Передача Расчет углов

Расчет геометрии червячной передачи по ГОСТ 19650—74 предусматривает передачи с углом скрещивания осей червяка и колеса, равным 90°, и исходным червяком по ГОСТ 19036—73. Формулы и пример расчета червячной передачи приведен в табл. 111. Наименования параметров, приводимых на рабочих чертежах червяков и червячных колес, а также межосевое расстояние чер-вичной передачи выделены в таблице полужирным шрифтом. [c.390]

Геометрический расчет передач с непрямым углом между осями. Табл. 17 пригодна лишь для расчета передач с углом S между осями 90°. Если этот угол отличается от 90°, то необходимо внести следующие изменения [c.344]

Ограничение допусками кинематических и циклических погрещностей является основной задачей функционально-технологического синтеза нормирования точности зубчатой передачи. Расчет допусков производится на базе уравнения связи показателя качества F и функционального параметра — угла поворота зубчатого колеса (р. Тогда [c.112]

Расчет геометрии червячной передачи по ГОСТ 19650—74 предусматривает передачи с углом скрещивания осей червяка и колеса, равным 90°, и исходным червяком по ГОСТ 19036—94. Формулы и пример расчета червячной передачи приведены в табл. 128. [c.620]

Рис. 4.4] Схема алгоритма для расчета геометрических размеров конической передачи с круговыми зубьями с осевой формой П (а) и входящий в нее блок для расчета углов головки и ножки зубьев (б)

В главе приводится расчет червячных передач с углом между осями червяка и колеса, равным 90°, [c.93]

Диаметр гибкого колеса является тем конструктивным параметром, от которого так или иначе зависят все другие размеры передачи. Ниже излагается приближенный проектировочный расчет диаметра гибкого колеса силовой двухволновой зубчатой передачи с углом профиля зуба а = 20 с генератором принудительной деформации для диапазона передаточных отношений и — 80...250 при ведущем генераторе, ведомом гибком колесе и постоянной нагрузке. [c.174]

Настоящий расчет распространяется на цилиндрические червячные передачи с углом скрещивания осей червяка и колеса (равным 90°), применяемых в крановых механизмах с ручным и машинным приводом, при условии [c.293]

Расчет распространяется на червячные глобоидные передачи с углом скрещивания осей червяка и колеса, равным 90°, с зацеплением модифицированным при нарезании пары. Точность передачи по 2-му классу. [c.300]

Основные геометрические расчетные зависимости содержатся в табл. 3. Они применимы для червячных передач с углом 90° с цилиндрическими червяками, имеющими в осевом или в нормальном сечении прямолинейный профиль. При расчете некорригированного зацепления следует принимать 1 = 0. Расчет следует производить с точностью до пятого десятичного знака. [c.222]

Для облегчения числовых расчетов в табл. 8—11 приводятся к. п. д. винтовых зубчатых передач с углом скрещения д = 90°, вычисленные по [c.27]

Ведем расчет механизма для каждого значения k и после проверки по углам передачи расчет сохраняем или отбрасываем. [c.115]

Условия производства и эксплуатации конических пар устанавливают дополнительные ограничения при их проектировании по минимальному числу зубьев производящего плоского колеса, максимальной ширине зубчатого венца, числу зубьев шестерни и т. д. В связи с этим здесь приводится только расчет ортогональных конических передач с углом нормального профиля зуба а — 20°. Кроме того, в табл. 7.1 приведены значения крутящих моментов и основные параметры для ряда конических пар, нормализованных в общем машиностроении и выполненных с круговыми понижающимися зубьями и углом наклона линии зуба = 35° [111. [c.58]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

При угле ai l50° усилие на вал (Q, И) приблизительно направлено по линии центров передачи и равно Q 2a ,b8. В предварительных расчетах можно определять нагрузки на валы ременных передач по следующим приближенным зависимостям Q 2,5Fi — для прорезиненных и кожаных ремней Q 3Fi — для хлопчатобумажных тканых ремней. [c.44]

В ряде случаев прогиб балок является критерием работоспособности конструкций, в которые они входят. Так, например, чрезмерный прогиб валов зубчатых передач может привести к нарушению правильности зацепления. В этом и других подобных случаях производят расчет на жесткость, который может быть проектным или проверочным. При этом задаются допускаемым прогибом [у], иногда обозначаемым [/]. Величину допускаемого прогиба устанавливают в зависимости от назначения и условий эксплуатации механизма или детали. Знание углов поворота сечений необходимо для рационального выбора типа опорных устройств. [c.184]

Кулачковая предохранительная муфта (рис. 3.184, а) отличается от кулачковой управляемой муфты отсутствием привода управления. Сцепление полумуфт обеспечивает постоянно действующая пружина с регулируемой силой. Вращающий мо.мент передается кулачками трапецеидального профиля (рис. 3.185, б) небольшой высоты с углом заострения ос=45.. . 60°. Пружину устанавливают с предварительным сжатием с таким расчетом, чтобы сила, развиваемая ею, была достаточна для передачи расчетного вращающего момента Л1р. При перегрузке осевые составляющие силы действующие на кулачки, сжимают пружину и муфта срабатывает, предохраняя машину от поломок. Повторное мгновенное включение кулачков при перегрузке сопровождается ударами и большим шумом. Происходит повышенный износ кулачков. Поэтому кулачковые муфты применяют для передачи небольших моментов при малых угловых скоростях. Размеры муфт подбирают по ГОСТ 15620--77. [c.439]

В самотормозящихся червячных передачах кпд у] < 0,5. Средние значения кпд и угла f в зависимости от числа заходов Zi червяка при ориентировочных расчетах можно принимать в следующих пределах [c.249]

Расчет вала на прочность не исключает возможности возникновения деформаций, недопустимых при его эксплуатации. Большие углы закручивания вала особенно опасны при передаче им переменного во [c.181]

Для расчета потерь от угла атаки в гидродинамических передачах применяется формула [c.58]

Из этого равенства видно, что тяговая способность передачи будет возрастать при увеличении предварительного натяжения ремня Ео, угла обхвата а и связанного с ним угла скольжения (в расчетах принимают а я 0,7а), а также коэффициента трения между ремнем и шкивами. [c.299]

Крутильная жесткость валов оценивается углом закручивания Ф на единицу длины вала. Для валов передач крутильная жесткость не имеет существенного значения, и такой расчет не выполняют. [c.289]

Геометрический расчет колес винтовых передач производится аналогично расчету косозубых колес. При выборе углов наклона зубьев Pi и Р2 учитывают, что их соотношение влияет на скорость скольжения Уск = Tj stn Pi + sin pj. Если нет специальных ограничений в выборе углов pj и р2, то углы наклона реверсивных передач назначают одинаковыми, а для передач, работающих в одну сторону, углы наклона зубьев ведомых колес назначают меньшими, чем у ведущих [c.306]

Клиноременная передача хорошо работает при любом угле наклона к горизонтали, поэтому коэффициент Се, применяемый в расчете плоскоременной передачи, в расчет не вводят. [c.266]

Поломка зубьев — наиболее опасный вид разрушения (рис. 16.1, а). Она происходит вследствие возникающих в зубьях повторно-переменных напряжений при деформации изгиба. Поломка зубьев происходит также в результате больших перегрузок ударного и даже статического действия, а также усталостного разрушения от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Трещины усталости возникают у основания зуба из-за неучтенных расчетом перегрузок. Перенапряжение зубьев может вызывать концентрацию нагрузки по длине зуба вследствие неправильного монтажа (чаще всего непараллельности валов), а также из-за грубой обработки поверхности впадин зубьев, заклинивания зубьев при нагреве передачи и недостаточной величины боковых зазоров. Практика показывает, что чаще всего наблюдаются отколы углов зубьев, связанные с концентрацией нагрузки. Важные меры повышения работоспособности — увеличение модуля, повышение твердости, поверхностное упрочнение, уменьшение нагрузок по краям зуба, применение жестких валов, бочкообразные зубья и др. [c.296]

К такому же результату придем, если при проектировании механизма допустим слишком большие значения р, близкие к 180°, так как в этом случае sin р опять становится малой величиной. Таким образом, из произведенного анализа следует, что при проектировании четырехзвенного механизма и ему подобных не следует допускать значений углов передачи р, близких к 0 или 180°, чтобы не получить при расчете на прочность механизм с излишне утяжеленными звеньями, что будет сказываться неблагоприятно на динамике механизма из-за возникновения больших сил инерции. [c.78]

Упругий мертвый ход, вызванный деформациями деталей передачи, зависит главным образом от закручивания валиков, а также от прогиби длинкы. г консольных валиков. Упругий мертвый ход может стать особенно заметным при большой цене оборота валика, а также при большой нагрузке, длине и малом диаметре валика. Расчет угла закручивания валика производится по формуле [c.509]

Формулы (1) — (16) выведены для червячных передач с межосевым углом 90 и с цилиндрическими архимедовыми червяками, имеющими прямолинейный профиль в осевом сечении, но ими можно пользоваться при расчете передач с углом 90° и с эволь-вентными или удлиненно-эвольвент-ными червяками, а также с червяками, шлифуемыми конусными и то-роидными кругами, так как допускаемые нагрузки для червячных передач при любом типе червяка из указанных остаются примерно одинаковыми. [c.225]

Коэффициенты смещения и углы зацепления. ГОСТ 19624—74 излагает только расчет нулевых и равносмещенных передач с углом (Хщ, = а = 20 . Однако на практике иногда успешно применяют конические передачи со смещениями и с углами ю > 20°, работаюшле при значительных скоростях и нагрузках. Можно считать, [c.143]

УтпВКи где К и Л ии — коэффициенты нагрузки и нагрузочной способности принимаются такими же, как и при расчете на контактную прочность Р — окружное усилие передачи Шп — нормальный модуль зацепления В — ширина зубчатого венца У — коэффициент, учитывающий форму зуба, определяется в зависимости ог действительного числа зубьев для прямозубых передач и приведенного (эквивалентного) гир для косозубых и шевронных передач (2пр=г/соз Р). а также в зависимости от коэффициента смещения производящего контура (для корригированных зубьев). В табл. 111-91 приведены значения этого коэффициента для передач с углом зацепления 20° и при /о=Й1/тп=1. [c.176]

Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые комические однорядные с большим углом конуса 27308. Подшипники с большим углом конуса очень чувствительны к изменению осевого зазора. Поэтому их рекомендуется устанавливать рядом, образуя из двух подшипников фиксирующую опору. Перейдем в соответствии с этим от схемы усгановки подшипников враспор к схеме с одной фиксирующей и одной плавающей опорами. В качестве фиксирующей выберем опору Б (рис. 13.6), огдавая предпочтение простоте обслуживания конических подшипников при эксплуатации. Отметим, что с противоположной стороны на конпе вала устанавливается шкив ременной передачи. [c.245]

Расчет коэффициента Кц связан с определением угла перекоса у. При этом следует учитывать не только деформацию валов, опор и самих колес, но также ошибки монтажа и приработку зубьев. Все это затрудняет точное решение задачи. Для приближенной оценки /Ср рекомендуют графики, составленные на основе расчетов и практики эксплуатации — рис. 8.15. Графики рекомендуют для передач, жесткость и точность изготовления которых удовлетворяет нормам, принятым в редукторостроении. Кривые на графиках соответствуют различным случаям расположения колес относительно опор, изображенных на схемах рис. 8.15 (кривые /а — шариковые опоры, /б — роликовые опоры). Влияние ширины колеса на графиках учитывается коэффициентом Влияние приработки зубьев учитывается тем, что для различной твердости материалов даны различные графики. Графики разработаны для распространенного на практике режима работы с переменной нагрузкой и окружной скоростью у<15 м/с. [c.110]

В табл. 6.1 приведены уравнения для расчета цилиндрических колес и передач со смещением и углом наклона линии зуба р. Рассчитываются лишь те параметры, которые необходимы для выполнения чертежей по ЕСКД 2.403—75 (правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес) н прсчпостных расчетов передач по ГОСТ 21354—75. [c.95]

Пример S. Определить момент, который может передать закрытая прямозубая коническая передача (см. рис. 9.8, с) с межосевым углом 6j90° из расчета зубьев на контактную прочность и изгиб, если модуль =5 мм, число зубьев колес 2, =20, 22=40, частота вращения шестерни n = 540 об/мин, материал шестерни — сталь 50 Г нормализованная сгд = 688 Н/мм , НВ 210. . . 230. Материал колеса — сталь 45 нормализованная 0 = 549 Н/мм , НВ 180. . . 210. Передача нереверсивная. Режим работы передачи стационарный (нагрузка постоянная). Срок службы Lf = 10 000 ч. [c.211]

Н016 представление о различии в прочности косозубых и прямозубых передач, так как многие специфические особенности косозубого зацепления трудно поддаются расчету. В связи с этим целесообразно величину V, определять на основе сравнительных испытаний косозубых и прямозубых передач. При диапазоне углов р = = 8 -г- 20° можно принимать для зубчатых колес из мягких сталей [c.302]

Теперь надо сделать силовой расчет первичного механизма. К его подвижному звену / приложень следующие силы и моменты (рис. 5.7,d) ставшая известно й сила F12 = —/ 21, сила тяжести Gi, главный вектор сил инерции Ф>, главный момент сил инерции М<, , неизвестная по модулю и направлению реакция Fu> стойки, действующая в шарнире А, и неизвестная по модулю движущая сила являющаяся воздействием зубчатого колеса 2" на зубчатое колесо z. Линия действия силы Гд проходит через полюс зацепления Р под углом зацепления а г- Положение полюса Р и величина угла (1№ определяются из геометрического расчета зубчатой передачи (см. гл. 13). [c.190]

Выбор степени точности зубчатых колес. Степень точности колес и передач устянавливают в зависимости от требований к кинематической точности, плавности, передаваемой мощности, а также окружной скорости колес. 14апример, при окружной скорости прямозубых колес 10—15 м/с применяют степени точности 6—7, при скорости 20—40 м/с —степени точности 4—5 114]. Степень точности следует определять соответствующими )асчетами. Например, на основе кинематического расчета погрешностей всей передачи и допускаемого угла рассогласования можно выбирать степень по нормам кинематической точности из расчета динамики передачи, вибраций и шумовых явлений выбирают степень точности по нормам плавности работы расчет на прочность и долговечность дает возможность выбрать степень точности по нормам контакта зубьев. [c.320]

У шкивов клиноременных (ГОСТ 20889—80 — ГОСТ 20898—80, рис. 8.13, а) и поликлиноременных (рис. 8.13,6) передач рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размеры которых зависят от выбранного расчетом сечения ремней. При огибании шкива угол клина клиновых ремней по сравнению с исходным (фо = 400 уменьшается вследствие деформации ремня изменение yi ла тем больше, чем меньше диаметр шкива. Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки а выбирают в зависимости от диаметра шкива. По стандарту канавки выполняют с углом а = 34...40 . Размеры шкивов клиновых и поликлино-вых передач приведены в табл. 8.4. Ширина шкива В [c.128]

Верхняя обшивка. Выбран композиционный материал бор — алюминий (В—А1) ввиду высоких показателей прочности при сжатии и удельного модуля сдвига, особенно при температурах 150—200° С. Материал получен диффузионной сваркой монослоев, содерН ащих борные волокна диаметром 140 мкм (47% по объему) в матрице из алюминиевого сплава 6061 и приварен к титановым закоицовкам корня (комля) для передачи нагрузок. Обшивка представляет собой трехслойную конструкцию с листами из бор-алюминия и алюминиевым заполнителем. Внутренняя поверхность выполнена плоской с тем, чтобы упростить проблему крепления. Принятая ориентация волокон 0 45 - с добавлением слоев, ориептгт-рованных под углом 90°, для локального усиления болтовых соединений при наложении действующих по хорде усилий от закрылков и предкрылков. Для крепления листов внешней облицовки к титану необходимы трехступенчатые соединения (см. рис. 13). Вследствие меньших действующих нагрузок для крепления внутренних листов требуется только двухступенчатое соединение. Нагрузка в соединениях по внешней поверхности составляет 3567 кгс/см. Для расчета отверстий болтовых соединений был использован зкспериментальпо определенный коэффициент концентрации напряжений. Отверстие для отбора проб топлива диаметром 76 мм усилено дополнительными слоями, ориентированными в направлениях 0 и 45°. [c.151]

Оо = 18 кгс/см рекомендуется принимать при расчете передач с I = onst, по при достаточном межосевом расстоянии и при угле наклона привода к горизонту не более 60" п с I = var, но когда ремень подтягивается период[ чески [c.452]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...