Жесткость зубьев

Расчет зубьев прямозубой конической передачи по напряжениям изгиба. Размеры поперечных сечений зуба конического колеса изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса (рис. 8.32, а). Все поперечные сечения зуба геометрически подобны. При этом удельная нагрузка q распределяется неравномерно подлине зуба. Она изменяется в зависимости от деформации и жесткости зуба в различных сечениях. Можно доказать, что нагрузка q распределяется по закону треугольника, вершина которого совпадаете вершиной делительного конуса, и что напряжения изгиба одинаковы по всей длине зуба. [c.132]

Выразив все параметры, входящие в предыдущую формулу, через параметры, наиболее удобные для технических расчетов, подставив численные значения плотности материала и жесткости зубьев и выразив корень из действующей ошибки шагов зацепления зубчатых колес эмпирической зависимостью от номера степени точности передачи n , получаем расчетные формулы. [c.179]

Как уже указывалось, жесткость зубьев не зависит от модуля и в условиях расчетного случая — контакта у полюса зацепления для некорригированных зубчатых колес определяется из формулы i/ =0,05139 + 0,1425/2 + 0,1860/2 2. Торцовая жесткость С, = С ба os р с уче- [c.183]

Быстроходные зубчатые передачи испытывают значительные динамические нагрузки, связанные с ошибками изготовления и податливостью зубьев. Разработаны и широко применяются теоретические расчеты динамических нагрузок, учитывающие точность изготовления, нагрузку, скорость, параметры систем, включая переменную жесткость зубьев, параметры зацепления. Проведены экспериментальные исследования с помощью датчиков сопротивления, показавшие хорошее совпадение с расчетами. [c.67]

Исследования демпфирования колебаний в зубчатом зацеплении [37] показали, что коэффициент поглощения, отнесенный к жесткости зубьев, уменьшается от 0,6 до 0,3 при изменении частоты от 500 до 3000 Гц. [c.82]

Кольца 4 ж 5 связаны эвольвентным шлицевым соединением рис. 60) с углом зацепления и радиусом делительной окружности / з. Учитывая возможность радиального проскальзывания в месте соединения двух колец и жесткость зубьев в зацеплении, запишем [c.134]

В первом случае, когда А/q> S, сила кромочного удара может значительно превышать силу срединного. Однако при кромочном ударе большую роль играют не учитываемые теорией ослабляю-ш ие факторы (износ кромки, понижение жесткости зубьев в кромочном контакте и др.), в связи с чем и в данном случае допускается подтверждаемое экспериментом применение формулы (3). [c.210]

Где, к тому же, жесткость зубьев больше, чем при кромочном ударе. [c.215]

Коэффициенты жесткости зубьев ki,2 Б действительности не являются постоянными они меняются с изменением положения точек зацепления. Однако предположим, что они постоянны и соответствуют точке зацепления на оси, проходящей через центры обеих делительных окружностей. Кроме того, предполагаем, что сила Р перпендикулярна оси зуба. После этого получаем [c.286]

Y с — удельная жесткость зубьев в [c.283]

Средняя удельная торцовая жесткость зубьев пары зубчатых колес, Н/(мм мкм) [c.551]

Удельная нормальная жесткость зуба шестерни при контакте его вершины Сд, Н/(мм-мкм) то же, для сопряженного зуба колеса Ср. [c.600]

Удельная нормальная жесткость зуба шестерни при контакте в его нижней граничной точке с , Н/(мм мкм) [c.600]

В зубчатых передачах (и в первую очередь в передачах с прямыми зубьями) имеет место периодическое изменение жесткости зубьев по фазе зацепления, связанное с тем, что в передаче крутящего момента в зависимости от фазы зацепления принимает участие разное число зубьев. Например, для прямозубых зубчатых колес характер изменения жесткости С зубьев по фазе зацепления имеет вид, показанный на рис. 1, где — период зубцовой частоты, 8 — коэффициент перекрытия передачи. В этом случае колебания зубчатых колес описываются дифференциальным уравнением вида [c.92]

Наибольшую сложность представляет определение жесткости зубьев колес, требующее использования методов теории упругости. Деформация прямых зубьев определяется суммой трех компонент — изгибной деформацией, контактной и деформацией прилежащей к зубу части обода зубчатого колеса. Многочисленные расчеты и эксперименты позволяют рекомендовать следующую приближенную зависимость для определения суммарной деформации прямого зуба [3] [c.103]

Из формулы (1П можно получить выражение для определения жесткости зубьев в передачах с учетом коэффициента перекрытия g [c.104]

Известен метод взаимной компенсации возмущающих сил, суть которого заключается в рациональном выборе фазы между двумя указанными возмущающими факторами — изменением жесткости зубьев по фазе зацепления и периодическим входом зубьев в зацепление в нерабочей точке (5]. Для этого ширина зубчатого венца выбирается из соотношения [c.113]

Для оценки внутренней динамической нагрузки были разработаны ударная теория, рассматриваюшая удар зубьев в момент пересопряжения [42 , и вибрационная теория, изучающая нагрузки вследствие кинематических погрешностей и изменения жесткости зубьев по углу поворота. [c.178]

Оптимальной для конкретной пары зубчатых колес будет глубина фланка, при назначении которой деформащ я определяется по действительному закону изменения нагрузки и жесткости зубьев вдоль линии зацепления. Реальные величины этих деформаций, зависящие не только от жесткости зубьев, но и от жесткости обода вала, подшипников и корпуса редуктора, для передачи электропоезда могут быть получены только экспериментальным путем. Измерение жесткости мсшно будет произвести при постройке на заводе стенда для натурных испытаний тележек или редукторов. До получения экспериментальных данных глубину фланкирования следует принимать по ГОСТ 3058 — 54 или же несколько выше (на 25%). Дальнейшее завышение глубины фланка нерационально не только из-за невозможности [c.216]

Рассмотрена методика расчета свободных и вынужденных колебаний с учетом изгибной жесткости зубье и проскальзывания в шлицевых соединениях. 11ри-ведепы результаты расчета крутильной и радиальной динамических податливостей. [c.114]

Зубья 1 изготовляются из латуни марки Л68,азубья 2—из стали 20 по ГОСТ 1050-52 и устанавливаются для увеличения жесткости зубьев 1. Зубья 2 изготовляются на 2—Z мм короче зубьев 1, причем в уплотнение они набираются так, чтобы по ходу пара первым был зуб 1. В этом случае зуб 2 будет повышать жесткость зуба 1. [c.41]

На величину внутренней динамической нагрузки оказывают влияние ошибки шага зубьев, деформация изгиба зубьев под нагрузкой, переменная изгибная жесткость зубьев и опор, окружная скорость. Погрешности по шагу зубьев и деформация зубьев при изгибе вызывают ударные нагрузки на входе зубьев в зацепление (рис. 11.16, а). Удары отсутствуют, если контакт зубьев происходит на линии зацепления NN, а их основные шаги на торце равны Р/61 -Ptbl- Если шаг зубьев шестерни меньше шага зубьев колеса, то начальный контакт возникает в точке В. Для возможнооти контакта по линии зацепления шаги должны выравняться в результате мгновенного упругого деформирования зубьев. При этом возникает удар. Сила удара зависит от величины погрешности по шагу, жесткости зубьев, окружной скорости и присоединенных к колесам инерционных масс. Поэтому для каждой сте- [c.257]

В косозубых и шевронных передачах зубья входят в зацепление постепенно. Линия контакта (см. рис. 11.17, г) перемешдется у ведомого колеса от вершины зуба к основанию (у ведущего — в обратном направлении). Изгибная жесткость зубьев при контакте вершиной зуба меньше, чем серединой. Поэтому коэффициент динамической нагрузки косозубых колес меньше, чем у прямозубой передачи. Расчет ведут с учетом геометрии в сечении, нормальном к направлению зуба. Результирующая сила в нормальной плоскости на делительной окружно- [c.263]

V IKO TH зубчатых зацеплений, о юр сагеллитов и водила представлены в виде квивален1ных жесгкостей пружин С,-, причем оси пружин, имитирующие жесткости зубьев, направлены по линиям зацепления. К выделенным элементам в местах ечения упругих связей приложены единичные гармонические силы (Pi 1С 5 Pi , и т. д.). [c.97]

Жесткостные и инерционные характеристики. Обычно в зубчатых передачах жесткость зубьев колес значительно больше жесткости других упругих элементов (валов, муфт), что используется для упрощения динамических моделей зубчатых передач [9, 13]. Однако на начальном этапе составления динамической модели дтя обоснованного ее выбора необходимо располагать расчетнымп формулами для оценки жесткости всех основных упругих элементов зубчатых передач. [c.103]

Расчеты по формуле (12) показывают, что средняя величина суммаонон жесткости зубьев зависит от г, т. е. [c.104]

Зубчатая муфта из-за повышенной жесткости зубьев не является шарниром, при перекосе в ней возникает изгибающий момент. Следовательно, зубчатая Уфта может трансформировать нзгибные колебания одной части системы в крутил ь-8 колебания другой. Изгибная жесткость зубчатой муфты [c.105]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...