Зубчатые зацепления — Пример расчет

Применение уточненных методов расчета позволяет повысить надежность редукторов при одновременном снижении их веса и стоимости. Однако уточнение расчета непосредственно зубчатых зацеплений в ряде случаев не может дать существенного эффекта. Дело в том, что исходные данные для уточненного расчета — величина и характер изменения во времени нагрузки на передачах— зачастую бывают определены весьма приближенно. Характерным примером в этом отношении могут служить редукторы горных машин. [c.235]

Хороший эффект дает применение машинной графики для графического моделирования элементов зубчатых зацеплений, требующих зачастую сложных расчетов и точных графических построений. Примером может служить изображение боковой поверхности зуба конической передачи с круговыми зубьями [11]. [c.214]

Основные формулы и последовательность определения параметров и коэффициентов, входящих в выражения (4.4)—(4.6), приведены в табл. 4.11—4.18 и подробно рассмотрены ниже при выполнении примера расчета. На рис. 4,2 схематично изображены основные типы зубчатых зацеплений, применяемых в агрегатах трансмиссии автомобилей. В зависимости от типа зацепления по табл. 4.14 определяются коэффициенты неравномерности распределения нагрузки. [c.141]

Расчет бокового зазора в зацеплении нерегулируемой цилиндрической зубчатой передачи (к примеру 1) [c.459]

Рассмотрим методику и пример расчета вынуждающих сил, обусловленных дефектами зубчатого зацепления. Исходные данные для расчета приведены на стр. 672. [c.679]

ПОРЯДОК и ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ГЕОМЕТРИИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ [c.378]

Ф = 0. Пример графика изображен на рис. 8.6 пример расчета см. гл. 12, пример 2. Анализ графика на рис. 8.6 позволяет отметить, что в волновом зубчатом соединении нет опасности интерференции вершин зубьев при входе в зацепление и на переходных кривых профиля. [c.153]

Пример расчета наладки. Нарезать прямозубое колесо со следующими данными число зубьев г = 82 модуль т = 4 мм угол зацепления а — 20° толщина зубчатого венца й = 40 мм материал колеса — сталь 45 степень точности — 7-я (по Г(ХТу 1643—56). [c.184]

В случае передаточного отношения, отличающегося от единицы, отклонения также не превышали 10%- Эти примеры показывают, что перемещения шпинделя можно определять расчетным путем. При автоматическом конструировании зубчатых колес одновременно с расчетом параметров зубчатого зацепления можно определить необходимые для притирки перемещения шпинделя. [c.125]

Ввиду большого влияния на к. п. д. быстроходных коробок скоростей потерь в зубчатых зацеплениях и фрикционных муфтах, коробки этого рода следует конструировать с таким расчетом, чтобы в зацеплении находились по возможности только работающие шестерни, т. е. с включением передач посредством передвижных зубчатых колес или блоков, и чтобы высокие числа оборотов шпинделя получались через наименьшее количество зубчатых передач. Пример такого решения показан на фиг. 278, представляющей развертку шпиндельной бабки быстроходного токарно-винторезного станка модели 1620 с числами оборотов шпинделя до 3000 в минуту. [c.290]

Размеры 648 — Примеры расчета 712—718, 725, 726 — Расчет зубьев на изгиб 66Э, 707 —Расчет зубьев по контактные напряжениям 668 — Усилия в зацеплении 668 Зубчатые (шлицевые) соединения 342—362 -Диаметры нецентрирующие — Допуски 359 [c.958]

Пример 1. Спроектировать трехзвенную зубчатую передачу с внешним зацеплением зубьев (колеса — прямозубые), у которой модуль т= 1,0 мм, передаточное отношение = 1,5, число зубьев на колесе 1 равно г, = 14. Условия примера соответствуют первому случаю расчета, рассмотренному ранее. [c.205]

Необходимо не просто сказать, что мы учимся определять перемещения для того, чтобы иметь возможность рассчитывать балки на жесткость, а убедительно показать, почему эти расчеты необходимы. Надо считаться с тем, что на этой стадии обучения технический кругозор учащихся еще очень ограничен, поэтому примеры, на которых иллюстрируется необходимость расчетов на жесткость, должны быть достаточно ясны и убедительны. Нужен не столько рассказ, сколько показ. По-видимому, показать необходимость расчетов на жесткость следует с помощью плакатов, на которых утрированно показано, скажем, нарущение правильности зацепления зубчатых колес в результате больших прогибов валов или возникновение кромочных нагрузок в подшипнике скольжения. [c.136]

Во многих задачах, решаемых на АВМ, необходимо реализовывать переменные коэффициенты, законы изменения которых описываются, в частности, кусочно-линейными и нелинейными функциями или их комбинациями. Реализация подобных коэффициентов рассматривается на примере динамического расчета зубчатой передачи с переменной жесткостью зацепления при импульсном возбуждении колебаний. [c.36]

Пример использования метода конечного элемента для динамического расчета зубчатого колеса (число зубьев г = 20, модуль т = 6,35 мм, угол зацепления а = 20°, высота головки зуба = 6,35 мм, высота ножки зуба = 7,33 мм, толщина зуба s= 9,9 мм, радиус галтели р = 1,52 мм, ширина зуба Ь = 25,4 мм) приведен в работе [27]. [c.91]

Пример. Подобрать подшипники качения для опор тихоходного вала косозубой цилиндрической передачи (см. примеры 4.1 и 11,1). Расчетная схема вала приведена на рис. 11.8. Данные для расчета опорные реакции = R y = 2510 Н R = 9470 Н R = 3750,7 Н осевая сила в зацеплении Fx = 715 Н частота вращения валй — 80 м,ин нагрузка постоянная, кратковременные перегрузки достигают 200 % от номинальных диаметр вала под подшипник 45 мм желаемый ресурс подшипника Lfi = 18-l(P4, что составляет половину срока службы стандартного зубчатого редуктора (36-10 ч) согласно ГОСТ 16162—78. [c.320]

Пример 76. Из расчета получено, что шаг зубчатого колеса, имеющего 2=60 зубьев, должен быть около 15 мм, но не меньше. Вычислить основные геометрические элементы зацепления. [c.237]

Примечание. В проверочном расчете необходимо определять с учетом деформаций валов, опор и тел зубчатых колес. В данном случае такой расчет не приводится, так как настоящая таблица служит примером определения параметров, относящихся непосредственно к зацеплению и не отражающих влияния остальных элементов передачи. Поэтому величина оставлена такой же, как и в проектировочном расчете, но при этом предполагается, что элементы передачи имеют жесткость, достаточную для обеспечения принятой величины [c.118]

На рис. 8.3, а в качестве примера приведен БК для зубчатой пары внутреннего зацепления, оба колеса которой нарезаны одним и тем же долбяком. Контур состоит из двух зон. Для точек зоны А и А расчет надо вести по системе, ограничивающей ( а интерференцией, для точек зоны В и В — по системе, ограничивающей ( срезанием вершин, В качестве граничных линий выбраны изолинии е = 2,0, изолинии [c.215]

Оценивая распределение зазоров в нагруженной передаче, (см. рис. 4.18), можно отметить, что оно стало более благоприятным по сравнению с ненагруженной передачей. В зоне большой оси генератора в пределах от + 13 до— 27° зазоры выравнялись. С учетом упомянутого выше относительного поворота колес в этой зоне все зубья находятся в зацеплении. Характер зацепления близок к зубчатому соединению. Скольжение или относительное движение зубьев сведено к минимуму. В этой зоне благоприятного зацепления находится примерно /4 зубьев, или для нашего примера около 50 пар зубьев. Можно полагать, что такого количества зубьев достаточно для передачи нагрузки. Зона зацепления по графику рис. 4.18 хорошо согласуется с экспериментальным графиком нагрузки на зубья — рис. 4.12. Как уже отмечено, при расчете зазоров в зацеплении не учитывалась податливость зубьев, так как ее влияние на уменьшение начальных зазоров мало по сравнению с другими факторами. Податливость зубьев, по-видимому, имеет существенное влияние на распределение нагрузки по зубьям, после того как начальные зазоры между ними выбраны. [c.63]

Расчеты прочности и геометрии зацепления зубчатых и червячных передач иллюстрированы рядом примеров. [c.2]

Пример. Произвести геометрический расчет зацепления конических зубчатых колес (см. 4.11). В результате расчета на прочность получены следующие параметры конической передачи < ,2 = 180 мм z, = 17 Zj = 54 н = = 3,17647 A = 94,356 мм Ь = 28 мм = 35° x j=0,31 8, = 17°28 30 bl =72°31 30". [c.136]

Основной геометрический параметр передачи — диаметр гибкого колеса, от которого зависят и другие размеры передачи. Методика определения его изложена на примере проектного расчета силовой двухволновой зубчатой передачи длительного срока службы (г 12 10 ч) при постоянной нагрузке, угле профиля зуба я = 20°, для диапазона передаточных отношений / = 80 315, при ведущем генераторе и ведомом гибком колесе. При этом используют условный расчет колеса на кручение при действии номинального расчетного момента Гр, Н-м и равномерно распределенных по зубьям зацепления касательных сил в двух диаметрально противоположных зонах. [c.186]

Активные поверхности зубьев в зацеп.чении b-g находятся в значительно более легких условиях, чем в зацеплении а- [см. зависимость (7.10)]. В связи с этим, как было отмечено выше, механические характеристики колеса Ь могут быть назначены более низкими, чем у зубчатых колес а и й - Из проверочного расчета по формуле (4) из табл. 6.1 для зацепления - определяется значение кд, по которому с использованием формул из табл. 6.2 вычисляется величина Затем из формулы (6.28) находят Рнг и подбирают по табл. 6.6 механические характеристики и вид термообработки колеса Ь (см. пример на стр. 134). [c.117]

Зубчатые колеса цилиндрические косозубые— Зацепления — Дополнительные элементы — Определение 401 — Зубья — Незаострение — Проверка уточненная 394 — Коэффициент перекрытия — Уточненное определение 395 — Формулы и примеры расчета Зй4, 385, 386, 390 - с высотной коррекцией (внутреннее зацепление)—Табличный расчет 397 [c.829]

Зубчатые колеса цилиндрические прямозубые — Зацепления — Дополнительные элементы — Определение 39У — Зуоья — Незаострение — Проверка уточненная 394 — Коэффициент перекрытия — Уточненное опредыение 394 — Формулы и примеры расчета 380 Зй1, 383 [c.829]

Зубчатые колеса цилиндрические косозубые— Зацепления — Дополнительные элементы — Определение 4 — 401 — Зубья — Незаострение — Проверка уточненная 4 — 394 — Коэффициент перекрытия — Уточненное определение 4 — 395 — Формулы и примеры расчета 4 — 384—386, 390 - с высотной коррекцией — Табличный расчет 4 — 397 Зубчатые колеса цилиндрические прямозубые — Зацепления — Дополнительные элементы — Определение 4 — 399 — Зубья — Незаострение — Проверка уточненная 4 — 394 — Коэффициент перекрытия — Уточненное определение 4 — 394 — Формулы и примеры расчета 4 — 380, 381, 383 --с высотной коррекцией — Табличный расчет 4 — 396 Зубчатые колеса червячные — Контроль технический 5—532 [c.423]

Способы натяжения рем ней. Выше показано, что значение натяжения fo ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность II к. п. д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трепня (с малым запасом F ). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из-возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к. п. д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение f(// onst. Пример такой передачи показан на рис. 12.12. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив / установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2Г ремпя равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (передача может работать при больишх скоростях). Недостатки передачи сложность конструкции и потеря свойств само-предохранения от перегрузки. [c.231]

Пример 33.1. Выполнить проверочный расчет вала зубчатого колеса редуктора (см. рис. 248). Усилия в зацеплении 2 = 4200 Н P,j = 1550 Н = 760 Н. Материал вала - сталь 45 нормализованная, j = 650 МПа, От = 320 МПа. На выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта (муфта МУВП-1-40 МН 2096-64). [c.318]

Приведена методика воспроизведения на АВМ переменных коэффициентов, изменяющихся по кусочно-линейным и нелинейным законам. Реализация подобных коэффициентов рассмотрена на примере динамического расчета зубчатой передачи с переменной жесткостью зацепления при импульсном возбуждении колебаний. Иллюстраций 6. Библ. 3 назв. [c.219]

В соответствии с программой Минвуза СССР объекто.м курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное Наиболее. распространенными объектами в курсовом. проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи с гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. Весьма существенным является и то, что в механическом приводе с упомянутыми передачами наиболее полно представлены основные детали, кинематические пары и соединения, изучаемые в курсе Детали машин . Возьмем для примера редуктор с передачами зацеплением. Здесь имеем зубчатые (червячные) колеса, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора находят практические приложения такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости поверхности и т. д. [c.3]

В качестве примера рассмотрим тихоходную зубчатую передачу пресса К460 (см. рис. 24.7). Для расчета допускаемой силы на ползуне по прочности зубчатой передачи будем использовать модель, приведенную на рис. 24.8, которая содержит элемент 7Р (модель зубчатого эвольвентного внешнего зацепления 2АСРСК). [c.519]

Пример. Определить диаметр вeдf мoг > вала (о=100 мм) зубчатой передачи (см. рис. Р 2(), а), есл us силового расчета известно, что при вращающем моменте на ве домом Ba.iv Тз = ЙМ Н-л сила в зацеплении / , = 5600 Н. Допускаемое напряжение для ма-ле1>иала ала [о,,) =50 МПа. [c.88]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...