ЗАКРУЧИВАНИЕ ВАЛОВ - ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА

Расчет валов на жесткость выполняется для ограничения деформаций изгиба и кручения. Существуют эмпирические зависимости допускаемых прогибов / и углов наклона 0 упругих линий валов. Для валов / (0,0002 -ь 0,0003) L (L — расстояние между опорами вала). В месте установки зубчатого колеса (0,01 -г- 0,03) т (т — модуль зацепления). Угол взаимного наклона валов под зубчатыми колесами 0 0,001 рад. В подшипнике скольжения 0 0,001 рад, в радиальном шарикоподшипнике 0 < 0,01 рад. Углы закручивания ф длинных валиков и хо- [c.276]

В тех случаях, когда недостаточная жесткость оси или вала может вызвать неполадки в работе, следует проверить прогибы и углы поворота. Для предварительных расчетов можно пользоваться следующими значениями допускаемых деформаций наибольший прогиб валов, несущих зубчатые колеса, не должен превышать 0,0003 расстояния между опорами наибольший угол поворота вала на опоре с подшипником скольжения—0,001, с подшипником шариковым радиальным — 0,01, с подшипником сферическим — 0,05 рад наибольший угол закручивания трансмиссионного вала т- 20 на 1 м длины. [c.229]

В качестве примера приведем узел шлицевого соединения приводного зубчатого колеса с валом (рис. 425, а). Диск колеса смещен по отношению к шлицам. Крутящий момент, передаваемый колесом, воспринимается преимущественно участком шлицевого соединения, расположенным в узле жесткости — в плоскости диска (распределение напряжений смятия на рабочих гранях шлицев представлено эпюрой). При обратном расположении шлицевого венца (рис. 425, б) крутящий момент, идущий с носка вала, вызывает закручивание последнего, в результате чего шлицы, расположенные слева от зубчатого колеса, смыкаются по длине со шлицами ступицы, в свою очередь вызывая скручивание ступицы, вследствие чего крутящий момент передается по длине соединения более равномерно. Система до известной степени обладает свойством саморегулирования чем больше крутящий момент и закручивание вала, тем равномернее становится нагрузка на шлицы. [c.585]

Расчет на жесткость требуется производить при сравнительно длинных валах. При этом определяют наибольший прогиб, прогибы и перекосы в местах установки зубчатых колес, перекосы в местах установки подшипников. Полученные результаты сравнивают с допускаемыми значениями [4]. Обычно можно упрощать расчетные схемы, например, принять вал за стержень одного диаметра. Проверка на угол закручивания вала целесообразна, если он влияет на точность работы машины. [c.371]

Кроме того, заметим, что с учетом упругости валов рассматриваемый механизм имеет четыре степени свободы, так как положения его звеньев определяются четырьмя обобщенными координатами, в качестве которых можно принять угол поворота вала двигателя и углы закручивания упругих валов 1, 2 и 3. Приближенная замена механизма двухмассовой динамической моделью с приведенным коэффициентом жесткости одного упругого звена, т. е. системой с двумя степенями свободы, возможна лишь при условии, что моменты инерции зубчатых колес малы по сравнению с приведенными моментами инерции /д и Для исследования резонансных режимов эта динамическая модель непригодна, так как не учитывает всех возможных резонансных частот. [c.236]

Блок 22 производит расчет суммарных углов закручивания кинематической цепи, приведенных к шпинделю. Для многошпиндельных приводов суммарный угол считается для каждого шпинделя. Этот угол учитывает деформацию шпоночных и шлицевых соединений, изгибную и крутильную податливость валов, изгиб-ную податливость зубьев зубчатых колес. [c.113]

Расчет на жесткость. Критериями жесткости валов служат максимальные прогибы, утлы поворота поперечных сечений в местах посадки зубчатых колес и сечений, совпадающих с серединами опор, относительные углы закручивания (на единицу длины). [c.311]

Кроме соблюдения условия прочности при проектировании валов требуется, чтобы вал обладал достаточной жесткостью, т. е. чтобы угол закручивания не превосходил некоторой заданной величины. Так, в зубчатых передачах при значительных углах закручивания валов зубья колес перекашиваются. Следствием может быть выкрашивание поверхностей зубьев и поломка пере- [c.89]

Расчет валов и осей на жесткость выполняют в случаях, когда их упругие деформации могут существенно влиять на работу связанных с ними деталей, например, подшипников, зубчатых колес, отсчетных устройств и др. Различают жесткость валов при изгибе и кручении. Результаты исследований показали, что наибольшее влияние на общую жесткость системы точных механизмов оказывает жесткость при кручении, которая характеризуется утлом закручивания цилиндрического участка под действием крутящего момента [c.188]

Третий член правой части в формуле (24е) учитывает концентрацию нагрузки со стороны подвода к шестерне крутящего момента, обусловленную закручиванием и изгибом тела шестерни. Если перекос зубчатых колес из-за деформации валов [c.114]

Одноступенчатая зубчатая передача с передаточным числом I в общем случае состоит из четырех деталей двух валов, шестерни и колеса (рис. 71). При рассмотрении упругого закручивания деталей в процессе передачи основной нагрузки неизвестными функциями продольной координаты ы будут моменты (и), М2 (и), М (и), Мц (и), скручивающие детали передачи (рис. 72), и нагрузки, распределенные по зубчатым соединениям (и), (и) и зубчатому зацеплению р (и). [c.160]

С задачей о распределении крутящего момента между последовательно расположенными соединениями приходится сталкиваться, например, при расчете зубчатого соединения полого выходного вала редуктора с валом исполнительного механизма, расчетах ступиц, расположенных по краям канатных барабанов, ступиц шкивов и зубчатых колес больших размеров, имеющих внутри кольцевые проточки. Рассматриваемая задача к — 1 раз статически неопределима к — число последовательно расположенных соединений). Для раскрытия статической неопределимости можно воспользоваться, например, условием равенства углов закручивания вала на границах участков. [c.190]

Для некоторых конструкций существенное значение имеет ограничение величины деформации кручения валов. Так, например, такое ограничение для трансмиссионных валов механизмов передвижения мостовых кранов является важным условием предотвращения перекоса крана при его передвижении. При больших углах закручивания зубчатого (шлицевого) вала неравномерность распределения нагрузки вдоль образующих зубьев возрастает зубья становятся спиральными, вследствие чего появляется тенденция к осевому смещению смонтированных на нем подвижных зубчатых колес. Это неблагоприятно сказывается на характере зацепления. [c.377]

Упругие элементы (пружины), установленные между ободом зубчатых колес и ступицей (рис. 5.6), значительно снижают жесткость при закручивании венцов зубчатых колес относительно шестерен на промежуточных валах, и тем самым снижают неравномерность в распределении нагрузки. Подробное описание конструкции зубчатого колеса с упругими элементами и метода расчета пружин дано в учебной литературе [30]. [c.122]

По условиям эксплуатации конструкции нельзя допускать больших углов закручивания. Так, например, в зубчатых передачах при значительных углах закручивания валов зубья колес перекосятся. Следствием этого может быть выкрашивание поверхностей зубьев и поломка передачи. Поэтому необходимая жесткость валов практически всегда обеспечивается. [c.131]

Под действием усилий со стороны шкивов, зубчатых колес и т. п. валы прогибаются. Прогибы вала и наклон участков, на которых расположены зубчатые колеса, приводят к неравномерному распределению нагрузки по длине зуба, в результате чего нарушается нормальная работа передачи. Наклон концов вала вредно сказывается и на работе несущих его подшипников. Большой угол закручивания вала может привести к нарушению нормальной работы механизма (например, к появлению разности углов поворота ведущих колес крана, получающих движение от этого вала, и сходу крана с рельсов). [c.226]

Задача 2. Определить угол закручивания вала фо под зубчатым колесом. Крутящий момент Г = 550 Н-м диаметр вала (/ = 40 мм материал вала — сталь 50. [c.201]

Угол Y вычислялся только как функция прогибов валов зубчатых колес и закручивания тела шестерни. Деформации подшипников и корпуса передачи во внимание не принимались [c.117]

Проверка жесткости вала. Во многих случаях достаточно прочные валы оказываются совершенно непригодными для работы вследствие большой деформации (большой стрелы прогиба, большого искривления оси или большого угла закручивания). На рис. 15.4, а штрих-пунктирными линиями показано, как изгибается вал с кон-сольно расположенным коническим колесом под действием окружного усилия Р. На рис. 15.4, б изображено положение червячного колеса и червяка, которое они займут в результате деформации валов под действием сил, возникающих в червячном зацеплении. Очевидно, в обоих этих случаях, чтобы правильность зацепления не была нарушена, нужно ограничить величину деформации валов. Чаще всего для валов зубчатых и червячных передач считают, что допустимый прогиб должен быть не больше 0,01—0,02 от значения модуля зацепления. Можно привести и другие примеры, когда деформация вала должна быть ограничена. Например, возникающая вследствие скручивания разница в углах поворота деталей, находящихся на противоположных концах вала, может привести к ошибке в функционировании всего устройства. [c.380]

По условиям эксплуатации конструкции нельзя допускать большйх углов закручивания. Так, в зубчатых передачах при значительных углах закручивания валов зубья колес перекашива- [c.93]

Пусть, например, кинематическая цепь состоит из п последовательно соединенных пар зубчатых колес с упругими валами. Обозначим через С коэффициент жесткости звена i и через Сп — приведенный коэффициент жесткости. Если вращающие моменты Mi для звена i и М ля звена прнведения выражают только моменты упругих сил Мг = сАфг Mn = A pn, где Аср,- — угол закручивания звена i Афп — угол закручивания звена приведения, то условие равенства потенциальной энергии до и после приведения имеет вид [c.111]

Фиг. 6й. Привод к станку соответственно конструктивной компоновке 10 табл. 10. Направления хода стола 1, вращений зубчатых колес, а также направления закручивания ходового винта 2 и вала 3 червяка при муфте 4. при-мкнутой к шестерне 5 или 6, показаны на схеме соответственно сплошными и пунктирными стрелками. Прилегающие боковые поверхности зубьев шестерён 7 и S и всех других также не изменяются при ходе стола в обе стороны 9—фиксирующий диск делительного механизма 10, вращающийся в одном направлении при ходе стола кик в одну, так и в другую сторону.

Расчет валов на жесткость. Критериями жесткости валов служат величины а) относительных углов закручивания (углов закручивания на едитщу длины) б) максимальных прогибов и прогибов в местах посадки зубчатых колес в) углов поворота опорных сечений и сечений, совпадающих с серединами зубчатых колес. [c.370]

Передача вращения от ведущего вала к ведомому осуществляется посредством пружинной муфты I, угол относительного закручивания которой пропорционален измеряемому крутящему моменту. На вращающейся вокруг неподвижной оси А втулке 2 укреплен зубчатый сектор 7, находящийся в зацеплении с зубчатым колесом 8, вращающимся вокруг оси В. На конце поводка 9, жестко укрепленного на зубчатом колесе 8, находится ползунок, скользящий по изолированным друг от друга пластинам Ю. Каждая из пластин 10 соединена посредством дискового токосъемника И с регистрирующим прибором, состоящим из соленоидных катущек 12, штифты 13 которых под воздействием импульсов тока ударяют своими острыми концами по диаграммной бумаге 14 через копировальную ленту, фиксируя величину крутящего момента. Штифты 13 возвращаются в первоначальное положение пружинами 15. Расстояние между точками по длине диаграммы определяется интервалами времени между импульсами тока, создаваемыми прерывателем 16. [c.786]

Расчет па жесткость сводится к определению величин прогибов и углов поворота при изгибе или углов закручивания прп кручении вала и к сопоставлению полученных при этом значений с допускаемыми для валов, не несущих зубчатых колес (случай I). Или же расчет вала на жесткость имеет целью оценку влпяння перемещений на работу связанных с валом зубчатых колес путем расчета последних с использованием данных [c.237]

Качество печати характеризуется четким изображением знаков (букв) на бумаге, расстоянием между знаками и положением знаков по высоте (разброс знаков должен быть в пределах установленных допусков). Определение пробивной способности механизиа и качества печати производят на экспериментальной установке (рис. 27). Пружинный двигатель У имеет пружину, аакрепленную одним концом на оси храпового Колеса 1, другим — на корпусе установки. Зубчатое колесо и буквенный рычаг свободно сидят на оси и соединены друг с другом винтом 2 и собачкой храпового колеса. При закручивании спиральной пружины изменяется сила удара буквенного рычага по бумагоопорному резиновому валу, расположенному на каретке. Устройство каретки установки аналогично устройству каретки пишущей машины. Каретка может перемещаться с помощью ползунка 3 по пазу направляющей 4. Направляющую вместе с кареткой можно перемещать вверх и вниз, закрепляя ее с помощью винта 5. На установке, показанной на рис. 27, проверяют пробивную способность механизма, которая зависит от величины его кинетической энергии перед ударом буквы по бумагоопорному резиновому валу при определенной твердости этого вала и толщине писчей бумаги влияние упругих колебаний буквенного рычага на качество печати. [c.54]

Установим две пары зубчатых колес с начальными радиусами /"i илз, как это показано на фиг. 10. 1, и соединим их валами Л, Б и В. Вал Б выполнен из торсионной стали с допустимым углом закручивания без остаточной деформации ср = 70-ь80°. Валы А и В снабдим фланцами или один конец вала А закончим коленом со сферической пятой 1, в которую упирается винт 2 гайки 3, приваренной к колену вала В. Приложим к винту момент Ме, вызовем на валу А момент Ms и соответственно реактивные моменты Мс колес Гг, которые приведут к скручиванию торсионного вала Б. Подведем к валу А момент Мов от балан-сирно установленного электродвигателя 6. [c.57]

Испытания проводились на шестеренчатом стенде Ш-3 (рис. 1). работающем на принципе замкнутого контура. В испытательной коробке. 5 расположены испытательные зубчатые колеса, в коробке 1— широкие зубчатые колеса, замыкающие контур. Нагрузка создается за счет упругого закручивания валов нагружательной муфтой 6. Вращение зубчатым колесам передается от электродвигателя 2, через редуктор 4, имеющий сменные шестерни. Межцентровое расстояние стенда 82,5 мм. Установка имеет две изолированные маслосистемы. Испытуемое масло подогревается в теплообменнике. В качестве теплоносителя при нагреве масла до 100° используется дистиллированная вода, до 200° — дифенил-оксид, дифенил или даутерм. [c.123]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...