Использование Расчет числа зубьев

Возможность использования имеющегося шевера определяется расчетом по формулам, приведенным в табл. 6, а нового специального шевера находят по формулам, приведенным в табл. 7. Для проверочного и для проектного расчета предварительно нужно найти ряд дополнительных параметров обрабатываемого колеса по формулам табл. 8. Известны следующие параметры обрабатываемого колеса профильный угол по нормали а и торцу a s, модуль по нормали т, число зубьев 2j, диаметр окружности головок D i, высота зуба h , угол наклона зуба на [c.563]

Пример использования метода конечного элемента для динамического расчета зубчатого колеса (число зубьев г = 20, модуль т = 6,35 мм, угол зацепления а = 20°, высота головки зуба = 6,35 мм, высота ножки зуба = 7,33 мм, толщина зуба s= 9,9 мм, радиус галтели р = 1,52 мм, ширина зуба Ь = 25,4 мм) приведен в работе [27]. [c.91]

Для использования ЭВМ при проектировании и расчете зубчатых передач в книге приведены алгоритмы подбора числа зубьев для получения передаточного числа, ближайшего к заданному, и для вычисления аргумента эвольвентной функции по известному значению самой функции. Алгоритмы вычисления тригонометрических функций не приводятся, так как они известны. [c.3]

Форма и расположение соответствующей линии зависят от числа зубьев колес и принятого варианта расчета, но не зависят от параметров фактически использованного долбяка. [c.22]

Геометрию пары внутреннего зацепления определяют числа зубьев и параметры исходного контура а /о. Со и т, параметры рабочего контура (контура инструмента, по которому рассчитывали колеса, и контура инструмента, фактически использованного для их нарезания), коэффициенты и смеш,ения, межцентровое расстояние А. Влияет также система расчета, принятая для вычисления диаметров окружностей выступов. [c.236]

Параметры профильной модификации для конических колес можно выбирать так же, как и для цилиндрических расчет надо вести по эквивалентному числу зубьев. Для реализации профильной модификации требуются специальные зубо-строгальные резцы и модификацию применяют редко. Некоторой аналогией профильной модификации является преднамеренное уменьшение шага ведомого колеса, достигаемое изменением настройки станка при использовании стандартных резцов. Это улучшает условия работы зубьев при входе в зацепление, так как смягчает кромочные удары, хотя одновременно несколько ухудшает условия работы зубьев при выходе из зацепления. [c.318]

Проектный расчет. Заданными являются крутящий момент на валу червячного колеса М2, передаточное число и и частота вращения п . Предварительно определяются число заходов червяка по табл. 8.4, числу зубьев червячного колеса 22 = uzi и ориентировочное значение скорости скольжения V k по (8.3). Далее по рекомендациям табл. 8.1 в зависимости от условий работы и ск выбирается материал червяка и венца червячного колеса, и по (7.3) или табл. 7.2 находится коэффициент Z , учитывающий механические свойства материала. Для выбранного материала и заданной циклограммы (рис. 8.4) по (8.5) с использованием табл. 8.2 определяются допускаемые контактные напряжения [о]я. Выбирается угол контакта витков червяка с червячным колесом 6 н определяется по (8.39) значение коэффициента К . [c.179]

При использовании цепей большого шага применение звездочек с малым числом зубьев приводит к значительной неравномерности движения и инерционным нагрузкам, которые необходимо учитывать при расчете. Полное натяжение цепи можно определить как сумму [c.265]

Колебания холостого хода станка являются вынужденными случайными колебаниями, обусловленными множеством различных факторов, основными из которых являются эксцентриситет вращающихся деталей, пересопряжения зубьев шестерен, погрешности изготовления и сборки элементов привода главного движения, подшипников и т. п. Период наиболее низкочастотных составляющих процесса определяется частотой вращения самого тихоходного вала. Например, при вращении шпинделя с частотой 1480 об/мин этот период составляет 0,04 с, поэтому длина реализации была выбрана равной 0,512 с, частота дискретизации /д = =8000 Гц, число ординат в выборке 4096. Для формирования ансамбля отдельные реализации брались в случайный начальный момент времени с интервалом примерно 2 мин, общее число реализаций ансамбля составило L=20. На ЭЦВМ при использовании программы сортировки данных был организован ансамбль выборочных функций виброскорости, для которого проведен расчет [c.58]

Использование этих значений в расчете на статическую прочность при плавном приложении нагрузки и на малоцикловую выносливость (при числе циклов N = l(fi. .. 10 ) обеспечивает дополнительный запас прочности против излома зубьев [c.590]

Допуски и отклонения по нормам кинематической точности, нормам плавности работы li нормам контакта зубьев приведены в табл. 5.7—5.10. В таблицах даны значения норм тех показателей, которые в основном будут необходимы конструктору при расчете при выборе степеней точности, разработке чертежей зубчатых колес со стандартным исходным контуром, г также при выполнении некоторых инженерных расчетов (например размерных цепей). В случае необходимости использования иных норм и показателей (например, при разработке чертежей зубчатых колес, с He--стандартным исходным контуром) из числа указанных в табл. 5.4— 5.6 значения этих норм и показателей см. ГОСТ 1643—81 и ГОСТ 9178—81 рекомендаций к выбору варианта контрольного комплекса см., например [6, 7]. [c.408]

Прн проведении расчетов по выбору чисел зубьев планетарной передачи с использованием ЭВМ необходимо иметь в виду, что приходится оперировать не с вещественными, а с целыми числами. Поэтому приведенные выше соотношения можно представить в иной форме, если на стадии анализа исходных данных выразить заданное передаточное отношение Ыуд в виде отношения двух целых чисел Ну и и 1я= 1/ 2, отношение чисел зубьев 22 и 2з на блоке сателлита также в виде отношения двух целых чисел и С - 22/23 = 03/03, или вещественного числа В. [c.264]

Допуски и отклонения по нормам кинематической точности, нормам плавности работы и нормам контакта зубьев червячного колеса и витков червяка для различных степеней точности червячной передачи и ее элементов устанавливаются по табл. 5.50—5.58. В таблицах 5.50—5.58 даны значения норм тех показателей, которые в основном будут необходимы конструктору при расчете или выборе степеней точности, при разработке рабочих чертежей червячных колес, червяков и корпусов передач, а также выполнении некоторых инженерных расчетов (например, расчетов размерных цепей). При необходимости использования иных показателей точности, из числа приведенных в табл. 5.47—5.49, значения допусков и отклонений этих показателей см. ГОСТ 3675—81 (СТСЭВ 311—76). [c.387]

Шестерни из пластмасс обладают способностью к самосмазыванию, имеют высокие химическую стойкость и ударную вязкость, являются низкощумными и т. д. Но по сравнению со стальными шестернями они выдерживают меньшие силовые нагрузки. Вследствие этого пластмассовые шестерни используются главным образом в редукторах различных контрольно-измерительных приборов. Однако если армировать пластмассовые шестерни высокопрочными волокнами, то можно повысить их стойкость к силовым воздействиям. Одной из основных прочностных характеристик шестерен является прочность зубьев при статическом изгибе. Для того чтобы выяснить эффективность армирования волокнами зуба шестерни, к которому приложена изгибающая нагрузка, прежде всего необходимо рассчитать распределение напряжений в изотропном зубе шестерни под действием изгибающей нагрузки. На рис. 5.23 показана модель зуба шестерни (модуль т = 5, число зубьев Z = 30, угол приложения нагрузки а = 20°), использованная для расчета распределения напряжений [12]. Как показано на рисунке, в точках F и F пересекаются центральная линия трохоиды, описанной относительно центра закругления зуба, и основная огибающая зуба. Введем систему координат OXY с центром в точке пересечения линии FF и осевой линии зуба шестерни. Нагрузка Р действует перпендикулярно к поверхности зуба у его края. При анализе напряжений в зубе шестерни предполагают плоское деформированное состояние и используют метод конечных элементов. На рис. 5.24 показано распределение главных напряжений внутри зуба шестерни, изготовленной из неармированной эпоксидной смолы. К краю этого зуба приложена нагрузка 9,8 Н/мм. Видно, что значительные напряжения возникают только вблизи поверхности зуба шестерни. Следовательно, если армировать волокнами поверхностный слой зуба, то можно ожидать повышения его прочности при изгибе. [c.197]

Возможность использования имеющегося дискового шевера для обработки конкретного колеса определяются проверочным расчетом по формулам, приведенным в табл. 25. Проектный расчет дискового шевера приведен в табл. 26. Как для проектного, так и для проверочного расчетов необходимо знать следующие параметры обрабатываемого и сопряженного с ним колес профильный угол Од, модуль по нормали т, числа зубьев Zi и Za, диаметры окружностей головок Dei и Dej, высоту зуба /г, угол наклона зубьев рд и межосевое расстояние в передаче Aj.j. Кроме того, предварительно должны быть найдены доиолнительные параметры, указанные в табл. 27. [c.527]

Проверочный расчет. При проверочном расчете крутящий момент на валу шестерни М , передаточное число и, число зубьев и г.,, суммарный угол 2, углы делительного конуса шестерни 64 и колеса 6,, ширина зубчатого венца Ь и средний делительный диаметр шестерни внешнее конусное расстояние либо заданы, либо должны быть предварительно определены на основе геометрического расчета. На основе предварительного геометрического расчета с использованием" зависимостей (7.58), (7.71), (7.73). (7.74), (7.75), а также табл. 7.19—7.21 необходи.мо найти средний нормальный модуль т , высоту [c.154]

Показатели кинематической точности, плавности работы и показатели, определяющие контакт зубьев зубчатых реек и передач, приведены в табл. 5.64—5.66, допуски и отклонения по нормам, кинематической точности, нормам плавности работы и нормам контакта зубьев — в табл. 5.67—5.70. В таблицах даны значения норм тех показателей, которые в основном будут необходимы конструктору при расчете и выборе степеней точности, разработке чертежей зубчаты х реек со стандартным исходным контуром, а также при выполнении некоторых инженерных расчетов. В слу- чае нёрбхрдимости использования иных норм и показателей (например, при разработке чертежей зубчатых реек с нестандартным исходным контуром) из числа указанных в табл. 5.64—5.66 значения этих норм и показателей см. ГОСТ 10242г-81 и ГОСТ 13506—81. [c.507]

Примечание. 1 кгс/мм = 10 МПа. Значения установлены на основании результатов испытаний зубьев на малоцикловую ударную прочность. Использование этих значений в расчете на малоцикловуго изломную прочность при плавном приложении нагрузки гарантирует дополнительную надежность против излома зубьев. Если расчет ведется для случая плавного (безударного) приложения нагрузки, то Ор для числа циклов перемены напряжений 10 определяют по Формуле где 0 определяют по ГОСТ 213б4>а75 (табл. 12 — 15), а — по ГОСТ 21354-75 (табл. П, п. 1, 5). Для зубчатых колес, закаливаемых с повторного нагрева значения увеличивать на 15%.. Закалкя при пагреве ТВЧ. [c.31]

Указания к расчету на контактную и изгибную прочность зубьев механизма А. Расчет зубьев зубчатых колес механизма А выполняют с использованием приведенной выше методики. Для возможности Непосредственного применения формул из табл. 5, 6 и 12, в которые 1ВХ0ДЯТ 012, 1 и и, в каждом из зацеплений а — и Ь — g надо выделить меньший (шестерню) и больший (колесо) элементы сцепляющейся пары и определить с учетом числа сателлитов а и неравномерности распределения нагрузки среди сателлитов, учитываемой коэффициентом О. На рис. 36 показаны передача Ь — g и два варианта передачи a—g у одного из них г га, а у другого га >25. В табл. 20 для передач a — g1i Ь—g даны значения величин. входящих в формулы табл. 5, 6 и 12. [c.641]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...