетный срок службы Л = 10 лет и число включений в час = 240. [c.208]

Нередки случаи, когда передачи в отдельные периоды работы испытывают кратковременные перегрузки (пиковые нагрузки). Общее число циклов нагружения, соответствующих этим перегрузкам, обычно невелико и они практически не оказывают влияния на усталостную прочность вала (см. так же стр. 231, где сказано об учете пиковых нагрузок в расчетах зубчатых передач). Поэтому расчет на выносливость ведут по длительно действующей нагрузке — обычно по номинальной нагрузке (см. стр. 221) передачи. Но игнорировать пиковые нагрузки нельзя — по этим нагрузкам вал должен быть проверен на статическую прочность (или точнее — на сопротивление малым пластическим деформациям). Этот расчет выполняют по гипотезе энергии формоизменения (можно применять также гипотезу наибольших касательных напряжений) [c.369]

Валы диаметром от 0,1 до 10 000 мм — Отклонения 83, 86 Валы зубчатых колес — Расчет 355 - конических — Действующие силы — Определение 366 Валы зубчатых передач — Расчет 355 Валы коленчатые — Галтели — Влияние на распределение нормальных напряжений 149 [c.822]

Жесткость. Жесткостью называют способность детали сопротивляться изменению формы и размеров под нагрузкой. Для некоторых деталей л<есткость является основным критерием при определении их размеров. Например, размеры валов точных зубчатых передач определяются расчетом на жесткость, так как значительный их прогиб во время работы изменит межосевое расстояние передачи и нарушит правильность зацепления. [c.8]

Важнейшим показателем, выявленным на основе проверочных расчетов, является график максимальных усилий по ползуну, который строится по точкам кривых изменения допустимых усилий, полученным при различных углах поворота коленчатого вала для главных звеньев в механизме (коленчатый вал, зубчатая передача), а также с учетом прочности шатуна. [c.247]

Допуски на расстояния между осями отверстий назначаются, исходя из эксплуатационных требований (например, для отверстий в корпусах под валы зубчатых передач) или из собираемости деталей (например, при соединении деталей болтами или шпильками). Ниже излагается метод расчета зависимых допусков на расстояния между осями отверстий, исходя из их собираемости . [c.262]

Расчет крутящих моментов на валах зубчатых передач произведем иа примере двухступенчатого цилиндрического редуктора (фиг. 3), для которого пусть заданы следующие величины [c.13]

Первый случай нагрузок (нагрузки рабочего состояния). Расчет па изгиб вращающихся деталей (зубья зубчатых колес, валы зубчатых передач) из условия усталостной прочности производим по среднему пусковому или тормозному моменту (в зависимости от того, какой из них будет наибольшим). [c.126]

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]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

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]

Жесткость—способность деталей сопротивляться упругим деформациям, т. е. изменению их формы и размеров под действием нагрузок. Жесткость наряду с прочностью является основным критерием расчета многих деталей (валов передач, станин станков и т. п.). Недостаточная жесткость (чрезмерная упругая деформация), например, вала может сказаться на правильности функционирования и прочности связанных с ним деталей зубчатых передач, подшипников, муфты и др. Расчет на жесткость предусматривает ограничение упругих деформаций деталей в пределах, установленных опытом эксплуатации машин. [c.262]

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]

Потери энергии в зубчатых передачах зависят от типа передачи, точности ее изготовления, смазки и складываются из потерь па трение в зацеплении, в опорах валов и (для закрытых передач) потерь на перемешивание и разбрызгивание масла. Потерянная механическая энергия переходит в тепловую, что в некоторых случаях делает необходимым тепловой расчет передачи. [c.107]

Приступая к выполнению задания, необходимо изучить схемы и конструкции механизмов и ознакомиться с техническими материалами и справочниками по расчету зубчатых, передач, валов, подшипииков, а также с соответствующими таблицами ГОСТ и нормалей. Рациональная подготовка сократит время и повысит качество выполнения курсового проекта. [c.443]

Для обеспечения требуемой жесткости вала выполняют его расчет на изгибную и крутильную жесткость. 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. 14.7). Стрела прогиба вала у2 и его поворот Oj под зубчатым колесом приводят к увеличению межосевого расстояния передачи, вызывают перекос колеса, по- [c.288]

Из рассмотрения расчетов и конструирования зубчатых передач (гл. 8—13), валов (гл. 22) и подшипников (гл. 23, 24), являющихся обязательными почти для всех машин, следует, что для получения лучшего решения нужно сравнить несколько вариантов конструкций. Даже если разрабатываемая машина имеет простую схему, то и тогда быстро найти оптимальный вариант трудно, а для сравнения всех возможных вариантов требуется много времени. Для сложной же машины решение такой задачи без использования вычислительной техники просто невозможно. [c.370]

Расчет на жесткость. Размеры вала во многих случаях определяются не прочностью, а жесткостью (валы коробок передач, редукторов и др.). При недостаточной жесткости вала действующие на него силы могут вызвать недопустимо большой прогиб. Величина этого прогиба при пульсирующей нагрузке не остается постоянной. Неизбежно появляются вибрации вала, ухудшающие условия передачи в зубчатых колесах возникает дополнительное скольжение зубьев, появляется неравномерность распределения давлений по длине зубьев. Кроме того, возникают значительные динамические нагрузки на зубья, которые ухудшают условия работы подшипников. В таких случаях производят поверочный расчет на изгибную и крутильную жесткость валов. [c.390]

Так, например, при расчете крутильных колебаний в дизелях обычно пренебрегают упругой податливостью зубчатых передач по сравнению с податливостью участков коленчатого вала, в то время как в трансмиссиях машин с электроприводом первая часто значительно превосходит податливость валов, имеющих большой диаметр и малую длину. [c.8]

В этом случае нагрузка на зубья колес будет более равномерная однако при этом машина станет тяжелее. В наиболее тяжелых условиях будет работать зубчатое колесо, установленное на кривошипном валу, так как наибольшей нагрузке будет подвергаться один и тот же зуб именно этого колеса. С этим надо считаться при расчете зубчатой передачи. Но этого можно избежать, применяя такую планетарную передачу, в которой с кривошипом соединено водило. [c.115]

Упрощенный расчет распределения нагрузки в паяных соединениях валов, шпоночных и шлицевых соединениях, зубчатых передачах и муфтах также может быть выполнен на основе их стержневых моделей. [c.28]

Для расчета теоретического к. п. д. зубчатой передачи (рис. 274) считаем, что заданы размеры передачи (г и — делительные радиусы ведомого и ведущего колес, и 2 — диаметры цапф валов), момент полезного сопротивления М , коэффициенты трения в цапфах /ч и в зубьях /з. Потери на трение в данной передаче будут обусловливаться силами трения в цапфах валов и трением скольжения в зубьях. Трением качения в зубьях, руководствуясь полученным выводом для фрикционной передачи, из-за его незначительности пренебрегаем. [c.397]

Такая ситуация, в частности, возникает при расчете колебаний планетарного редуктора, где в качестве одной из подсистем принимается зубчатая передача. Предполагается, что в диапазоне 500—1000 гг часть элементов зубчатой передачи колеблется как сосредоточенные массы на жесткостях зацеплений валов и осей. Зубчатые барабаны, эпициклы, корпус редуктора и фундамент в указанном диапазоне частот приходится рассматривать как подсистемы с распределенными параметрами. [c.27]

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]

Сторонними источниками, влияние которых следует учитывать при тепловом расчете полимерных подшипников, в первую очередь являются другие подшипниковые узлы. Теплоотвод от фрикционных муфт, при работе которых может выделяться большое количество теплоты, осуществляется в основном через корпус в окружающую среду, в то время как они обычно расположены на одном валу с подшипником, куда теплота от муфты поступает в малом количестве и ее можно не учитывать. При работе зубчатых передач образуемая теплота тоже в основном отдается венцами колес окружающему воздуху или маслу. [c.101]

Пример расчета зубчатой передачи. Определить крутящий момент допускаемый на тихоходном валу крановой цилиндрической прямозубом передачи, если А = 350 мм 140 мм т = 7 мм 2 = 80 [c.395]

Итак, мы выше подобрали безопасные размеры вала зубчатой передачи для условий стационарного режима нагружения, когда вращающий момент Т = onst. В расчете подразумевалось, что материал вала обладает физическим пределом выносливости <т i. В соответствии с этой 1лоделью вал можно эксплуатировать при заданном, так называемом номинальном моменте Т неограниченно долго. Другими словами, количество его оборотов N (равное числу циклов переменных напряжений в поперечном сечении) может быть бесконечно велико [c.504]

Пример 9.3. Вал зубчатой передачи (редуктора) изготовлен из стали 35(0т= 310н/л1Ж ). 1 левому концу вала (рис. 9.11, а) подводится от электродвигателя мощность = 28 кет. Вал вращается со скоростью п = 630 об/жин. Проверить прочность вала в сечении под серединой зубчатого колеса, не учитывая влияния шпоночной канавки. Принять [ге,.] = 4,0. Расчет выполнить по V гипотезе прочности. [c.391]

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]

Модель 7АСРСК дает возможность определить допускаемую силу на ползуне по прочности зубчатой передачи. Для расчета этой силы, как и при расчете допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала, введем постоянную нагрузку на ползуне, равную номинальному усилию пресса и направленную вверх. Приложение постоянной нагрузки воспроизводится с помощью модели источника фазовой переменной типа потока (элемент ТК). В полюсах модели 7АСРСК на каждом шаге интегрирования вычисляются радиальные силы и крутящие моменты в виде фазовых переменных типа потока. При этом учитываются упругие свойства контакта зубьев, силы трения в зацеплении, их распределенность по длине рабочей части линии зацепления, изменения на- [c.519]

Расчет редукторов состоит из расчепа чле-ментов — зубчатых передач, валов, подшнпни ков и теплового расчета (для быстроходных передач). Тепловой расчет быспроходных редук торов производят по аналогии с расчетом червячных редукторов. [c.212]

Расчеты на сопротивление усталости (или упрощенно — расчеты на усталость) имеют в технике очень большое значение. На усталость при изгибе рассчитывают валы и вращаюшиеся оси, на контактную усталость и изгиб рассчитывают зубья зубчатых передач, катки фрикционных передач и многие другие детали. Потеря работоспособности и поломки деталей конструкций нередко происходят из-за усталости материала. [c.283]

Жесткость — способность деталей сопротивляться упругим деформациям, т. е. изменению их формы и размеров под действием нагрузок. Жесткость наряду с прочностью является o hobihjIM критерием расчета многих деталей (палов передач, станин станков и т. п.). Недостаточная жесткость (чрезмерная упругая деформация), например, вала может сказаться на правильности функционирования и прочности связанных с ним деталей зубчатых передач, подшипников, муфт и др. [c.30]

Значения угла наклона О на опорах качения не должны превышать в радианах для цилиндрических роликоподшип- ликов 0,0025 для конических роликоподшипников 0,0016 для однорядных шарикоподшипников 0,005 для сферических подшипников 0,05 для сечения вала иод зубчатыми колесами О 0,001 рад. (в редких случаях можно допустить IJ до 0,002 рад.), см. расчет зубчатых передач (гл. VII). [c.150]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...