Шестерни прямозубые

Коэффициент изменения расчетной толщины зуба шестерни прямозубой передачи х, i = 0,03 + 0,008 (w— 2,5) передачи с круговыми зубьями (при (4 = 35°) Хт =0,11 + 0,01 (и— — 2,5) то же, зуба колеса Хн2=—Xti. [c.339]

Коэф(()ициенты х, и х 1 смещения для шестерни прямозубой и косозубой принимают по табл, 2.12 и 2.13. [c.28]

Коэффициент изменения расчетной толшины зуба шестерни прямозубой х = 0,03 + 0,008(ц—2,5) [c.366]

Шестерни прямозубые — Расчёт 11—69 [c.115]

Примечание. Все шестерни прямозубые, за исключением конической пары центральной передачи трактора, ,Сталинец-80 ,у которой средний угол спирали =4°22 20". [c.337]

Для шестерни прямозубой передачи [c.283]

Диаметр делительной окружности шестерни прямозубой передачи = 64 мм, число зубьев колеса = 24. Определить г , й, и А, если модуль зацепления т = 4 мм. [c.379]

Пример. Определить неравномерность распределения нагрузки в соединении шестерни с валом. Шестерня прямозубая, имеет 18 зубьев, модуль 6 мм окружное усилие на шестерне Ра, — 27 500 Н. Соединение прямобочное й — 8Х 62Х 68, длиной 62 мм. Определить неравномерность для зазоров в центрировании До = 106 мкм (посадка Я8/е8) и До = 15 мкм (посадка //7//.,7). [c.123]

Фиг. 8. График для определения числа зубьев шестерни прямозубой передачи.

Конические шестерни (прямозубые) [c.360]

Ведущая коническая вал-шестерня входит в зацепление с ведомой цилиндрической шестерней, соединенной заклепками с чашками коробки дифференциала автомобильного типа. Шестерни прямозубые. [c.93]

Осевая сила на шестерне прямозубой rex=ft g а sm Oi с круговым [c.24]

Радиальная сила на шестерне прямозубой Fri=FM а os бь с круговым зубом Fri=F yr. [c.24]

Привод шнека состоит из электродвигателя 1 мощностью 4 кВт, клиноременного вариатора 2 и редуктора 3, ведомый вал которого соединен с валом шнека 11 втулочной муфтой 12. С ведомым валом редуктора сопряжена шестерня конической зубчатой пары 4, с валом 5 сопряжена шестерня прямозубой цилиндрической пары 6, ведомое колесо которой передает вращательный момент бункеру 8. [c.57]

Модуль передачи. Коэффициент / ,.11=1, так как колеса полностью прирабатываются (И вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент Еу.. = 0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [а],. = 294 Н/мм" (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем [c.52]

Редукторы цилиндрические и цилиндро-червячные с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами. На рис. 12.1 показаны конструкции входных валов цилиндрических редукторов, выполненных по развернутой схеме. В таких редукторах шестерню располагают несимметрично относительно опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего из редуктора. Так как на входной конец вала действует консольная нагрузка, то такое расположение шестерни приводит к более равномерному нагружению опор и распределению нагрузки по длине зуба. [c.189]

Межосевое расстояние планетарной прямозубой передачи для пары колес внешнего зацепления (центральной шестерни с сателлитом) [c.221]

Геометрические параметры определяют по ГОСТ 19624—74 для прямозубых конических колес и по ГОСТ 19327—84 для колес с круговыми зубьями. При проектном расчете конической зубчатой передачи (см. гл. 2) определены основные параметры колес числа Z и Zj зубьев шестерни и колеса, внешний окружной модуль т ддя прямозубых колес и для колес с круговыми зубьями и др. Ниже приведен порядок расчета геометрических параметров конических колес со стандартным исходным контуром для прямозубых колес и для колес с круговым зубом формы I, необходимых для оформления рабочего чертежа конического колеса. Расчетные зависимости для колес с осевой формой II и III см. ГОСТ 19326—73 или 8]. [c.365]

Для прямозубых колес внешняя высота головки зуба шестерни = (1 + [c.365]

Силы в зацеплении прямозубой конической передачи. В зацеплении конической передачи действуют силы окружная Ft, радиальная Fr и осевая F . Зависимость между этими силами нетрудно установить с помощью рис. 8.30, где силы изображены приложенными к шестерне. По нормали к зубу действует сила F , которую раскладывают иа Ff и F . В свою очередь F раскладывается на F и Fr- Здесь [c.131]

Для прямозубых передач, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за расчетное принимается меньшее из двух допускаемых напряжений, определенных для материала шестерни [a ]i и колеса [c.145]

Какое номинальное напряжение изгиба возникает в опасном сечении зуба колеса цилиндрической прямозубой передачи, если напряжение изгиба в зубе шестерни r i = 9,6 Мн м i = 5 2i = 20 а = 20°, зубья некорригированы, нормальной высоты. [c.153]

Для цилиндрической прямозубой передачи Zg — 2, привода подвесного конвейера (см. рис. 9.10) определить расчетные номинальные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса и установить необходимые значения пределов прочности пх материалов. Шестерня и колесо выполнены из углеродисто стали шестерня кованая, колесо литое. Зубья шестерни н колеса должны быть равнопрочны. Дано момент на валу шестерни Л4 , = 410 н-м /и = 5 мм В = 50 мм Zi = 20 = 70 у = 1,5 К = 1,5. [c.156]

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прираба-тываемости твердость шестерни прямозубой передачи должна быть на (25...50) НВ больше твердости колеса. [c.123]

Пример. Определить перекос и общую неравномерность распределения нагрузки, а также осевую силу и координаты линии ее действия для соединения d — 8Х62Я7//7Х68Х 12Я8/е9 по ГОСТ 1139—80. Продольное сечение шестерни по рис. 4.8 имеет следующие размеры а = О, 6 = 40 мм, В = 70 мм. Шестерня прямозубая, = 31, m j = = 6 мм. Передаваемый через соединение момент подводится со стороны выступающего торца и равен М = 1200 Н-м. [c.156]

Пример. Определить нагрузочную способность соединения шестерни промежуточного вала тракторной коробки передач. Шестерня прямозубая, число зубьев гш= 31, модуль Шш — 6 мм размеры продольного сечения по рис. 4.8 а = 5 мм, 6 = 42 мм, В = 70 мм момент подводится со стороны зубчатого венца. Соединение прямобочное по ГОСТ 1139—80 d—l0X72H7lf7X78Xl2FlQle8 Д = 60 мкм материал вала — сталь 40Х с закалкой т. в. ч. материал втулки — сталь 20ХГНР цементированная, HR 56—62. Передаваемый момент на первой передаче Mi — 1370 Н м при п = 1120 об/мин на второй передаче М = 1120 Н-м при 1350 об/мин на третьей передаче Mg — = 960 Н>м при 1580 об/мин и на четвертой передаче М4 = 775 Н-м при 1960 об/мин. Перегрузка при трогании с места и переключениях передач за счет запаса фрикционных муфт р = 2,85. Время использования передач первой и четвертой — по 20 % ресурса ( i = а = = 0,2), второй и третьей — по 30 % ресурса (Oj = == 0,3). Ресурс — 6000 мото-ч. [c.244]

Первая группа — колеса твердостью < НВ 350. Применяются в слабо- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г, легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др. Термообработку — улучшение производят до нарезания зубьев. Колеса твердостью < НВ 350 хороию прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатыва-емости твердость шестерни прямозубой передачи должна быть на (25...50) НВ больше твердости колеса. Для косозубых передан твердость НВ рабочих поверхностей зубьев шестерни желательна возможно бомгшая. [c.78]

Шевронные шестерни всегда вьшолняют заодно с валом, т. с. как валы-шестерни. Прямозубые и косозубые шестернн при и > ЗД5 выгюлняют как валы-шестернн прн и 2,8 их можно выполнять насадными при наличии технико-экономической целесообразности с учетом некоторого снижения точности н надежности. [c.424]

Коэффициент изменения расчетной толщины зуба шестерни прямозубой передачи J xi = 0,03 + 0,008 (и — 2,5) [c.293]

Посадка бандажей производится в горячем состоянии, крепительные кольца не ставятся. На ось шестерня насаживается или в горячем или в холодном состоянии. Шестерня прямозубая, модуль её равен 10. Передаточное число пары шестерён 75/16. Кроме обычных (наружных) шеек, несущих буксовые подшипники, на оси ещё имеются шейки для вкладышей моторпо-осевых подшипников электродвигателя. Шестерня заключена в кожух, предохраняющий её от пыли и содержащий смазку. Рессорное подвешивание тележки двухточечное (одна самостоятельная группа рессор с каждой стороны тележки). Расположение рессорного подвешивания видно на фиг. 13 двойные цилиндрические пружины поддерживают концевые части рамы тележки, пружины подвешены к крайним концам балансиров. [c.433]

В пневмодвигателях используют прямозубые, косозубые и шевронные шестерни. Прямозубые шестерни при высоких окружных скоростях работают с ударами, имеют относительно высокие значения Кг п 1ЮЭТому в ГОСТ 10736—71 предусмотрено применение в горных машинах косозубых и шевронных двигателей с диапазоном мощностей от 2 до 55 кВт. [c.301]

Пример I. Спроектировать прямозубую эвольвентпую зубчатую передачу Biienjiiero зацепления с наиболее высокими геометрическими показателями. Колеса нарезаны стандартной рейкой с модулем ш = 10 мм. Передаточное число и = = 1,75 ( 5 %), число зубьев шестерни 2i=15. [c.30]

Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми колесами. На рис. ХАЛ, а — а показаны конструкции входных валов цилиндрических редукторов, выполненных по развернутой схеме (см. табл. 1.3). В таких схемах шестерню располагают несимметрично относительно опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего из редуктора. Такое расположение шестерни приводит к более равномерному нагружению опор (так как на входном конце вала действует консольная нагрузка) и улучшает равномерность распределения нагрузки по длине зуба. Подшипник, находящийся вблизи шестерни, защищают маслоотражательными шайбами / от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вместе с продуктами износа из зубчагого зацепления. Если шайбы изготовлены из тонкого листового материала, то устанавливают дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина которого больше ширины канавки на валу перед заплечиком вала. [c.250]

На практике применяют также следующий метод определения чисел зубьев и модуля колес определяют предварительное значение делительной окружности шестерни (1е =йе2/и затем по одному из графиков, построенных для прямозубых колес (рис. 2.8) и колес с кругов1.1ми зубьями (рис. 2.9) при твердости зубьев колеса и шестерни НКС45, находят число зубьев шестерни 2. [c.17]

На практике применяют также и другой метод определения тасел зубьев и модуля колес. Выбирают предварительное значение числа зубьев шестерни зависимости от ее диаметра d j и передаточного числа и по одному из графиков, построенных для прямозубых конических колес (рис. 2.8) и колес с круговыми зубьями (рис. 2.9) при твердости зубьев колеса и шестерни >45 НКСэ. Уточняют Z с учетом твердостей зубьев шестерни и колеса. [c.27]

Пример расчета 6.1. Рассчитать подвижное соединение прямозубой шестерни коробки передач с валом (см. рис. 6.10) при данных Т = 230 Н>м п= 1450 мин , срок службы 10000 ч, режим нагрузки II, диаметр вала da 40мм, диаметр зубчатого венца d , = 75 мм, ширина венца 6 = 20 мм. Материал рабочих поверх- [c.83]

Зубчатое колесо цилиндрической прямозубой передачи намечено отлить из стали 45Л (а = 540 /Ин/л сг = 314 Мн1м ), а шестерню отковать из стали 55 (а = 628 Мн/ле , = 314 Мн/м ). Передача нереверсивная, срок службы неограничен. Установить допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса. [c.153]

Какой вращающий момент передает прямозубая шестерня открытой передачи, если в опасном сечении зуба возникает напряжение изгиба = 118 Мн1м при коэффициенте нагрузки К = 1,2 [c.153]

Какой из подшипников вала (рис. 17.23, а) конической прямозубой шестерни воспринимает осевое усилие, Бозникаюш,ее в зацеплении То же, вала по рис. 17.23, б. [c.292]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...