Пары Коэффициент зубчатые

Для прямозубой передачи при о <5 м/с рекомендуется /(// = 1,2 — при твердости зубьев колеса Я <350 НВ, /(яу=1,1 — при твердости зубьев колеса Я>350 НВ. Числовые коэффициенты в формулах (9.9) и (9.10) справедливы только для пары стальных зубчатых колес, причем в них скрыты определенные единицы. При переходе к другим материа- [c.138]

Предельные значения коэффициента коррекции и угла зацепления пары для зубчатых передач с цилиндрическими прямозубыми колесами [c.322]

Рассмотрим трение в высших кинематических парах. В качестве конкретного объекта исследуем потери на трение сопряженных боковых поверхностей зубьев пары цилиндрических зубчатых колес. При этом определим мощность, теряемую на трение сопряженных боковых поверхностей зубьев в их относительном движении и установим коэффициент потерь. [c.195]

При обводе кривой а штифтом А тележка I перемещается по направляющей 2 параллельно оси у, а кулиса 3 скользит по направляющей тележки 1 параллельно оси д . На кулисе 3 в точке В укреплено зубчатое колесо 4, входящее в зацепление с рейкой Ь. На оси зубчатого колеса 4 жестко укреплен рычаг 5 со счетными роликами 6 и 7. Движение штифта А раскладывается на два движения вдоль осей X 1л у. Поворот роликов 6 и 7 пропорционален коэффициентам aji и bh гармонического ряда. Каждой паре коэффициентов соответствует определенный радиус колеса 4 [c.185]

Антифрикционные пластмассы имеют малый коэффициент трения и высокую износостойкость. В эту группу входят пластмассы, работающие в узлах трения. Высокими антифрикционными свойствами обладают, например, фторопласт-4, полиамиды (капрон), лавсан, текстолиты, древесно-слоистые пластики. Из пластмасс изготавливают вкладыши подшипников скольжения, зубчатые колеса и др. детали, образующие пары трения. Зубчатые колеса из текстолита работают бесшумно при частотах вращения до 30 ООО об/мин, шестерни из ДСП могут передавать значительные нафузки, сравнимые с деталями из цветных металлов. [c.146]

Определить потребную мощность паровой машины для поворота экскаватора (схема передачи от машины к экскаватору с помош,ью трех пар зубчатых колес показана на рис. 134). Окружное усилие на зубце шестого колеса Р=12 000 пГ. Коэффициент полезного действия каждой пары Вал зубчатых колес г]=0,95. Угловая [c.62]

КПД пары цилиндрических зубчатых колес = 0,98 коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, Г12 = 0,99 КПД открытой цепной передачи Г з = 0,92 КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, Т14 = 0,99. [c.290]

По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес т 1 = 0,98 коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, Пг = 0,99 КПД клиноременной передачи Г з = 0,95 коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, Г14 = 0,99. [c.328]

Формула (17) относится к паре стальных зубчатых колес со стандартным углом зацепления а = 20°. Если расчет проводится для других сочетаний материалов сопряженных зубчатых колес, то полученная из предыдущих формул величина контактных напряжений должна быть умножена на коэффициент [c.155]

По таблицам 5 и 6 гл. IV находим для данной зубчатой пары коэффициенты смещения и коэффициент обратного смещения [c.241]

Численный коэффициент 340 справедлив только для пары стальных, зубчатых колес, причем в нем скрыты определенные единицы измерения. При переходе к другим материалам или к другим единицам измерения численный коэффициент необходимо пересчитать. [c.138]

Значения коэффициента К в формуле (57) при одинаковых диаметрах пары винтовых зубчатых колес [c.348]

Коэффициенты трения для пластмассовых деталей, работающих в паре со сталью, ниже, чем для металлических пар. Долговечность зубчатых и червячных зацеплений определяется не только начальными свойствами или природой пластмасс, но и особенностями искусственных материалов, которые приобретаются ими в процессе работы. Так, на контактных поверхностях подшипников или шестерен, выполненных из слоистых пластмасс, в процессе работы образуется ворс с волосками диаметром до 2,5 мк, длиной до 20 мк. Это улучшает условия жидкостного трения (с водой или минеральными маслами) и позволяет слоистым материалам надежно работать без смазки. [c.115]

КПД пары цилиндрических зубчатых колес Т11 = 0,98 коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, Ла = [c.183]

КПД пары конических зубчатых колес т] = 0,97 коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, т]2 = 0,99 [c.213]

К валу Оз зубчатого механизма приложен момент сопротивления М2 = 9 нм, коэффициент полезного действия механизма П = 0,9. Определить приведенный к валу Ох колеса 1 момент от сил трения во всех кинематических парах механизма, если числа зубьев колес равны - = 20, = 40. [c.130]

Расчетное усилие, действующее на винт приводного домкрата (рис. 16.13) при подъеме груза толчком равно 310 кн. Винт домкрата имеет однозаходную трапецеидальную резьбу с наружным диаметром d = 85 мм и шагом S = 2Q мм (ГОСТ 9484—60). Коэффициент трения в резьбе винта и гайки / = 0,12. Трение в головке домкрата не учитывать. К. п. д. одной пары зубчатых колес с учетом потерь в подшипниках равен 0,95. [c.269]

Расчеты обычно начинают с определения потребной мощности привода, выбора электродвигателя, определения общего передаточного числа механизма и разбивки его по ступеням. Затем приводят расчеты ременной, цепной и зубчатой передач, муфт, винтовых пар и др. При этом необходимо обосновать выбор материалов соответствующих деталей, вида термообработки, допускаемых напряжений, расчетных коэффициентов и др. Необходимо обосновать также выбор размеров, устанавливаемых не расчетом, а конструктивными соображениями или на основе рекомендаций из учебной или справочной литературы. [c.14]

Лучшая приработка и лучшая совместная работа пар зубьев, находящихся в зацеплении. Это учитывается коэффициентами Y, и Коэффициент К, = 1/еа учитывает распределение нагрузки между зубьями высокоточных зубчатых передач, для которых Кра=. Влияние погрешностей изготовления (в основном ошибок зацепления) учитывают коэффициентом [c.170]

В планетарных передачах широко применяют зубчатые пары с внутренним зацеплением. Уменьшая разности чисел зубьев колес с внутренним зацеплением, можно значительно расширить кинематические возможности передач. Применяя передачу с углом зацепления а = 30° и коэффициентом высоты головки /ij=0,75, можно довести разность чисел зубьев до 3, а еще небольшим дополнительным уменьшением высоты головки зубьев — до 2. Угловой коррекцией зацепления, нарезаемого нормальным двадцатиградусным долбяком, можно довести разность чисел зубьев до 1, но с пониженным КПД. В цевочных пла- [c.219]

Шестерню изготовляют с положительным смещением хС>0, а колесо — с отрицательным Ха<0, но так, что х =х или суммарный коэффициент смещения Х2=Хх+Х2=0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при хе—О делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяется также межосевое расстояние и высота зуба Л, но изменяется соотношение высоты головки и ножки. Такой вид смещения позволяет получить примерно равную прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб и существенно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу. [c.340]

Кпд мелкомодульных зубчатых передач определяют с учетом влияния малых нагрузок на коэффициент трения [см. формулу (7.26)]. Для цилиндрических зубчатых пар [c.217]

Коэффициент перекрытия характеризует среднее число пар зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Для цилиндрических зубчатых передач принимают е 2 1,2. [c.211]

Коэффициент перекрытия. Для обеспечения плавной работы зубчатой передачи необходимо, чтобы до выхода из зацепления предыдущей пары зубьев вошла в зацепление последующая пара. В процессе зацепления одной пары зубьев точка их контакта проходит путь, равный длине зацепления ЕхЕ = ga (рис. 2.8 и 2.9). Расстояние между точками профилей соседних зубьев, измеренное по линии зацепления, равно шагу по основной окружности колеса Рь = р os а. Следовательно, непрерывность зацепления колес обеспечивается при ga > рь- Отношение длины зацепления к основному шагу зацепления называется коэффициентом перекрытия [c.42]

К. п. д. зацепления пары зубчатых колес, червячного зацепления и пары винт—гайка. Величина к. п. д. зацепления пары колес зависит от числа их зубьев и Zj. параметров зацепления, окружной силы Р и коэффициента трения /. Для стальных зубьев колес при нормальной смазке и шероховатости поверхности = 2,5-7-0,32 мкм принимают f = 0,08-5-0,12. Для стального червяка (винтового колеса) и бронзовых зубьев ведомого колеса принимают / = 0,10- 0,05 при скорости скольжения у< к = 0,1-т-2 м/с соответственно. [c.73]

Шестерню изготовляют с положительным смещением х >0, а колесо — с отрицательным л 2<0, но так, что Л 1=Х2 или суммарный коэффициент смещения j j = Xi-ЬХз = 0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при Xj = 0 делительные [c.165]

Коэффициент перекрытия. Зоны работы одной и двух пар зубчатых профилей. Для плавной и безударной [c.231]

Коэффициент перекрытия. Геометрическая и кинематическая картины начала (входа) и конца (выхода) зацепления косозубых колес резко отличаются от начала и конца зацепления колес с прямыми зубьями. Попадая в зону нагрузки, т. е. в рабочую часть линии зацепления (рис. 6.28), элементы зубчатого профиля входят в зацепление постепенно. За счет этого, а также за счет уменьшения деформации зубьев обеспечивается большая плавность работы зубчатой пары. [c.246]

Определить период свободных колебаний зубчатой пары, e jni зубчатые колеса одинаковы, масса каждого равна 5 кг, радиус инерции относительно оси вращения 6 см, а коэффициент угловой жесткости спиральной пружины 1 Н м/рад. (1,19) [c.340]

Индекс 12 , принятый для коэффициента перекрытия 12 означает, что эта величина относится к паре сопряженных зубчатых колес, у которых (см. рис. 8) обозначения диамлров, чисел зубьев, окружных скоростей и других параметров имеют индексами единицу (1) для шестерни и два (2) для колеса. [c.254]

Выбрав по БК для одной из зубчатых пар коэффициенты смещения, находят для второй пары х . или по формулам (2.19), (2.4), (2.22). Проверку пригодности найденных значений или х и разбивку этих значений между колесами производят по соответствующим БК. Если результаты проверки оказались неудо-ачетворитетьными, подбирают новые значения Xi и х, для первой пары и повторяют расчет. [c.217]

Винтовой толкатель конструкции НКМЗ изображен на рис. 103, б. В качестве тягового органа каретки здесь применен двухзаходный винт с трапециевидной нарезкой. Привод состоит из двигателя Ы = 33 кет, п = 1000 об мин), двух пар цилиндрических зубчатых передач и винтовой пары с вращающимся винтом винт защищен телескопическим кожухом. Механизм оборудован ленточным тормозом и конечным выключателем. Механизм выдвижения захвата пневматический, аналогичный механизму ранее рассмотренной конструкции. Характеристика толкателя следующая усилие толкания составляет 100 Мн (10 Т), рабочий ход 3970 мм, скорость движения каретки 6 м мин. Сравнивая оба типа толкателя, можно отметить, что реечный механизм обладает большим коэффициентом полезного действия, требует меньшей установочной мощности двигателя, срок службы его рабочего органа (рейки) больше по сравнению с винтом. Винтовой толкатель лучше обеспечивает фиксированную остановку состава с изложницами. [c.217]

Коэффициент а, y штьшaющий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (ZR = 1 —Ю,9). Большие [c.13]

Различают изгибную и крутильную я есткость. При чрезмерном прогибе вала f (рис. 3.10) происходит пезекос зубчатых колес и возникает концентрация нагрузки по длиье зуба. При значительных углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в подшипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты запаса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые всегда проверяют на изгибную жесткост . для обеспечения правильности зацепления червячной пары. [c.58]

Задача 244-45. Станок приводигся в движение ременной передачей от шкива, который получает вращение через редуктор Р от электродвигателя М (рис. 270), мощность которого 1,5 л. с. при частоте вращения ротора 3000 мин Т Коэффициент полезного действия каждой зубчатой пары 0,9, а ременной передачи [c.320]

Коэффициенты Кнр и Кр учитывают неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца. Они зависят от деформации валов и самих зубьев колес. Различают начальное значение коэффициента Кр до приработки зубьев и значение Кр< Кр после приработки. Зубчатые колеса считают прирабатывающимися, если твердость рабочих поверхностей зубьев хотя бы одного из зубчатых колес пары Я НВЗбО и окружная скорость колес иС <15 м/с. В этом случае неравномерность нагрузки постепенно уменьшается вследствие повышенного местного износа (приработки) и при постоянном режиме нагрузки может быть полностью устранена, т. е. происходит полная приработка зубьев. Поэтому для прирабатывающихся цилиндрических прямозубых и косозубых, а также для прямозубых конических колес при постоянном режиме нагрузки Янз=Яур = 1- [c.355]

Для удовлетворительной работы пары зубчатых колес необходимо соблюсти условие, в соответствии с которым должна быть осуществлена передача вращения от одной пары зубьев к другой. С тео-терической точки зрения достаточно, чтобы в момент окончания зацепления одной пары зубьев другая пара вступала в зацепление. Для соблюдения этого условия должно иметь место равенство дуги зацепления и шага, измеренных по одной и той же окружности. Однако для надежности зубья располагают на колесе так, чтобы дуга зацепления была больше шага, т. е. зацепление должно происходить с перекрытием. Отношение дуги зацепления з к шагу /, измеренных по одной и той же окружности, называется коэффициентом перекрытия и обозначается е [c.32]

Пусть, например, кинематическая цепь состоит из п последовательно соединенных пар зубчатых колес с упругими валами. Обозначим через С коэффициент жесткости звена i и через Сп — приведенный коэффициент жесткости. Если вращающие моменты Mi для звена i и М ля звена прнведения выражают только моменты упругих сил Мг = сАфг Mn = A pn, где Аср,- — угол закручивания звена i Афп — угол закручивания звена приведения, то условие равенства потенциальной энергии до и после приведения имеет вид [c.111]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...