Зубчатые Шум — Определение допустимого

Определение допустимых напряжений. Для закрытых зубчатых передач основным проектировочным является расчет на контактную усталость активных поверхностей зубьев расчет зубьев на усталость при изгибе выполняется как проверочный. [c.98]

При определении величины дефектов зубчатых передач допустимые величины выкрашивания определяются следующим образом. [c.45]

Определение допустимых изиосов и размеров в конических зубчатых колесах. Допустимый износ Ядов., мм, конических зубчатых колес по толщине зуба определяют по формуле [c.57]

Расчет допустимых размеров конических зубчатых колес, имеющих упрочненный поверхностный слой. Расчет производят аналогично расчету для цилиндрических зубчатых колес с упрочненным поверхностным слоем. Дефектацию конических зубчатых колес по определению допустимого зазора производят в специальном приспособлении в паре с эталонным сопрягаемым зубчатым колесом. [c.58]

МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСТИМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ [c.55]

Блокирующий контур. Все дополнительные ограничения, которым надо удовлетворить при синтезе зубчатых зацеплений в той или иной форме зависят от коэффициентов смещения. Для выбора этих коэффициентов составляются справочные карты в виде графиков зависимости между коэффициентами Х и при заданной величине какого-либо качественного показателя зацепления (коэффициента перекрытия, отсутствия интерференции и т. п.). Каждый график рассчитывается для определенного сочетания чисел зубьев 21 и 22. Совокупность графиков, построенных по граничным (предельным) значениям показателей зацепления, выделяет на плоскости коэффициентов Х и Х2 область допустимых их значений. Контур, выделяющий эту область, называется блокирующим контуром. [c.195]

В расчетах кулачковых механизмов рекомендуется принимать допускаемые контактные напряжения равными удвоенному или утроенному пределу текучести материала. Эта рекомендация недостаточно проверена, кроме того, ей трудно пользоваться при деталях с упрочнением поверхностного слоя. Поэтому до тех пор, пока не будут выполнены необходимые исследования, целесообразно использовать методику определения контактных напряжений и численные значения употребляемые в расчетах зубчатых передач [7]. При расчете по этой методике надо принимать равное допустимому напряжению на смятия при = 1, т. е. (2- -3)-45 кГ/мм . [c.241]

На рис. 3.44, виг приведены зависимости дт от Ki для ТПС, установленных в зубчатых колесах различного диаметра. Графики рис. 3.44, в рекомендуется использовать для определения температурного уменьшения зазора в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром не более 100 мм. Допустимо использование графиков рис. 3.44, г для ориентировочных расчетов dj- в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром свыше 100 мм. Пользуясь любым из этих рисунков, можно найти относительное температурное изменение зазора при неустановившемся теп- [c.117]

Учитывая, что для роликовой цепи Fo p 0,28/ мм , а для зубчатой олз=0,18/й, получим для определения минимального допустимого шага цепи зависимости [c.761]

Натяг — Определение 19 Натяжение провода при наматывании допустимое 863 Нейзильбер — Термообработка до формования — Режимы рекомендуемые 784 Непараллельность осей зубчатых колес 48 --плоскостей — Обозначение на чертежах 8 [c.965]

Формулы для определения предельно допустимого увеличения шага приводных втулочно-роликовых и зубчатых цепей приведены в табл. 30. [c.543]

В тех случаях, когда требуется определить, лежит ли твердость испытуемых изделий в определенном интервале (например, при испытаниях серийной продукции), применяют дополнительную зубчатую шторку, имеющуюся в микроскопе. Эту шторку устанавливают с помощью микрометрического винта 4 на наименьшее расстояние, -соответствующее наибольшей допустимой твердости, затем микрометрическим винтом 2 вторая шторка устанавливается на расстоянии, -соответствующем наименьшему числу допустимой твердости. Чтобы -определить, укладывается ли отпечаток в установленный интервал твердости, следует подвести винтом 1 левую шторку к углу отпечатка. На фиг. 116 внизу показаны три возможных положения отпечатка в поле зрения микроскопа 1 — правый угол квадратного отпечатка не достигает щели, следовательно, образец имеет недопустимо высокую твердость 2 — правый угол отпечатка виден в щели, — твердость [c.160]

Расчеты показали, что для конических зубчатых колес разница между приближенным и точным значениями коэффициента Ка не превосходит +10%. Для инженерных расчетов такая ошибка в определении напряжений вполне допустима. На фиг. 1 показана приближенная- зависимость коэффициента Ка от отношения приведенных радиусов кривизны рассчитанная по формуле (13) (кривая 2). Тогда формула (1) примет следующий вид [c.154]

Кинематическая погрешность возникает в зубчатом колесе в результате радиальных ошибок обработки — непостоянства радиального положения оси заготовки и инструмента, а также тангенциальных ошибок — погрешности обката зубообрабатывающего станка. Это дает возможность выявлять кинематическую погрешность колеса раздельным контролем геометрической составляюш,ей, нормируемой в стандарте радиальным биением зубчатого венца во или колебанием измерительного межцентрового расстояния за оборот колеса при комплексной двухпрофильной проверке Да и тангенциальной составляющей, выясняемой определением погрешности обката или же колебанием длины общей нормали в колесе Лд Ь. Поскольку контролем этих двух составляющих выясняется полная кинематическая погрешность колеса, стандарт разрешает компенсацию одной погрешности за счет другой. Например, тщательная установка колеса на станке позволяет не полностью использовать допустимое отклонение на геометрическую составляющую и вместо этого допустить некоторое превышение погрешности, возникающей от станка. Суммарная погрешность в этом случае не должна превышать допускаемой величины или суммы отклонений, предусмотренных стандартом для колес данной степени точности, т. е. [c.290]

Задача составления ряда зубчатых колес по заданному или определенному расчетом общему передаточному отношению ,п допускает в общем случае большое число решений. Выбор решения, однако, приходится ограничивать конструктивными и технологическими требованиями. Одним из условий проектирования ряда, удовлетворяющего этим требованиям, является наличие возможно меньшего числа п валов. Это число п валов определяется по допустимому наименьшему гтт и наибольшему гта числу зубьев на колесе, т. е. по наибольшему передаточному отношению [c.27]

КИНЕМАТИЧЕСКАЯ ТОЧНОСТЬ -норма точности, характеризуемая допустимыми отклонениями между действительным и расчетным положением ведомого звена м. за определенный период, относительного движения звеньев. Показателями К. для зубчатых передач являются наибольшая кинематическая погрешность, накопленная погрешность шага, радиальное биение, погрешность обката, колебание длины общей нормали и колебание измерительного межосевого расстояния в зависимости от степени точности зубчатых колес. [c.148]

Если для определенного материала зубчатых колес как модифицированных, так и немодифицированных, имеются критерии нагрузочной способности, то для зубчатых колес одинаковых размеров оба вида колес можно сравнить путем расчета допустимой нормальной нагрузки на зуб. При этом в соответствии с различным распределением нагрузок и напряжений используются разные методики расчета. Кроме того, наряду с критериями нагрузочной способности, полученными на испытательном стенде, необходимо учитывать влияние внешних факторов. Такое сравнение показывает, что оптимально модифицированные зубчатые колеса обладают большей нагрузочной способностью, чем немодифицированные. Эксперименты подтверждают эти сравнительные расчеты (рис. 136). В приведенном примере большая модификация у = 35 мкм) вызывает снижение передаваемой нормальной нагрузки по сравнению с немодифицированными колесами. Колеса с модификацией 10 и 15 мкм имеют большую нагрузочную способность, чем немодифицированные. Модификация 10 мкм для данного случая находится вблизи оптимума. Следовательно, нагрузочную способность можно повысить лишь [c.132]

Имеется определенный набор зубчатых колес и заданы передаточное число Р и допустимая погрешность ЕР5. Обозначим К — максимальное число зубьев колеса из имеющегося набора М — максимальный простой множитель из множества простых множителей чисел, характеризующих набор зубчатых колес Л и I — числитель и знаменатель некоторой простой дроби соответственно Ь — длина массива простых сомножителей. [c.6]

Зависимость (107) используется для проверочного расчета. Между тем, при проектировании тяжелонагруженных зубчатых колес с упрочненной рабочей поверхностью зубьев (цементованной, азотированной и т. п.) нередко встречается необходимость в проектном расчете зубьев на излом с целью определения минимально допустимого модуля. Как правило, межцентровое расстояние А и ширина зубчатых колес Ь в таких случаях бывают уже известны из расчета на контактную прочность, предшествующего расчету на излом. Выведем зависимость для проектного расчета зубьев на излом, исходя из формулы (107), заменив в правой части напряжение изгиба через его допускаемое значение [c.185]

Предлагаемый расчет зубчатой пары на сопротивляемость заеданию заключается в определении значения критерия заедания Кзд и сравнении полученной величины с его критической величиной Кзд крит- Критическая величина критерия заедания соответствует уже началу заедания, поэтому допустимое значение Кзд всегда должно быть меньше критического [c.211]

К, корригированию прибегают в тех случаях, когда возникает необходимость получить меньшее, чем это допустимо, число зубьев на малых шестернях, а также при проектировании зубчатой передачи с заранее заданным межцентровым расстоянием при строго определенном передаточном отношении. В этом случае может оказаться число зубьев колес не целым и при округлении его приходится вписывать передачу в заданное межцентровое расстояние, меняя некоторые параметры зацепления, т. е. корригируя его. Кроме того, корригирование применяют иногда с целью увеличения прочности зубьев, плавности работы передачи и т. д. Корригирование осуществляется таким образом, чтобы изготовление колес производилось нормальным режущим инструментом только за счет смещения его относительно заготовки. Обозначим через АХ смещение режущего инструмента, — коэффициент коррекции. Тогда ДХ = т. При надвигании инструмента на заготовку имеет место отрицательное смещение —ЛХ=( — )/п. При отрицательном смещении режущего инструмента форма зуба меняется следующим образом головка зуба уменьшается, ножка удлиняется. При этом у колес с малым числом зубьев может возникнуть подрезка у основания зуба, которая будет тем больше, чем меньше зубьев у колеса. При числе зубьев г< 14 отрицательное смещение вызывает подрезку даже в области активного профиля зуба, что совершенно недопустимо. Поэтому отрицательное смещение инструмента не дается колесам с малым числом зубьев, а может быть дано только колесам с г>17. Положительное смещение инструмента устраняет подрезку зуба, поэтому оно дается колесам с малым числом зубьев. Максимальный положительный сдвиг ограничивается размером вершины зуба. Обычно ширина вершины зуба должна быть не менее 0,4т. Таким образом, величина отрицательного сдвига инструмента ограничивается подрезкой зубьев, а положительного — размером вершины зуба. [c.69]

Государственные стандарты должны устанавливать требования преимущественно к продукции массового и крупносерийного производства щирокого и межотраслевого применения, к изделиям, прошедшим государственную аттестацию, экспортным товарам они устанавливают также общие нормы, термины и т. п. Исходя из этого, можно указать на следующие объекты государственной стандартизации общетехнические и организационно-методические правила и нормы (ряды нормальных линейных размеров, нормы точности зубчатых передач, допуски и посадки, размеры и допуски резьбы, предпочтительные числа и др.) общие требования, показатели, нормы точности изделий межотраслевого применения требования к продукции, поставляемой для эксплуатации в различных климатических условиях, методы их контроля межотраслевые требования и нормы техники безопасности и производственной санитарии научно-технические термины, определения и обозначения единицы физических величин государственные эталоны единиц физических величин и общесоюзные поверочные схемы методы и средства поверки средств измерений государственные испытания средств измерений допустимые погрешности измерений системы конструкторской, технологической, эксплуатационной и ремонтной документации системы других видов документации системы классификации и кодирования технико-экономической информации и т. д. [c.10]

Из уравнений (2.4.78) и (2.4.79) видно, что при определенном угле наклона лотка для зацепления зубчатых колес может оказаться достаточным силы тяжести устанавливаемой детали. Вследствие этого целесообразно, если такая возможность имеется, вначале устанавливать колесо меньшей массы, а затем -большей массы, достаточной для сцепления колес. Угол наклона лотка для обеспечения максимально возможной производительности сборочного процесса должен быть максимальным. Однако следует ограничивать угол наклона, чтобы не превысить допустимой для соединяемых деталей ударной нафузки. [c.301]

Поворот валика 6 вызывает поворот валиков путевых выключателей 4 и рычага 7, к которому прикреплен канатик 5 этот канатик соединен через систему блоков с грузиком 9, связанным зубчатой передачей с указателем перекоса 8, по которому можно наблюдать за углами перекоса крана. Поворот валиков путевых выключателей 4 приводит при достижении определенного угла перекоса к воздействию на соответствующие двигатели и к автоматическому выравниванию положения ног. При угле перекоса более допустимого устройство автоматически останавливает мост и опускает клин противоугонного захвата. [c.306]

Г.А. Снесаревым предложена зависимость для определения допустимых углов перекоса [0], рад, для эвольвентных зубчатых передач редукторов [c.119]

Определение допустимых износоЬ н размерю зубьев по толщине в цилиндрических зубчатых колесах без упрочненного поверхностного слоя. Допустимый износ Ядоп., мм, зубьев по толщине определяют по формуле [c.56]

Определение допустимых /износов и размеров зубьев по толщине в цилиндрических зубчатых колесах с упрочненным поверхностным слоем зубьев. Ответственные зубчатые передачи мащин, работающие в условиях больщих нагрузок, имеют, как правило, упрочненный поверхностный слой зубьев. Толщина упрочненного поверхностного слоя обычно колеблется в пределах 1,1—1,6 мм. [c.56]

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]

Автомат регулирования температуры, воздействуя на заслонки // радиатора охлаждающей системы или системы смазки, поддерживает определенную температуру в этих системах. При понижении температуры ниже допустимой автомат несколько прикроет заслонки И радиатора и уменьшит этим обдув, вследствие чего температура охлаждающей жидкости повысится. При повышении температуры выше допустимой автомат откроет заслонки 11 радиатора, обдув увеличится, и температура охлаждающей жидкости понизится. Термочувствительным элементом автомата является биметаллический термометр, представляющий собой биметаллическую спираль / в защитной трубке установленной в трубопроводе d охлаждаемой жидкости. Нижний конец спирали 1 закреплен неподвижно, а верхний связан с контактной щеткой Ь, которая может скользить по изолированному участку f или по двум контактным ламелям и с. В те моменты, когда температура охлаждаемой жидкости равна заданной, щетка Ь находится на участке f. При изменении температуры биметаллическая спираль деформируется и поворачивает щетку 6, скользящую по ламелям е или с. При этом включается или выключается посредством электромагнитного двойного реле 12 одна из обмоток реверсивного электромотора 13. Электромотор управляет положением заслонок Л радиатора при помощи цилиндрического зубчатого колеса 9, которое находится в зацеплении с зубчатым сектором 10, насаженным па валу 14 четырехзвенного шарнирного механизма управления заслонками И радиатора. При этом электромотор 13 с помощью гибкого вала 8 и червячного редуктора 3. 4, 5, 6, 7 поворачивает сектор 2 с контактными ламелями г и с в сторону движения щетки Ь, вследствие чего последняя снова станет на изолированный участок f. Цепь обмотки реле при этом разомкнется, выключив электромотор. Благодаря такой связи осуществляется пропорциональная характеристика регулятора, так как электромотор выключится не в момент достижения заданной температуры, а несколько раньше, Этим предупреждается излишнее открытие или закрытие заслонок 11. Червячный редуктор, состоящий из звеньев 3, 4, 5, 6, 7, предназначен для умень-П1ения числа оборотов, передаваемых от электромотора 13 к подвижному сектору 2. Перекидной переключатель 15 служит для отключения автомата. При этом управление электромотором 13 производится двухпознционным переключателем 16. [c.147]

На рис. 65 и 66 приведены зависимости от коэффициента для узлов с ТПС, установленными в зубчатые колеса различных диаметров. Графики (рис. 65) рекомендуется использовать для определения температурного уменьшения зазора в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром не более 100J м. Допустимо использовать графики (рис. 66) для ориентировочных расчетов бт в узле с ТПС, служащим опорой зубчатого колеса диаметром свы-ще 100 мм. [c.74]

При определении областей существования будем исходить из условия, что в каждом положении шарнирного четырехзвенника АВСВ его угол передачи должен находиться в допустимых пределах. В работе [541 найдено, что в шарнирном четырехзвеннике наименьшее значение угла передачи 11) имеет место при ф(, = 0, а наибольшее — при ф , = 180°. При неизменных значениях /а и /з увеличение 1- влечет за собой уменьшение 1]) до некоторого минимального предельного значения при ф , = о и, наоборот, увеличение ф до некоторого максимального предельного значения ф ах при фй = 180°. В зубчато-рычажном механизме параметрами, определяющими характер движения ведомого звена, являются 56 [c.56]

В частности, недопустимый прогиб валов нарушает правильность работы зубчатого зацепления (сх. а) и подшипников (сх. б). Неодинаковая крутильная жесткость отрезков вала 2 и 3 (сх. б) приводит к несинхронному вращению деталей J и 4 (это нежелателадо, например, в м. передвижения мостовых кранов). Расчет на жесткость сводится к определению критической силы и критической частоты вращения для первого и второго условий й сравнению их, с фактической, силой или предусмотренной частотой вращения. Для третьего и четвертого условий опре деляют прогибы, углы наклона оси, углы закр34чивания и сравнивают их с допустимыми, при. неблагоприятных результатах сравнения Ж. соответственно изменяют. [c.87]

Полученные значения 9 на опорах (9 = 0,0033 8 =хи,0иЗЗ меньше допустимого (0,05, стр. 142). Значения б под зубчатыми колесами используем путем суммирования с аналогичными величинами для валов сопряженных зубчатых колес для определения коэффициента деформации при расчете на прочность зубчатых передач (гд. УИ). [c.148]

В частности. следует отметить выход рекомендуемо1 о ГОСТ 5405-50 Приборы измерительные с ценой деления 0,001 и 0,002 мм , в котором для этих цен деления сохранены только оптиметр, индуктивный микромер, пневматический поплавковый микромер, рычажно-зубчатый микромер и пружинный микромер (не считая рычажных скоб и рычажных микромеров). Другой идеей, также реализуемой в настоящее время, является ртказ от стандартизации различных классов точности приборов при одной и той же цене их деления, поскольку цена деления является основным критерием практического использования приборов. Каждой пене деления должна соответствовать определенная (и лежащая в пределах цены деления) погрешность, а аттестатами классов точности в производственных условиях, как правило, не пользуются. Под таким углом зрения проводится пересмотр стандартов на микрометрические инструменты и на индикаторы часового типа (сохранение только одного класса точности). Для использования изношенных рычажных приборов рекомендуется применение сменных шкал с пониженной ценой деления и с соответствующим образом сниженными допустимыми погрешностями показаний (например, для индикатора часового типа — сменные шкалы с ценой деления 0,02 мм). [c.5]

Долговечность подшипника, определенную по qюpмyлe (8.3), сравнивают с желаемой (требуемой), и при неудовлетворительном результате выбирают другой типоразмер подшипника и повторяют расчет. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников можно принимать равным ресурсу работы самого редуктора (по ГОСТ 36000 ч), минимально допустимая долговечность подшипника 10000 ч. Аналогично для червячных редукторов их ресурс установлен в 20 ООО ч, желательно, чтобы расчетная долговечность подшипника была не ниже минимально допустимая — 5000 ч. [c.233]

Известно, что в реальных условиях для обеспечения возможности движений звеньев механизмов их изготовляют и собирают с определенными зазорами. Однако в результате несоверщенства изготовления в высщих парах - зубчатых зацеплениях и кулачковых механизмах зазоры нередко превышают допустимые нормы. Кроме того, под действием усилий звенья механизмов, обладающих конечной упругостью (жесткостью), изменяют свою первоначальную длину. Погрешности изготовления и сборки механизмов, изменение размерных параметров в процессе нагружения приводят к тому, что реальное положение звеньев механизмов отличается от расчетных, а фазовые и цикловые углы их перемещения не соответствуют предусмотренным цикловой диаграммой. [c.311]

В качестве материала для шестерни в большинстве случаев используется цементуемая сталь с определенной поверхностной прочностью в стартерах с электромагнитным включением шестерни последнюю выполняют из бронзы. Зубчатый венец делается из стали определенной твердости и при большой мощности стартера нуждается б дополнительной термической обработке. При стартерах малой и средней мощности поверхностная твердость зубчатого венца составляет 195—230 Н , а при стартерах большой мощности поверхностную твердость увеличивают до 300—i50Hg. Чтобы износ не превышал допустимых пределов, необходимо выдерживать минимальную длину зубьев, рекомендуемую стандартами DIN. Для получения большого передаточного отношения шестерни стартера должны иметь малое число зубьев (9-13). [c.322]

Определение фактической скорости и к.п.д. механизма. Фактическая скорость передвижения тележки равна v = (й г = 94,26-0,315/63 0,47 м/с. Это значение отличается от заданного на 6%, что допустимо. К.п.д. одной зубчатой муфты равен г = 0,99. Поставим одну му( )ту между двигателем и редуктором (зубчатую муфту 1-го типа-с наружной обоймой) и между редуктором и колесом также одну муфту (зубчатую муфту 2-го типа-с промежуточным валом). Поэтому Г = ЛмЛоЛм = = 0,99-0,94-0,99 0,92. Данное значение к.п.д. мало отличается от принятого предварительно, поэтому перерасчет мощности не делаем. [c.241]

Величина Kj предназначена для компенсации следующих погрешностей зготовления зубчатых колес и монтажа передачи межосевого расстоя-ия шага зацепление на обоих колесах, направления зуба на боих колесах, отклонения от параллельности осей и перекоса Д,, сей. При определении Kj учитывают предельно допустимое значение ука- [c.275]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...