КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ — КОЭФФИЦИЕНТ

При расчете зубьев конических зубчатых передач значения коэффициентов Z ,, 2м, К.Щ, Ур и Хрр в формулах (12.78)...(12.83) и допускаемых напряжений [а ] и [а ] можно принимать такими же, как и для зубьев цилиндрических передач. Коэффициенты динамической нагрузки Кд и для конических передач принимают, так же как и для цилиндрических зубчатых колес, по табл. 12.3 и 12.5, но выполненных менее точными на одну степень. Значение коэффициента формы зубьев У/- конических зубчатых колес принимают по эквивалентному числу зубьев (см. рис. 12.24). Эквивалентное прямозубое коническое колесо получается разверткой дополнительного конуса на плоскость (рис. 12.24,6). Из рисунка видно, что = //со5 5 или = тг/с05 5, откуда эквивалентное число зубьев [c.198]

Конические зубчатые передачи выполняют корригированными (см. 8,11). Значения коэффициентов смещения режущего инструмента Хс для прямозубой шестерни и л 1 для шестерни с круговым зубом принимают по табл. 11.1. Коэффициенты смещения для колес соответственно [c.168]

Коэффициенты смещении для ортогональных конических зубчатых передач с прямыми зубьями при исходном контуре но 1 ОСТ 13754—68 [c.310]

Конические прямозубые колеса. В расчет вводят коэффициент конической зубчатой передачи задаваемый выражением [c.176]

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]

Значения коэффициента тангенциальной коррекции конических зубчатых передач [c.345]

Трансмиссионные масла. Чтобы агрегаты трансмиссии могли длительно, надежно и с минимальными затратами мощности выполнять свои функции, в них заливают специальные масла. Основное требование к трансмиссионному маслу — оно должно обладать настолько высокими смазывающими свойствами, чтобы масляная пленка между контактирующими зубьями не выдавливалась, иначе неизбежны повреждения и ускоренное изнашивание шестерен. В особенно тяжелых условиях работают шестерни гипоидных передач. По сравнению с цилиндрическими и коническими зубчатыми передачами для них характерно значительное проскальзывание вдоль ЛИНИН контакта зубьев. Это способствует более спокойной работе такого редуктора, но в то же время ограничивает его возможности из-за интенсивного выделения тепла. Трансмиссионное масло долл<но также обеспечить передачу мощности с минимальными потерями, величина которых зависит от коэффициента трения зубьев и вязкости масла. Это качество трансмиссионное масло должно сохранять в широком интервале температур, оставаться стабильным и не оказывать коррозионного воздействия на детали. Температурный интервал использования трансмиссионного масла определяется минимальной температурой окружающего воздуха и максимальной температурой (которая может доходить до 150 °С) самого масла при длительной работе в тяжелых условиях. Нижний предел вязкости масла зависит не столько от несущей способности пар трения, сколько от работоспособности уплотнений. Слишком жидкое масло быстро вытечет через сальники. Верхний же предел вяз- [c.95]

Коэффициенты изменения расчетной толщины зуба исходного контура для ортогональных конических зубчатых передач при исходном контуре по ГОСТ 16202-81 [c.514]

Приближенные значения коэффициента торцового (профильного) перекрытия б конических зубчатых передач [24] [c.483]

Рис. 2.31. Схема алгоритма для расчета ориентировочного значения допускаемых контактных напряжений Коэффициент Кц = 1,18 для цилиндрических и Кд - 1Д4 Для конических зубчатых передач

Коэффициент Кц = 1,18 для цилиндрических и Кц = 1,14 для конических зубчатых передач. Для планетарных передач окружная скорость рассчитывается по формуле (6.29) индекс заменяют. индексами, соответствующими обозначениям зубчатых колес [c.57]

Расчет конических зубчатых передач производится по схеме алгоритма, представленной на рис. 4.9. При нагрузке, заданной в виде циклограммы, выбор Тщ и расчет коэффициентов Кц производится по схеме алгоритма, изображенной на рис. 2.30. Выбор степени точности проектируемой передачи производится по табл. 2.10. Так как окружная скорость передачи на этом этапе расчета не известна, то для вариантов заданий на курсовое проектирование можно задаться 6 — 7 степенью точности. [c.87]

Коэффициент перекрытия конической зубчатой передачи с прямыми зубьями принимают равным единице. [c.394]

Конические зубчатые передачи — коэффициент [c.832]

Альбом блокирующих контуров для конических зубчатых передач, построенный в системе координат дсц, а , приведен в приложении к данной книге. Он пригоден для передач, колеса которых нарезаны зубострогальными резцами с углом профиля а = 20°, а углы конусов вершин рассчитаны так, чтобы обеспечить постоянный по абсолютной величине радиальный зазор с = с т по всей ширине зубчатого венца. Высоты головок и ножек зубьев определены по формулам (6.48)—(6.50), т. е. остаются постоянными и не зависят от принятого угла зацепления Коэффициенты высоты головки зуба и радиального зазора соответствуют стандарту СЭВ 516—77 Ьд == 1 0 с = = 0,20. При построении линий ограничений по интерференции радиус скругления кромки резцов принят равным р/о = 0,3/Пе. Эта величина указана в стандарте в качестве предельно допустимой. У стандартного инструмента радиус скругления меньше и действительные линии ограничений по интерференции имеют вид, показанный на рис. 8.5, т. е. отсутствие интерференции гарантировано. В то же время даже незначительное увеличение р/о сверх указанной предельной величины может очень значительно сузить поле контура. [c.65]

Коэффициент снижения нагрузочной способности прямых зубьев конических зубчатых передач О принимается равным 0,85. [c.145]

По аналогии с цилиндрическими и коническими зубчатыми передачами приработка реечной передачи может быть учтена коэффициентом [c.131]

Приведенными числами зубьев конических колес пользуются при выборе режущего инструмента для нарезания конических колес со смещением на универсально-фрезерных станках при расчете коэффициента перекрытия конических колес по таблицам и графикам, составленным для цилиндрических колес, а также при контроле толщины зуба (для определения номинального значения толщины зуба). Конические зубчатые колеса, так же как и цилиндрические, подвергаются смещению. Согласно ГОСТ 19325—73 для конических зубчатых передач применяются три вида смещений [c.41]

V и 1" связаны конической зубчатой передачей с передаточным отношением кп=1 и коэффициентом полезного действия т]кп. [c.349]

ШИН делительных конусов конической зубчатой передачи (0,5 0,5) мм. Коэффициенты приведения i = С4 = j = 1,0. j = =,Сз = —1,0. Данные для расчета заносим в табл. 5.7. [c.137]

Значения коэффициентов Кнр. к и К р. и для передач с цилиндрическими и коническими зубчатыми колесами выбираются но фиг. 33 и 34 в зависимости от величины и расположения опор относи- [c.816]

Дифференцирование графическое 129, 134 Диффузоры — Сопротивления местные и их коэффициенты 172-174 Допуски зубчатых передач конических 884—890 --зубчатых передач цилиндрических 872—884 --посадки зубчатых (шлицевых) соединений 556—562 --и посадки шпоночных соединений 546—548 --на размеры зубьев звездочек 752 [c.979]

Примечания 1. Для конических зубчатых колес профиль исходного контура принимается прямолинейным в пределах граничной высоты 2. Для передач, к которым предъявляются специальные требования, допускается применение исходных контуров, отличающихся от установленных. Параметры таких исходных контуров устанавливаются стандартами для данной отрасли промышленности. 3. Допускается изготовлять зубчатые колеса винтовых передач в соответствии с исходными контурами по ГОСТ 13755—81, ГОСТ 9587—81. 4. Для конических колес допустимо неравенство толщины зуба и ширины впадины по делительной прямой. 5. Для конических колес с прямыми зубьями н т Р 1 мм форму, параметры и коэффициенты допускается относить к среднему торцевому номинальному исходному контуру со средним окружным модулем от 0,8 мм и более. [c.398]

Коэффициенты смещения у конических колес существенно влияют на геометрию и качественные показатели зубчатой передачи. [c.61]

Таким образом, выбор рациональных коэффициентов смещения для конических колес, как и для цилиндрических, является одним из важных этапов проектирования зубчатой передачи. Его наиболее целесообразно производить с помощью блокирующих контуров. [c.61]

Подсчитаем для примера гармонические коэффициенты влияния для редуктора врубовой машины КМП (см. рис. 7. 5) при возбуждении ее гармоническим моментом с угловой частотой р = = 979 рад1сек, приложенным к пятому участку (участок 5—6 на рис. 7. 5, б), соответствующему конической зубчатой передаче. [c.273]

Расчетные зависимости для прямозубых конических зубчатых передач устанавливаются ГОСТ 19624—74, а для передач с круговыми зубьями — ГОСТ 19326—73 Расчет должен производиться со следующей точностью линейные размеры с точностью не ниже 0,0001 мм, угловые размеры с точностью не ниже Г, тригонометрические величины с точностью не ниже 0,00001, передаточные числа, числа зубьев эквивалентных зубчатых колес, коэчффициенты с.мещения и коэффициенты изменения толщины зуба — с точностью не ниже 0,01. [c.146]

Система расчета высотной коррекции конических зубчатых передач, разработанная фирмой Gleason, отличается от системы ЭНИМСа. Величины коэффициентов высоты головки зуба / и смещения исходного контура х непосредственно не определяются, они заложены в формулы расчета головок зуба колеса и шестерни. Это позволяет упростить расчет высотных пропорций зубьев. [c.66]

Коэффициенты смещения для ортогонапьныж конических зубчатых передач с круговыми зубьями [c.546]

Какие основные параметры зубчатых передач стандартизованы 9. Почему рекомендуется принимать число зубьев шестерни не менее 17 10. Какие усилия возникают в зацеплении зубчатых передач и как их определяют И. Составьте алгоритм расчета цилиндрической зубчатой передачи, конической зубчатой передачи, планетарной передачи. 12. Запишите формулы для определения допустимых контактных напряжений, допустимых напряжений изгиба. Поясните смысл коэффициентов, входящих в формулы. 13. В каких случаях проектный расчет выполняют по контактным напряжениям, а в каких случаях — по напряжениям изгиба 14. В чем особенности расчета планетарных передач 15. Какие требования необходимо соблюдать при подборе чисел зубьев для колес планетарной передачи 16. Перечислите основные кинематические и геометрические параметры конических зубчатых передач. 17. В чем особенности проектирования двухступенчатых цилиндрических и коническо-цилиндрических редукторов 18. Расскажите порядок эскизной компоновки зубчатых цилиндрических и конических редукторов. [c.100]

Масла для смазки зубчатых передач (табл. 15—16). С точки зрения смазки зубчатые передачи подразделяют на две группы собственно зубчатые (цилиндрические и конические) и зубчато-винтовые (червячные и гипоидные). В первой группе начальные окружности сопряженных зубчатых колес при вращении обкатываются без скольжения так, что в полюсе зацепления происходит трепие качения. Во BTOpoii группе передач начальные окружности скользят одна относительно другой, и в них вследствие этого преобладает граничная смазка с присущим ей noBuiiieHne.vi коэффициента трения и температуры. Поэтому [c.76]

Примечания . При выборе модулей и значений q следует предпочитать 1-й ряд 2-му. 2. Модули для червяков и колес червячных цилиндрических передач указаны в квадратных скобках. Те же модули, кроме указанных со звездочкой (Например, [0,63] ), используются для зубчатых иилиндрических и конических колес. 3- Для прямозубых колес из данной таблицы назначается окружной модуль ntf т. 4. Для косозубых и шевронных колес из данной таблицы назначается обычно нормальный модуль т = т т os р. 5. Для конических зубчатых колес модуль определяется по большому диаметру. 6. Для червячных цилиндрических передач модуль т определяется в осевом сечении червяка. Расчетный модуль т червячного колеса ортогональной червячной передачи равен расчетному модулю парного червяка. 7. Допускается применение модулей зубчатых колес 3,25 3,75 4,25 мм для автомобильной промышленности и модуля 6,5 мм для тракторной промышленности. 8, Допускается применение коэффициентов диаметра червяка д 7,5 и 12. [c.400]

Параметры исходнбхх контуров, применяемых в приборостроении передач, представлены в табл. 6.15. Последующие рекомендации и пример расчета относятся к ортогональным коническим передачам с прямозубыми колесами, имеющими осевую пропорционально понижающуюся форму зуба I, постоянный радиальный зазор по ширине зубчатого венца при коэффициенте смещения, равном нулю. [c.310]

Передачи с коническими зубчатыми колесами применяются при пересекающихся осях зубчатых колес. Мекосевой угол 2 может изменяться в широко.м диапазоне значений (10° < X <180°), но наибольшее распространение получили передачи с Е = 90°. По сравнению с цилиндрическими конические-передачи имеют большую массу и габаритные размеры, сложнее в изготовлении, а также при монтаже из-за необходимости точной фиксации осевого положения зубчатых колес коэффициент х] этих передач больше, чем в цилиндрических приблизительно в 1,5 р за (см. табд. 2.1 и рис. 12.2). Однако конические передачи широко используются, поскольку по условиям компо1Ювки очень часто возникает необходимость в передаче движения между валами с пересекающимися осями. Из рис. 12.3 я но, что при необходимости и.меть минимальное значение размера Ь,, предпочтителен вариант с конически.ми зубчатыми колесами. [c.202]

При расчете используется некоторый условный коэффициент смещения Хи,, отнесенный к начальной окружности и называемый в данной книге начальным коэффициентом смещения. Метод расчета основан на том, что любая зубчатая передача как цилиндрическая, так и коническая относительно своих начальных (но не делительных) поверхностей всегда является равносмещенной, и если толщина зуба по начальной окружности у одного из колес на некоторую величину As,ff больше половины шага, толщина зуба второго колеса на ту же величину меньше половины шага. Поэтому начальные коэффициенты смещения у пары зубчатых колес при любых значениях обычных коэффициентов смещения Х1 и х всегда равны по абсолютной величине и противоположны по знаку [c.50]

У конической зубчатой пары, в отличие от цилиндрической, коэффициент перекрытия е в различных торцовых сечениях будет различным, если передача рассчитана по системе, сохраняющей постоянный по обсолютиой величине радиальный зазор по всей длине зуба по мере приближения к внутреннему торцовому сечению е уменьшается. Для вычисления е следует в формулу (7.21) вместо углов a i подставить угол профиля на окружности вершин в соответствующем торцовом сечении (например, а ц, aii или aei аеа)- [c.57]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...