Колеса Силы в зацеплении

При определении нагрузки на генератор рассмотрим некоторое фиксированное состояние гибкого колеса в нагруженной передаче. Силы в зацеплении, приложенные к гибкому колесу со стороны жесткого колеса, описываются уравнениями (7.3) и графиком рис. 2.7. Под действием сил в зацеплении и реакций других элементов передачи гибкое колесо приняло некоторую форму, (см. 4.4, рис. 4.12). Путем приложения к гибкому колесу сил в зацеплении мы освободили его от связей с жестким колесом. Остались связи с генератором и выходным валом. Определим реакции этих связей, имея в виду, что упомянутая форма гибкого колеса остается неизменной. Радиальная нагрузка в зацеплении (см. рис. 2.7) уравновешивается равной и противоположно направленной реакцией генератора. Момент окружной нагрузки <7, уравновешивается моментом Та на выходном валу. Однако вследствие того, что нагрузка распределена неравномерно по окружности гибкого колеса, она стремится изменить его форму. Этому препятствуют реакции генератора, которые определим, используя уравнение (2.8). В соответствии с этим уравнением действие окружной нагрузки эквивалентно действию некоторой радиальной нагрузки при условии, что [c.117]

Силы в зацеплении (рис. 2.7). Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке. [c.28]

Силы в зацеплении. Средний диаметр колеса [c.53]

Выясняют пригодность размеров заготовок колес и вычисляют силы в зацеплении (2.25). [c.151]

Силы в зацеплении (рис. 2.11) окружная сила на среднем диаметре колеса Р, =2Т2/с1,п2, где ,2 = 0,857 .г [c.19]

На рис. 8.13 изображено взаимное расположение зубчатых колес при деформированных валах в случаях симметричного (рис. 8.13, а), несимметричного (рис. 8.13, б) и консольного (рис. 8.13, в) расположения колес относительно опор. Валы прогибаются в противоположные стороны под действием сил в зацеплении. [c.109]

В соответствии с формулой (8.24) /2 растет с увеличением Р, что выгодно. Однако во избежание больших осевых сил в зацеплении (см. ниже) рекомендуют принимать р=8...20°. Для шевронных колес допускают 3 до 30° и даже до 40°. [c.126]

Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П (рис. 3.99). Сила нормального давления зуба шестерни на зуб колеса направлена по линии зацепления эквивалентного прямозубого колеса и составляет угол а , с касательной к эллипсу. Ее раскладывают на три составляющие окружную Е<, радиальную Рг и осевую силы, при этом [c.347]

Силы в зацеплении (рис. 3.108) определяют по размерам в среднем сечении зуба шестерни плоскостью пп, перпендикулярной образующей делительного конуса. Сила нормального давления Fn направлена по линии зацепления эквивалентных колес, т. е. под углом ttu, к образующей делительного конуса. Эту силу раскладывают на три составляющие — окружную Ft, радиальную Ff и осевую F силы, которые на шестерне равны [c.362]

Р Сила в зацеплении зубчатых колес Н [c.7]

Водило 1, вращаясь в горизонтальной плоскости, сообщает угловое ускорение е = = 400 рад/с зубчатому колесу 2, которое можно считать однородным цилиндром радиуса г = 0,1 м, массой 1 кг. Определить модуль силы в зацеплении, действующей по линии зацепления Z,. (21,3) [c.294]

На двухопорный вал насажены цилиндрическое зубчатое колесо А весом 0,4 кН и коническое зубчатое колесо В весом 2 кН. Давление на верхний зубец от другого конического колеса, находящегося в зацеплении, может быть представлено в виде трех составляющих сил Р = 10 кН — окружное усилие, направленное по касательной, R=5 кН — радиальное усилие, S = 4 кН — осевое усилие (параллельно оси вала). Найти диаметр вала из условия прочности по энергетической теории прочности, если а = 180 МПа. Принять, что давление Р, на зубец колеса А приложено в наивысшей точке и направлено горизонтально. [c.214]

Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П (рис. 9.20). Сила F , действующая на зуб косозубого колеса, направлена по нормали к профилю зуба, т. е. по линии зацепления эквивалентного прямозубого колеса и составляет угол с касательной к эллипсу. Разложим эту силу на две составляющие [c.175]

Силы в зацеплении по формулам (9.57)...(9.59) окружная на колесе и шестерне [c.213]

Силы в зацеплении окружная сила на колесе и шестерне [c.176]

При работе зубчатых передач возникают силы, знание которых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, а также валов и их опор. Силы определяют при максимальном статическом нагружении внешними нагрузками, без учета динамических нагрузок, вызванных ошибками изготовления и деформацией деталей. Эти факторы учитывают соответствующими коэффициентами при определении расчетной нагрузки на передачу. Силами трения также пренебрегают вследствие их малого влияния. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления Я (см. рис. 11.10) в предположении, что вся нагрузка передается одной парой зубьев. [c.245]

С учетом потерь на трение =20,62 Н м, 7J, =79,38 Н м. Здесь знаки моментов на колесах а и Ь одинаковые, а на ведомом — противоположные. Знаки моментов используют при определении направления сил в зацеплениях. [c.301]

Вычисление момента трения в подшипниках 7] показано в 11.14. При проектном расчете можно принимать = 0,005... 0,01 (большие значения для схемы 3 в табл. 11.8). Силы в зацеплении. Особенности определения сил в зацеплении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами (рис. 11.31). В передаче с тремя сателлитами момент 7 на центральном колесе уравновешивается силами в зацеплениях сателлитов [c.302]

Рис. 1134. Силы в зацеплениях сателлитов и метод их выравнивания а — силы в зацеплениях б — многоугольник сил для центральных колес в — шарнирная подвеска центральных колес

Рассмотрим работу передачи в режиме мультипликатора (ускорителя), когда остановлено дно гибкого колеса. При вращении жесткого колеса против часовой стрелки действует система сил в зацеплении, показанная на рис. 11.33. [c.309]

Если зубчатое колесо для снижения уровня динамических сил в зацеплении и демпфирования колебаний выполнено составным (рис. 4) и между ободом и ступицей колеса установлен упругий элемент, то колебания обода по высшим формам (п 2) также можно изучать изолированно от всей системы. Объясняется это тем, что колебания обода колеса по высшим формам (л 2) не приводят к возникновению неуравновешенных динамических сил, передающихся на ступицу колеса, поэтому такие колебания происходят автономно и не распространяются по сопряженным элементам редуктора. [c.94]

Положительные осевые силы направлены от вершиньл делительного конуса, положительные радиальные силы направлены к оси делительного конуса. Отрицательные величины, полученные в результате подсчета по формулам, означают, что осевые силы направлены к вершине делительного конуса, а радиальные - от оси делительного конуса (от оси вращения). Обозначения сил и крутящих моментов с индексом один штрих относятся к ведущему зубчатому колесу, а с индексом два ш- иха к ведомому зубчатому колесу. Силы в зацеплении определяют без учета сил трения. [c.76]

Рассмотрим дифференциал с коническими колесами. На рис. 7.33 показан конический дифференциал, применяемый в автомобилях. При повороте ведущих колес автомобиля (рис. 7.34) колесо /, катящееся по внешней кривой а — а, должно пройти больший путь, чем колесо 2, катящееся по внутренней кривой Р — р. Следовательно, скорость колеса / оказывается больше, чем колеса 2. Чтобы воспроизвести это движение колес с различными угловыми скоростями, и применяется дифференциал с коническими колесами. Коническое зубчатое колесо I (рис. 7.33) получает вращение от двигателя. Это зубчатое колесо входит в зацепление с коническим зубчатым колесом 2, вращающимся свободно на полуоси А. С колесом 2 скреплена коробка Н, служащая водилом. В коробке Н свободно на своих осях вращаются два одинаковых сателлита 3. Сателлиты 3 находятся в зацеплении с двумя одинаковыми зубчатыми колесами 4 w 5, скрепленными с полуосями А и В. Если колеса автомобиля движутся по прямым, то можно считать, что моменты сил сопротивления на полуосях А и В равны, и, следовательно, сателлиты 3 находятся относительно их собственных осей вращения в равновесии, и они не поворачиваются вокруг своих осей. Тогда коробка Н вместе с сателлитами 3 и полуоси А и В вращаются как одно целое в одну и ту же сторону с одипакогюй угловой скоростью. Как только колеса автомобиля начнут двигаться по кривым различных радиусов и (рис. 7.34), сателлиты 3 начнут поворачиваться вокруг своих осей, и песь механизм будет работать как дифференциальный мехзкпзлг. [c.162]

Силы в зацеплении (рис. 2.5). Окружная сила на среднем диамезре колеса [c.23]

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызьшает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стьжа, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. [c.81]

Ширину Ьь зубчатого венца у жесткого колеса вьшолняют на 2...4 мм больше, чем у гибкого. Это позволяет снизить требования к точности расположения колес в осевом направлении. Толщину жесткого колеса принимают равной 5" 0,085 / с последующей проверкой выполнения условия максимальное радиальное перемещение под нагрузкой от сил в зацеплении не должно превьпиать (0,05...0,02)А , где —глубина захода зубьев. Для эвольвентных зубьев с узкой впадиной А (1,3...1,6)т, для зубьев с щирокой впадиной А т. [c.239]

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]

Цилиндрическая передача. На рис. 3.1, радиальная и осевая силы на шестернях i зацеплений. На колесах силы в зацепл в обратную сторону и соответственно и Fai = f a2-. [c.47]

Расчет II вала. Определяем силы в коническом зацеплении по уравнениям, приведенным в 6.7.4 ч. 1. Направление осевых и радиальных сил в зацеплении зависит от направлений линии зуба и вращения колес. Эти направления нужно выбирать такими, чтобы осевая сила Fa была направлена в TOpoi у базового торца колеса, что возможно при одинаковых направлениях линии зуба и вращении колес. [c.311]

Венец зубчатого колеса имеет массу т = = 30 кг, радиус инерции р = 0,25 м, радиус делительной окружности R =0,3 м, радиус г = О,] 5 м. Определить усилие F одной пружины, если угловое ускорение венца е = = 40 рад/с , а сила в зацеплении Р = 800 Н. Пружины оданаковы. (251) [c.290]

Расчетная удельная нагрузка. Наибольшие нормальные силы действуют на зубья колес, когда в зацеплении находится одна пара зубьев, при этом зона их контакта расположена около полюса зацепления. Поэтому усталостное разрушение зубьев (осповидный износ) происходит в средней части боковой поверхности зуба. Неточности изготовления и сборки передачи, упругие деформации валов и колес, толчки и удары, происходящие в момент входа зубьев в зацепление, учитывают путем введения в расчетные формулы коэффициента концентрации нагрузни Хк и коэффициента динамичности нагрузки [c.175]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

Расчет па прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам для расчета простых передач. Расчет выполняют для внешнего зацепления — колеса / и 2 (см. рис. 9.43, а) и внутреннего — колеса 2 и 3. При одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только вненшее зацепление, так как модули и силы в зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего. [c.226]

Пример 22.2. По данным примера 22.1 проверить тихоходный вал редуктора на сопротивление усталости (см. рис. 6.2 и 22.8, а). Делительный диаметр зубчатого колеса < 2= 143,39 мм силы в зацеплении колеса окружная / = 2640 Н, радиальная = 980 Н, осевая Ра = Ь70 Н. Сила давления цепной передачи на вал = 2713 Н и направлена под углом 0 = = 38° к горизонту. Нагрузка на вал нереверсивная. Работа спокойная. Зубчатое колесо вращается по ходу часовой стрелки, если смотреть на него со стороны звездочки. Материал вала сталь 45, для которой по табл. 8.4 сГв = 890 Н/мм ат = 650 Н/мм а 1 = 380 Н/мм т 1=О,580 1 = = (0,58-380) Н/мм = 220,4 Н/мм1, [c.301]

Вращение водила приводит к обкатыванию сателлитов 2 по центральному колесу 1. При повороте сателлитов линия действия сил инерции смещается относительно полюса зацепления пары колес 2 и 1. Это приводит к возникновению переменных по величине и направлению сил в зацеплении и моментов сил на звеньях 1 w 2 при наличии моментов сопротивления. Колеса 2 и 1 косозубые. Поэтому осевая составляющая силы приводит к колебаниям сателлита 2 вместе с за феплен-ным на валу 4 шлифовальным кругом 3. Шлифовальный круг ударяется об обрабатыва-емую поверхность, вращаясь, снимает частицы материала и движется вверх. Затем цикл повторяется. Поскольку сателтшт поджат пружинами 7 и 5, то обеспечивается плавный характер осевых движений. [c.571]

Независимо от конструкции генератора волн гибкое колесо при его нагружении изменяет свою начальную -форму (сх. е) Это происходит из-за наличия зазоров и упругости элементов, взаимодействующих с гибким ко- лесом. Если свободно расположенное гибкое колесо нагрузить с одного торца моментом Гу а с другого торца — силами fji (силами в зацеплении зубча-.тых колес), то при закручивании оно на переднем торце будет выпучиваться в сторону действия сил (на сх. е показано пунктиром). -Такое изменение формы колеса 7 ограничено с внешней стороны жестким колесом 2, а с внутренней стороны — генератором волн Н. Гибкое колесо стремится при этом принять форму жесткого колеса на участке t i и форму генератора волн на участке фл (сх. ж). С увеличением момента, закручивающего гибкое колесо, указанные зоны увеличиваются. В соответствии с этим увеличивается число пар зубвев в зацеплении и уменьшается угол давления ан в генераторе волн (угол между вектором силы Fhi и вектором скорости v ). Благодаря многопарности зацепления (нагрузку могут передавать до 50% всех пар зубьев), нагрузочная способность волновой передачи выше, чем планетарной, представленной на сх. а. КПД волновой передачи выше, чем у передачи на сх. а, так как в зацеплении зубья почти не перемещаются при прилегании гибкого колеса к жесткому, а в генераторе волн угол а/, меньше соответствующего угла давления в передаче с жесткий звеньями. При этом потери в зацеплении намного меньше, чем потери в генератору волн, так как перемещения в зацеплении несоизмеримо малы по сравнению с перемещениями в генераторе волн при суммарном силовом, воздействии одного порядка. [c.44]

Сх. б позволяет иметь ступенчатый разгон вала сначала медленное, затем быстрое вращение. Для этой цели рукоятку 1 поворачивают сначала в одну сторону. При этом поворачивается сектор 17 и коническое колесо 18 одновременно с косозубой шестерней 2. Зубчатые секторы 19 и 15 под действием осевых составляющих сил в зацеплении раздвигаются в разные сто-)оны. Звено 19 включает тормоз 2/. Дентральное колесо 2 планетарной зубчатой передачи затормаживается, и вращение от колеса 6 передается центральному колесу 24 и далее во дилу планетарной передачи 23. От водила вращение через м. свободного хода передается валу 16. Некоторое время спустя поворачивают рукоятку I в другую сторону. Секторы 43 к 15 перемещаются навстречу друг другу. Тормоз 21 выключается. Сектор 15 через шарики 3 и диск 4, включает муфту 20. Планетарная передача посредством муфты 20 блокируется и вращается как одно целое. Частота вращения вала 16 увеличивается. Далее процесс осуществляется так же, как и в сх. а. [c.284]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...