Червячные Силы в зацеплении

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора приведены на рис. 13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) но ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении были определены выше С,,=С 2= 411 Н, 2 = 7055 Н, / , = 2568 Н. [c.241]

СКОЛЬЖЕНИЕ В ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧЕ, КПД, СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [c.233]

СКОЛЬЖЕНИЕ В ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧЕ, КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ, СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [c.233]

Направление сил / и неизвестно. Оно может быть любым по отношению к силам в зацеплении. Поэтому реакции опор от сил и f, не совпадают с направлением реакций опор от сил в зацеплении зубчатой (червячной) передачи, и и.х определяют отдельно. [c.293]

Силы В зацеплении и КПД червячных передач [c.643]

Силы в зацеплении червячной передачи. Как их определить [c.228]

Как было уже сказано, несущая способность глобоидных передач при их точном изготовлении выше, чем у передач с цилиндрическими червяками. Исходя из этого для зубчатой передачи одинаковой мощности при неизменном передаточном числе и одинаковой силовой схеме редуктора глобоидный редуктор будет иметь меньшее межосевое расстояние (расстояние между осями червячного вала и колеса), чем редуктор с цилиндрическим червяком. Равнодействующая сила, возникающая в зацеплении, обратно пропорциональна межосевому расстоянию (чем меньше межосевое расстояние, тем больше сила). Равнодействующая сила в зацеплении воспринимается подшипниками червяка и колеса. Так как межосевое расстояние у глобоидного [c.62]

Если в циклограмме имеются пиковые нагрузки, то производится проверка передачи на прочность активных поверхностей и на изгиб зубьев червячного колеса в соответствии с указаниями 5.4. При удовлетворении размеров передачи условиям прочности переходят к расчету геометрических параметров и размеров для контроля взаимного положения боковых поверхностей витков червяка. Затем вычисляется КПД по формулам (5.8) или (5.8а) и определяются силы в зацеплении червячной передачи по формулам табл. 5.5. [c.103]

Силы в зацеплении. В приработанной червячной передаче, как и в зубчатых передачах, нагрузка воспринимается не одним, а несколькими зубьями колеса. Для упрощения расчета силу взаимодействия червяка и колеса (рис. 7.7, в) принимают сосредоточенной и приложенной в полюсе зацепления П по нормали к рабочей поверхности витка. По правилу параллелепипеда F раскладывают по трем взаимно перпендикулярным направлениям на составляющие Рц, Fri, Pai- Для удобства изображения сил на рис. 7.7, а червячное зацепление разнесено. [c.204]

Рис. 6.3. Силы в зацеплении червячной пары

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЧЕРВЯЧНОЙ ПАРЫ [c.224]

Рис. 11.2. Силы в зацеплении а — конических зубчатых колес б — червячной пары

Здесь же выполняют варианты расчета открытых передач, определяют и анализируют силы в зацеплении зубчатых (червячных) передач и силы со стороны элементов открытых передач и муфты. [c.38]

На рис. 6.1...6.3 даны схемы сил в зацеплении цилиндрической, конической и червячной передач при различных направлениях наклона зубьев (витка червяка) и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают точку зацепления в средней плоскости колеса (червяка). [c.96]

Рис. 6.3. Схема сил в зацеплении червячной передачи а—направление линии витка червяка левое 6—правое

Формулы для определения сил в зацеплении червячной передачи [c.683]

СИЛЫ в зацеплении зубчатых и червячных передач нагрузки на валы ременных и цепных передач нагрузки, возникающие при установке муфт в результате неточности монтажа и других ошибок. [c.148]

Определяем силы в зацеплении (см. табл. 512) по формулам (5.19) окружная сила на червячном колесе, численно равная осевой силе [c.479]

При определении контактного давления осевую силу действующую в зацеплении, в расчет не принимаем. Как показывает анализ, после приведения сил К, и к диаметру (I соединения влияние осевой силы оказывается незначительным. Если учитывать силу то давление увеличивается для цилиндрических и червячных колес в 1,005 раза, а для конических колес с круговым зубом в 1,02 раза. [c.95]

Рис. 1.6. Силы в червячном зацеплении

Сили, действующие в зацеплении червячной переда л [c.21]

Для расчета тела червяка, вала червячного колеса и подшипников червячной передачи необходимо знать силы, действующие в зацеплении. [c.235]

Начертите схему сил в червячном зацеплении и напишите формулы дл,ч их определения, [c.488]

Силы в червячном зацеплении. К. п. д. [c.172]

Червячному зацеплению с цилиндрическим червяком свойственны малая нагрузочная способность и низкий к.п.д. Для повышения нагрузочной способности применяют вместо цилиндрического червяка тороидный. Начальной линией в тороидном червяке (см. рис. 5.3, г) является дуга начальной окружности червячного колеса. Благодаря этому происходит более полный охват колеса и увеличение зоны контакта червячной пары. При тороидной форме червяка улучшаются также условия передачи сил, так как в зацепление входит несколько витков червяка. [c.269]

Компоненты силы взаимодействия червяка и колеса. Для расчета силы, возникающей в зацеплении, предполагают, что равнодействующая давления, распределенного по длине линий контакта, приблизительно проходит через полюс зацепления. Расположим три ортогональных компонента этой равнодействующей, как показано на рис. 11.12, а. Движущий момент приложенный к червяку, уравновешивает действие момента от окружной силы червяка. Этой силе численно равно осевое усилие червячного колеса т. е. [c.300]

Кинематика червячной передачи, КПД и силы, действующие в зацеплении Передаточное отношение. [c.307]

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]

Для радиальных шарикоподшипников осевая нагрузка Яа равна внешней осевой нагрузке, т. е. Яа=Яа< где Ра — осевая сила в зацеплении зубчатой (червячной) [юредачи. Для радиально-упорных подшипников Яа — ЭТО результирующиб осевые нагрузки на каждый подшипник, которые определяют в зависимости от расположения подшипников с учетом осевых составляющих Яа [c.425]

Соединения с натягом широко применяют на практике для передачи вращающего момента, осевой силы, изгибающего момента. При посадках с натягом на поверхности контакта действует нормальное контактное давление р, обусловленное совместными упругими деформациями деталей, которое вызывает появление на поверхности соединения сил трения, способных воспринимать внешние осевые и окружные силы. Действующие со стороны ступицы на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение давления. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал-С гупица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение давления. Вследствие такого перераспределения на торце детали давление в соединении вал-ступица может оказаться равным нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие [c.59]

Пример 2. Подобрать посадку (рассчитать соединение с натягом) венца червячного колеса с центром колеса при следующих данных (рис. 2.4) диаметр посадочной поверхности с1 = 200 мм, длина посадочной поверхности I = 40 мм, диаметр отверстия для вала в центре колеса = 60 мм, диаметр впадин зубчатого венца 2 = 230 мм. Момент, передаваемый червячным колесом, М = = 0,42 кН м. Осевая составляющая силы в зацеплении = 2,1 кН. Материал центра колеса чугун СЧ 15, венца - бронза БрАЖ9-4. [c.38]

Пример 3. Проверить пригодность подшипника 7308 быстроходного вала червячного редуктора, работающего с легкими толчками. Угловая скорость вала (0= 150.79 1 с. Осевая сила в зацеплении F = 5200 Н. Реакции в подщипниках 995 Н. Лз = 1550 Н. Характеристика подщипников С, = 61 ООО И, =0,4, е = 0,28. У = 2,16, V=. К —1,2, К =. Требуемая долговечность подшипников /, = 5000 ч. Подцщпники установлены по схеме враспор (см, рис, 9.1,а). [c.141]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора прршедены на рис. 13 6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) по ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении F, = Fa2 = 1529 Н, Fa =Fa= 7055 Н, Fr = 2606 Н. Сила, действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременной передачи и составляет Fp = 968 Н. Силу, действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891-96 [c.314]

На рис. 8.11, в наносят направление сил в зацеплении и реакции от их действия на подшипники, что позволяет построить расчетные схемы для проверкиресурса работы подшипников и расчета валов червячной пары. Определяют габариты редуктора Lx xH. [c.307]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...