Цилиндрические Расчет косозубых передач

Рассмотрим порядок расчета косозубых передач на примере двухступенчатого цилиндрического редуктора. f [c.228]

При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при II варианте Т. О. допускаемое контактное напряжение [c.14]

Особенности расчета косозубых и шевронных цилиндрических передач [c.123]

Расчет на контактную прочность цилиндрической косозубой передачи можно выполнить по тем же формулам, что и прямозубой, но в знаменатели этих формул надо ввести коэффициент повышения несущей способности =1,35. Кроме того, коэ( ициент ширины можно принимать несколько более высоким обычно ф =0,4 и в сравнительно редких случаях до 0,6. [c.361]

Червячные колеса сходны с косозубыми цилиндрическими колесами, вследствие чего расчеты модуля зацепления выполняются аналогично. Для расчета червячной передачи должны быть предварительно заданы мощность N, частота вращения (об/мин) валов червяка и колеса п , режим действия передачи. [c.334]

Винтовая передача (рис. 8.56) осуществляется цилиндрическими косозубыми колесами. При перекрестном расположении осей валов начальные цилиндры колес соприкасаются в точке, поэтому зубья имеют точечный контакт. Векторы окружных скоростей колес направлены под углом перекрещивания, поэтому в зацеплении наблюдается большое скольжение. Точечный контакт и скольжение приводят к быстрому износу и заеданию даже при сравнительно небольших нагрузках. Поэтому винтовые передачи применяют главным образом в кинематических цепях приборов. В силовых передачах их заменяют червячными передачами с многозаходными червяками. Во многих случаях такая замена целесообразна и в передачах приборов. Прочностной расчет винтовых передач [10] вы- [c.208]

В результате аналогичного расчета закрытой передачи цилиндрическими зубчатыми колесами по тем же исходным данным получаются следующие результаты межосевое расстояние — 300 мм, модуль —4 мм, ширина колеса — 150 мм. Таким образом, косозубая передача оказывается выгоднее прямозубой (по габаритам и массе). [c.184]

Последовательность проектного расчета цилиндрической косозубой передачи [c.307]

При проектном расчете цилиндрической косозубой передачи рекомендуется руководствоваться табл. 3.20. [c.309]

Червячная передача (см. фиг. 2, б) состоит из червяка и червячного колеса. Червяки бывают однозаходные и многозаходные. Число заходов червяка рекомендуется брать не более 5, число зубьев червячного колеса не менее 30. Червяки могут сцепляться с цилиндрическим косозубым и с червячным колесом. В первом случае они рассчитываются по нормальному модулю, равному модулю колеса, и имеют прямолинейный профиль в нормальном сечении. Во втором случае профиль резьбы червяка пря.молинейный в осевом сечении и расчет червячной передачи производится по осевому модулю. Угол профиля в осевом сечении червяка обычно равен 20°. [c.45]

Большинство других элементов червячной передачи имеет те же определения, что и для цилиндрических зубчатых колес, если рассматривать червяк и червячное колесо в среднем сечении как сопряженные цилиндрические косозубые колеса. Основные формулы для геометрического расчета червячных передач приведены в табл. 15. [c.47]

Приведенные ниже примеры охватывают основные случаи расчета геометрии передач цилиндрические прямозубые и косозубые колеса с нормальным зацеплением, высотной и угловой коррекцией цилиндрические прямозубые и косозубые колеса внутреннего зацепления с высотной коррекцией конические прямозубые колеса с нормальным зацеплением и высотной коррекцией червячная передача. [c.378]

Передача, составленная из прямозубого ЭКК и косозубого цилиндрического колеса. Такую передачу применяют при малых углах 2 = 25-=-30°. Геометрический расчет такой передачи приведен в работах [15, 16]. [c.259]

Конические шестерни главных передач выполняют обычно со спиральным зубом, а цилиндрические шестерни — косозубыми. Для расчета зубчатых зацеплений главной передачи необходимо знать момент на входе в ее редуктор [c.99]

Ограничимся рассмотрением расчета зубьев наиболее распространенных передач цилиндрических — прямозубых, косозубых и шевронных и конических прямозубых. [c.240]

При расчетах открытых передач коэффициентом ширины зубчатых колес г( задаются для прямозубых цилиндрических передач 1 = 8н-15, для косозубых и шевронных передач ф = 10ч-20 и для прямозубых конических я) = 4—Ю. [c.250]

РАСЧЕТ КОСОЗУБЫХ И ШЕВРОННЫХ ЭВОЛЬВЕНТНЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ [c.257]

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОСОЗУБЫХ ПЕРЕДАЧ [c.147]

Последовательность расчета открытых цилиндрических косозубых передач. Расчет ведут аналогично расчету открытых прямозубых передач (см. стр. 131) со следующими изменениями [c.148]

Расчет закрытой передачи. Определяем межосевое расстояние закрытой цилиндрической косозубой передачи из условия контактной прочности зуба [c.245]

Проверочный расчет. По аналогии с формулой (3.8) условие прочности зубьев на изгиб цилиндрической косозубой передачи [c.114]

ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ [c.117]

Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи (рекомендуемая последовательность расчета для нестандартного редуктора). [c.117]

Вспомните формулу проверочного и проектного расчета цилиндрической косозубой передачи на контактную прочность. [c.134]

Проверочный расчет для зацепления Новикова по контактным напряжениям проводят по методике аналогично расчету цилиндрической косозубой передачи. Повышение контактной прочности учитывается меньшим, чем в формуле (3.25), числовым коэффициентом. Условие прочности [c.135]

Чем отличается проектный расчет по контактным напряжениям передач с зацеплением Новикова от аналогичного расчета для цилиндрической косозубой передачи [c.135]

Проанализируйте формулу проверочного расчета зубчатой передачи по контактным напряжениям. От каких основных параметров зависит в цилиндрической косозубой передаче [c.184]

При проектном расчете на контактную прочность цилиндрических косозубых передач, как и для прямозубых, находят межосевое расстояние [c.121]

Пример расчета цилиндрической косозубой передачи дан в четвертом разделе. [c.114]

Для проверочного расчета коэффициент динамичности принимают равным Кц , для цилиндрических косозубых передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев НВ2 < 350, той же степени точности, т.е. по знаменателю строк а в табл. 4.11. [c.215]

В основе расчета на прочность передач Новикова лежат те же критерии работоспособности, что и для передач с эвольвентным профилем, но с некоторыми поправками. Последовательность расчета, выбор материала и допускаемых напряжений, а также ряд других параметров и коэффициентов в целом ведется подобно расчетам цилиндрических косозубых передач с эвольвентным зацеплением (см. 4.4). - [c.62]

В проектируемых приводах рассчитывают одноступенчатые зубчатые передачи внешнего зацепления закрытые цилиндрические косозубые и конические с круговым зубом открытые цилиндрические и конические — прямозубые. Порядок расчета передач с прямыми и непрямыми зубьями одинаковый, поэтому в приводимой методике расчета закрытых передач с непрямыми зубьями в отдельных пунктах указывают особенности расчета открытых — с прямыми зубьями. [c.58]

В книге изложены расчеты зубьев на изгиб и контактную прочность при сдвиге передач с цилиндрическими прямозубыми, косозубыми шевронными колесами, передач с коническими прямозубыми колесами, а также червячных передач приведены рекомендации по конструированию зубчатых и червячных колес, червяков, валов, корпусов редукторов, узлов с подшипниками качения и других элементов редукторов обш,его назначения, а также приводятся их конструкции приведены примеры расчета передач соответствующих редукторов. [c.2]

Расчет межосевого расстояния и модуля зацепления по контактным напряжениям сдвига производится на основе того, что червячное колесо рассматривается как цилиндрическое косозубое с углом р наклона зубьев к образующей делительного цилиндра, равным углу А подъема винтовой линии на делительном цилиндре червяка, т. е. р = А. Поэтому в основу расчета на контактную прочность при сдвиге зубьев червячных колес кладется также формула (13). Но так как в червячной передаче влияние сил трения (между зубьями колеса и витками червяка) на величину расчетных контактных напряжений сказывается в большей степени, чем это имеет место в цилиндрических и конических передачах, то в формуле (13) вместо коэффициента 0,128 принимают коэффициент 0,145, т. е. [c.60]

Пример 3. Произнести проверочный расчет одноступенчатой цилиндрической некоррнгмрованной косозубой передачи при следующих данных мощность постоянная N = 160 v2. с. = 360 об1мин = 161,62 мм. А = = 500 ММ, Ь = 200 мм i = 5,1875 — 32 = 166 = 5 мм = = 8° 6 34" твердость зубьев шестерни ИВ 270 колеса > 230 передача работает 10 ч в сутки при нереверсивной нагрузке выполнена по 8-й степени точности (ГОСТ 1643 — 56) вид сопряжения X опоры расположены симметрично относительно зубчатых венцов. [c.844]

Расчет зубчатых цилиндрических эвольвентных передач. Это наиболее распространенный тип передач. Используют их при параллельных осях зубчатых колес в виде прямо-, косозубых и шевронных передач. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют более высокую нагрузочную способность, плавность вращения их основной недостаток — возникновение в зацеплении осевь1х усилий. Шевронные передачи, колеса которых состоят из двух жестко соединенных меЩу собой ко цов с противоположным-направлением линий зубьев, при обеспечении самоустанавливаемости зубчатых Колес лишены этих недостатков. Зубчатые передачи применяют с внешним или с внутренним зацеплением. Последние обладают повышенной нагрузочной способностью и меньшими размерами. Зубчатые колеса передач с внутренним зацеплением имеют одинаковые направления вращения, с внешним — противоположное. [c.187]

Расчет геометрических парал гетров и размеров косозубой передачи. Косозубое цилиндрическое колесо нарезается рейкой, линии зз бьев которой составляют с осью нарезаемого колеса угол р. При таком расположении зубьев их шаг можно измерить в трех плоских сечениях рейки в нормальном — нормальный таг в терцовом — торцовый шаг рг н в осевом — осевой шаг р. . Контур зубчатой рейки в нормальном сечении является исходным производящим контуром, и его размеры зависят от расчетного модуля гга [c.281]

Допускаемые нормальные контактные напряжения для расчета цилиндрической косозубой передачи определяют, как и для рассмотренных прямозубых передач (см. шаг 3.45). Сочетания материалов шестерни и колеса даны в табл. 3.7. Часто выбирают одинаковые материалы для шестерни и колеса. Разные допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса обеспечиваются путем различной термической обработки шёстерни и колеса. Исключением является выбор допускаемых напряжений для непрямозубых передач при условии, что твердость зубьев колеса < НВ 320 и зубья шестерни тверже зубьев колеса. При этом допускаемое контактное напряжение (расчетное) [а] принимают как среднее арифметическое между ([alji и ([alJa, т. е. [c.116]

Предлагаемый метод расчета зубчатых передач на сопротивляемость заеданию является, в принципе, универсальным, т. е. может быть распространен на все виды зубчатых передач, однако, пока его рекомендуется использовать в области, ограниченной условиями проведенных экспериментов. Как указывалось выше, значения А зэ. pur были получены при испытании образцов роликов с чистотой рабочей поверхности V 8 — /9 и с твердостью Я5 550—600. Из расчетных зависимостей (135) и (137) следует, что при переходе от твердости Я5600 к твердости НВЗОО коэффициент трения f снижается на 8—12% и одновременно снижается критерий Кзд- Поскольку известно, что стойкость Б отношении заедания зубчатых колес из материалов, подвергнутых улучшению, меньше, чем у закаленных, надо полагать, что критерий Кзд. крит снижается при этом в еще большей степени. Однако экспериментальных данных о критерии Кзд. прит для любых сочетаний материалов (кроме закаленных сталей) еще не накоплено. Из условий, при которых были получены значения Кзд и Кзд.крит, следует, что предлагаемый метод расчета на заедание пока применим только для цилиндрических и конических прямозубых и косозубых закрытых передач с линейным контактом, работающих с постоянной нагрузкой, имеющих высокую твердость (НВ500—600) рабочих поверхностей и чистоту последних не менее S/7. [c.215]

Значения [ст]яо и о]р определяют по средней из двух предельных твердостей, данных в вариантах термообработки и в табл. 2.1, При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при И варианте Т, О. среднее допускаемое контактн( е нailpяжeниe [c.12]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...