Угол вала наклона зубьев цилиндрических

Остальные параметры колес винтовой передачи определяют по формулам для косозубых цилиндрических колес, расположенных на параллельных валах (см, 7 гл. 18), с той лишь разницей,что каждое колесо имеет свой угол наклона зубьев, а следовательно, и свой окружной модуль. [c.312]

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями, называется шевронным (см. рис. 7.1,в). Часть венца с зубьями одинакового направления называется полушевроном. Из технологических соображений шевронные колеса изготовляют двух типов (рис. 7.11) с дорожкой посредине колеса (й) и без дорожки (б). В шевронном колесе осевые силы F на полушевронах, направленные в противоположные стороны, взаимно уравновешиваются внутри колеса и на валы и опоры валов не передаются. Поэтому у шевронных колес угол наклона зубьев принимают в пределах р = 25...40°, в результате чего повышается прочность зубьев, плавность работы передачи и ее нагрузочная способность. Поэтому шевронные колеса применяют в мощных быстроходных закрытых передачах. Недостатком шевронных колес является высокая трудоемкость и себестоимость изготовления. [c.120]

Пример 2, Определить (приближенно) мощность A/j л с. на входном валу, которую может передать полуоткрытая одноступенчатая косозубая цилиндрическая передача, если известны следующие данные торцовый модуль (нестандартный) т, = 10 4 мм длина зуба 6 = 90 мм коэффициент перекрытия кг = , Ъ число зубьев колеса = 75 передаточное число i = 5 число оборотов ведущего колеса (шестерни) j=720 об мин угол наклона зубьев р=15° угол зацепления а — 20° материал шестерни и колеса — сталь с допускаемым напряжением на изгиб [а] з= 1 500 кГ/см коэффициент нагрузки коэффициент формы зуба рассчитать по фор- [c.297]

На рис. 169 показан обЩий вид одноступенчатого горизонтального редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами для передачи крутящего момента между двумя параллельными валами. Основная характеристика данного редуктора передаточное число =6,1, передаваемая мощность ЛГ1 = 8,бЗ кВт число оборотов шестерни 1 = 730 об/мин зубчатая передача 2ц, ==18 2 = 110 т =3мм, угол наклона зуба р = 10°05 высота центров валов 220 мм межосевое расстояние 200 мм. [c.278]

Пример 3. Рассчитать выходной вал цилиндрического косозубого двухступенчатого редуктора, соединенного с валом производственной машины (рис. 11.11). Передаваемая мощность Ра = 6 кВт частота вращения 2 = 120 мин делительный диаметр зубчатого колеса 2 = 350 мм угол наклона зуба Р = 12° нормальный модуль колеса т = 3 мм материал вала сталь 50 с Ов = 608 МПа а , = 261 МПа. [c.199]

Пример 13.1. Рассчитать ведущий вал цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора (рис. 13.21, а) по следующим данным передаваемая мощность N = 10 Вт угловая скорость ni=955 об/мин ( i = 100 рад/с) материал вала — сталь 45 нормализованная 0пч==61О Н/мм и Стт = 360 Н/мм диаметр делительной окружности шестерни rfj = 110 мм длина ступицы шестерни Tj = 80 мм угол наклона зубьев р = 10° на вал действует неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой, 0,3 Рщ (рис. 13.21, в). [c.385]

Конические зубчатые колеса применяют в передачах, оси валов которых пересекаются гюд некоторым межосевым углом 1. Обычно 1 = 90. Конические колеса (см. рис. 9.1) бывают с прямыми ( ) и круговыми [е) зубьями. Ось кругового зуба — это дуга окружности соответствующего диаметра резцовой головки (рис. 9.28). Нарезание зубьев резцовой головкой обеспечивает высокую производительность и низкую стоимость колес. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный принимают угол на окружности среднего диаметра колеса, обычно р = 35". Значение 3 выбирают исходя из обеспечения плавности зацепления. В сравнении с цилиндрическими конические передачи имеют большую массу и габариты, сложнее в изготовлении и монтаже. [c.201]

Для соединения цилиндрического п 1Ямозубого колеса с валом ъ = е/1 (рис. 4.8, а) для соединения ко юзубого колеса с валом (рис. 4.8,6) е = е// (0,5d tgp osaw)//, где р — угол наклона зубьев косозубого колеса (знак плюс принимается при действии Б одном направлении моментов от радиальной / рад и осевой Foo сил на зубчатом колесе относительно оси i ала, лежащей на середине длины ступицы, знак минус — в проти вном случае). [c.76]

Как мы видели, в цилиндрических косозубых передачах и в конических передачах даже при прямых зубьях в зацеплении возникает осевая составляющая Ра силы давления. Чтобы избежать чрезмерной осевой нагрузки на подшипники, угол наклона зуба Р в косозубых цилиндрических колесах обычно выбирают не более 15" . В шевронных колесах осевые нагрузки па оба нолушевропа уравновешиваются и поэтому осевая нагрузка на подшипники в этом случае не действует. Однако при неправильной конструкции опор этого уравновешивания может и не произойти. Действительно, в шевронных передачах относительное осевое смещение зацепляющихся колес невозможно, так как этому препятствуют зубья соседнего колеса. Поэтому, чтобы избежать статической неопределимости по отношению к осевой силе, вал одного из колес передачи не должен быть закреплен в осевом направлении. Тогда колесо 2 будет удерживать колесо 1 своими зубьями, как это видно на рис. 9.22, б. В косозубых передачах (рис. 9.22, а) косые зубья не препятствуют относительному осевому смещению колес, так как при таком сме- [c.254]

Вертикальные цилиндрические трехступенчатые редукторы используются в химической промышленности для привода смесителей, фильтров, мешалок и т. п. Конструктивное исполнение редуктора показано на листе 74. Промежуточньхй и тихоходный валы имеют соосное расположение. Все передачи редуктора косозубые. Угол наклона зубьев быстроходной передачи р = 11°28 42", а у промежуточной и тихоходной передачи р = 16°15 37". Исключение составляет редуктор ЦСН-55, в котором зтол наклона зубьев промежуточной передачи р-14°41 55". [c.184]

Цилиндрические зубчатые передачи. Для определения нагрузок на валы зубчатых передач цилиндрическими прямозубыми и косо-зубыми колесами нужно знать силы, действующие в зацеплении. Их можно определить по следующим формулам (в них р — угол наклона зубьев к образующим делительного цилиндра для пряриозу-бых колес 5 = 0) ". [c.279]

Рассмотрим конструктивные особенности одноступенчатых редукторов. На рис. 160 показан общий вид одноступенчатого горизонтального редуктора с цилиндрическими косозубыми колесами для передачи крутящего момента мемеду двумя параллельными валами. Основная характеристика данного редуктора передаточное число и = Ь, передаваемая мощность Ы, = 10,0 кВт частота вращения шестерни 1 == 735 об/д1Ин зубчатая передача г, = 18 = 90 Шп = 3 мм, угол наклона зуба р = 10°65 межосевое расстояние — 160 мм. [c.211]

Вал электродвигателя Д/, параметры которого мощность P, кВт, и угловая скорость (О, рад/с, при помощи предохранительной муфты МП1 соединен с червячной передачей, имеющей модуль т, мм, чясло заходов Zi, коэффициент диаметра q червяка и число зубьев колеса га- Глухая (фланцевая) муфта МФ1 Связывает вал червячного колеса с валом шестерни первой цилийдричеекой косо-вубой передачи ПЩ с параметрами модуль нормальный Шп, м , угол наклона еубьев Р, град, число зубьев шестерни и колеса и г . С помощью кулачковой муфты МК1 вал колеса этой ступени соединен с валом шестерни второй цилиндрической прямозубой передачи ПЦ2, имеющей параметры т, Zj и Z2- Далее движение передается зубчатыми колесами цилиндрической передачи ПЦ4. С колесом этой ступени соединена шестерня реечной передачи ПР1, предназначенная для перемещения стола. [c.88]

Пример 2, Подобрать подшипники качения для быстроходного вала в одноступенчатом цилиндрическом редукторе. Вал соединяется с электродвигателем 4А1608УЗ упругой втулочно-пальцевой муфтой (муфта 500-42-45-1-УЗ - ГОСТ 21424-75). Передаваемый вращающий момент Т = 87,4 Н м. Диаметр делительной окружности шестерни /1= 55,42 мм, угол наклона зубьев Р = 13°Г, / = 124 мм, 1 = 100 мм, [c.27]

Нижняя поверхность фаски клапана на высоте до 1,5 мм имеет угол наклона 45°, совпадающий с углом наклона фаски седла. Верхняя часть фаски имеет угол наклона 43° 15 и при посадке клапана на седло с ним не соприкасается. Но мере отработки ресурса двигателя поверхность прилегания фаски клапана к седлу непрерывно увеличивается в результате износа седла и главным образом вследствие вытяжки головки н стержня клапана под нагрузкой. К исходу межремонтного срока клапан обычно прилегает к седлу всей поверхностью фаски. В дальнейшем нижняя кромка фаски клапана начинает отставать от седла, между ними образуется щель, и фаска, подвергаясь более интенсивному действию горячих газов, сравнительно быстро разрушается в результате перегрева и прогара вследствие ухудшения теплоотдачи в седло. Таким образом, дифференщ1альная фаска ускоряет приработку и обеспечивает герметичность посадки клапана и межремонтный ресурс. Повышение износостойкости деталей зависит не только от общей жесткости конструкции, но и от местной. Нагрузочная способность цилиндрических и конических колес тем выше, чем равномернее распределена нагрузка по длине зуба. Причинами неравномерности, кроме неточностей изготовления деталей передачи и сборки их, являются изгиб и кручение валов, деформация опор и корпусов. Изгиб валов вызывает перекос осей колес, вследствие чего возникает концентрация нагрузки у одного из краев зуба. [c.182]

Пример 3.20. Проверить прочность цилиндрической косозубой закрытой передачи, имеющей следующие параметры передаваемая мощность Л = 16 кВт, угловая скорость ведущего вала со=100 рад/с, числа зубьев 2 =35 22=112, угол наклона линии зуба р=16°30, модуль нормальный т =3 мм, ширина колес =70 мм. Материал колеса—сталь Ст5, а 1=240 Н/мм , твердость НВ160. Материал шестерни—сталь 50 нормализованная, о 1=260 Н/мм , твердость НВ190. Передача работает со значительными колебаниями нагрузки. [c.309]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...