Зубчатые передачи — Влияние параметров зубчатых передач

Рассмотрены вопросы, связанные с исследованием сил возбуждения в косозубой зубчатой передаче, обусловленных действием накопленной ошибки шага. Получено выражение для амплитудно-частотного состава возмущающей сипы и выявлено влияние ряда параметров передачи на ее величину. Даны рекомендации по выбору параметров зубчатой передачи с цепью уменьшения величины возмущающего воздействия, [c.116]

Зубчатые передачи — Влияние параметров неточности зубьев 207 [c.685]

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]

Кстати, кроме качества материала зубчатых колес на габариты редуктора оказывают влияние ы и Например, при м = 2...3 получаются наименьшие параметры зубчатой передачи и, следовательно, наименьшая масса редуктора. [c.302]

ГОСТ 1643-56 допускает взаимное комбинирование норм кинематической точности колеса, плавности работы колеса и контакта зубьев из разных степеней точности. Принципы комбинирования норм по степеням точности устанавливаются ведомственными нормалями. Комбинирование норм позволяет устанавливать повышение требования к точности только тех параметров колес, которые важны для удовлетворения эксплуатационных требований к зубчатой передаче, а остальные параметры выполнять по более грубым допускам. Например, ГОСТ 8855-58 Передачи зубчатые тяговые для электроподвижного состава и тепловозов железных дорог устанавливает 7-ю степень по нормам кинематической точности и 6-ю степень по нормам плавности и контакта зубьев, что объясняется большим влиянием на усталостную прочность колес погрешностей, определяющих плавность работы передачи. [c.215]

Результаты вычислений при базовом числе циклов перемены напряжений 4- Ю и показателе степени = 6 (значение рекомендуется ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 для зубчатых колес с твердостью НВ < 350 независимо от термообработки, способа поверхностного упрочнения и параметров упрочнения зубьев) представлены в табл. 5.4. Из анализа полученных данных следует, что выбранным маркам сталей соответствуют разные значения соотношений а следовательно, и значения допускаемых напряжений при неизменных конструктивных и технологических параметрах зубчатой передачи, что в настоящее время практически не учитывается рассмотренными выше и другими нормами расчета. При отсутствии поверхностного упрочнения переходной поверхности зуба допускаемое напряжение зависит от материала и коэффициента смещения X. Это влияние более существенно при малых числах циклов нагружений, приближающихся к области малоцикловой усталости. При увеличении коэффициентах напряжения для нормализованной стали 45 близки к значениям, рекомендуемых ГОСТ 21354-87, а в некоторых случаях совпадают. В то же время для колес из улучшенной стали 40Х по мере возрастания величины X отмеченное выше различие в допускаемых напряжениях по сравнению с ГОСТ 21354-87 сохраняется. При применении поверхностного упрочнения переходной поверхности указанное выше различие в допускаемых напряжениях возрастает. [c.120]

При изучении этой системы необходимо принимать во внимание механическую характеристику двигателя, диссипативные свойства, характеризующие рассеяние энергии системы и взаимодействие обрабатываемого продукта с вибрирующим органом. Однако во многих вибрационных машинах силы взаимодействия продукта с рабочим органом малы, незначительны также диссипативные силы при возвратно-поступательном движении массы М. В таких вибраторах мощность двигателя расходуется только на преодоление трения в зубчатых передачах и во вращательных кинематических парах. Тогда обобщенные силы можно принять равными нулю. Рассмотрение движения указанной системы без внешних сил позволяет оценить влияние конструктивных параметров на характер движения системы. [c.125]

Изложены результаты исследования динамики устройств углового позиционирования путем сопоставления результатов моделирования зубчато-рычажного механизма на АВМ с результатами, полученными на экспериментальном стенде. При исследовании на АВМ учитываются упругие свойства звеньев кинематической цепи и зазоры в передаче, а также момент сил торможения, приложенный к ведомым звеньям механизма. Определено влияние изменения параметров на динамику поворота и выстоя ведомых звеньев зубчато-рычажных механизмов. [c.94]

Известно, что твердость зубьев и точность изготовления колес оказывают весьма существенное влияние на величину допускаемой нагрузки. За счет повышения этих параметров допускаемые нагрузки на передачи, изготовляемые по прогрессивной технологии, при тех же размерах могут быть увеличены до 80% по сравнению с зубчатыми передачами, изготовленными на зуборезных и фрезерных станках. Следовательно, при одинаковой [c.92]

Существует точный в приближенный способы расчета полной нагрузки. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет по сравнению с точным немного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагов, угла наклона зуба ф, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной (полезной) нагрузки. [c.361]

Все показатели точности зубчатых колес в зависимости от их влияния на эксплуатационные показатели работы передачи делятся на четыре группы. В первую группу входят показатели, влияющие на кинематическую точность, т. е. на точность передачи вращения с одного вала на другой, во вторую группу — показатели, влияющие на плавность работы зубчатой передачи (нарушение плавности работы приводит к появлению динамических нагрузок на зубья, к шуму и вибрациям, особенно в скоростных зубчатых передачах), в третью группу — показатели, нарушающие контакт зубьев (хорошая полнота контакта зубьев имеет первостепенное значение для силовых передач), в четвертую группу — показатели, которые могут привести к уменьшению бокового зазора и как следствие этого к заклиниванию зубчатых венцов колес (для компенсации этих параметров колес и передачи, а также для компенсации температурных деформаций колес и корпусов устанавливается гарантированный боковой зазор боковой зазор необходим также для помещения слоя смазки на рабочие поверхности зубьев). [c.457]

Максимальный вероятный, мертвый ход, вызванный боковыми зазорами в сопряжениях цилиндрической зубчатой передачи с нерегулируемым межцентровым расстоянием. При выводе формул для определения максимального вероятного мертвого хода цилиндрической зубчатой передачи с нерегулируемым межцентровым расстоянием нами будут учитываться только те параметры точности, которые оказывают доминирующее влияние на мертвый ход. В качестве таких параметров приняты [c.105]

Из анализа рис. 15 следует, что влияние частоты вращения л и конструктивного параметра на виброакустические характеристики существенно. Используя полученные графики, можно выбрать конструкции деталей зубчатых передач испытательного стенда и его узлов с учетом виброакустических требований. [c.46]

Проверенных экспериментальных данных о раздельном влиянии изменения отдельных параметров зацепления на несущую способность зубчатой передачи с двухпарным зацеплением не имеется. Повышение несущей способности передачи с двухпарным зацеплением пока следует учитывать в расчете комплексно, по опытным данным. Методически это удобнее делать с помощью коэффициента фп, выражаемого формулой (114). [c.193]

Рис. 9.1. Взаимосвязь производственных факторов и параметров точности зубчатых колес и их влияние на эксплуатационные характеристики передач Н — положение исходного контур

Плавность работы передачи. Для обеспечения плавности работы зубчатой передачи необходимо ограничивать допусками погрешность следующих параметров колеса разность между двумя любыми окружными шагами At, а для прямозубых колес еще и отклонение основного шага Ato, погрешность профиля зуба Af и колебание измерительного межцентрового расстояния на одном зубе Aya кроме того, устанавливают допуск 8F на циклическую погрешность AF, который является комплексным показателем плавности работы колеса (показывает суммарное влияние погрешностей всех отдельных параметров). [c.340]

Комбинирование норм позволяет устанавливать повышенные требования к точности только тех параметров колес, которые важны для удовлетворения эксплуатационных требований к зубчатой передаче остальные параметры можно выполнять по более грубым допускам. Например, ГОСТ 8855—58 Передачи зубчатые тяговые для электроподвижного состава и тепловозов железных дорог широкой колеи устанавливает 7-ю степень по нормам кинематической точности и 6-ю степень по нормам плавности и контакта зубьев, что объясняется большим влиянием на усталостную прочность колес погрешностей, определяющих плавность работы передачи. [c.357]

Практически во всех нормах и методиках расчета зубчатых передач на прочность значения рекомендуется устанавливать на основе обкаточных испытаний зубчатых колес на стендах (чаще с циркулирующим потоком замкнутой мощности) или на пульсаторах. В некоторых случаях при оценке допускаемых напряжений продолжают использовать значения базовых пределов выносливости, полученных модельными испытаниями на изгиб гладких или надрезанных (с концентраторами различной формы) образцов. Это во многом вызвано отсутствием в настоящее время достаточного количества экспериментальных данных, полученных испытаниями при обкатке зубчатых колес из различных материалов, способов упрочнения и режимов нагружения (чередования уровней и частотных характеристик нагрузок). Следует отметить, что в последующем усталостные испытания гладких и надрезанных образцов могут с успехом использоваться как дополнительные данные к результатам испытаний зубчатых колес для полной оценки влияния на усталостную прочность различных факторов конструктивных (форм и размеров концентраторов напряжений), технологических (способов упрочнения и параметров упрочненного слоя) и эксплуатационных (режимов нагружений) при тщательном соблюдении условий моделирования. [c.106]

В программах проектного расчета зубчатых и червячных передач вычисления производятся с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений), коэффициента ширины зубчатого венца, распределения общего передаточного числа между ступенями. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант. [c.420]

Конический редуктор. В качестве вариантов термообработки шестерни и колеса рассматривают улучшение, закалку с нагревом ТВЧ, цементацию. В соответствии с программой производится расчет передачи по контактным напряжениям с проверкой по напряжениям изгиба, в результате чего определяют размеры и массу зубчатых колес, габариты корпуса редуктора, массу всего редуктора. Вид термообработки оказывает существенное влияние на перечисленные параметры. Так, например, у цементованных колес по сравнению с улучшенными масса уменьшается в 2,5. .. 3 раза, однако масса редуктора снижается 20 %, так как большая часть массы одноступенчатого редуктора приходится на корпус и валы. [c.421]

Анализируется процесс возбуждения колебаний в зубчатых передачах, воэникающйз испедствие периодического изменения Жесткости передачи. Показано влияние параметров зубчатой передачи на область параметрических колебаний. Предложена упрощенная дина-мич еская модель на основе анализа решений уравнения Матье, приближеняо описывающего параметрические колебания зубчатых передач, указываются возможные пути уменьшения колебаний. Рис. 6, библ. 11. [c.221]

При этом положения точек пересечения эвольвентных профилей с линией зацепления рассматриваются для каждого из колес относительно своего начала координат. Неточность процесса зубообразования вызовет появление погрешностей основных параметров зубчатых колес, причем в дальнейших рассуждениях не будем учитывать влияния погрешности радиусов основных окружностей и погрешностей формы эвольвентных профилей колес на изменения угла зацепления зубчатой передачи. Принятые допущения позволяют утверждать, что положение каждого колеса может быть взаимно однозначно определено положением конечного числа точек пересечения эвольвент профилей с линией зацепления (рис. 1.26). При этом будем считать, что линия зацепления при движении колес неподвижна в системе координат, связанной с осями колес. [c.68]

Анализ конструктивных схем насосных агрегатов с раздельным вращением лопастных колес БНА и ротора основного ТНА показал, что высокое значение Скр.с.п = 5000...10 ООО можно получить, выполнив ТНА по схемам, приведенным на рис. 10.23, б, д. Причем наибольщие антикавига-ционные качества отмечаются только вблизи расчетного режима, т.е. в узком диапазоне подач. Причины зтого заключаются в возникновении обратных токов при малых расходах и во взаимном влиянии параметров гидравлической турбины на антикавитационные характеристики основного насоса. Эти недостатки отсутствуют в насосе, вьшолненном по схеме, приведенной на рис. 10.23, г, с д которого стабильна в широком диапазоне подач и достигает 10 000 единиц. Большие значения С р с п обеспечивают насосы, вьшолненные по схеме с приводом первой ступени через зубчатую передачу (см. рис. 10.23, а) или с независимым приводом обеих ступеней насосов (см.рис. 10.23,в). [c.224]

Плавность работы - одна из самых основных характеристик зубчатой передачи. Она определяется параметрами, влияющими и на кинематическую точность, но их влияние сказывается многократно за один оборот колеса. Неплавность работы колес проявляется на графике кинематической погрепшости в виде волнообразных колебаний со сравнительно небольшой амплитудой, которая имеет частоту, равную или кратную частоте вхождения зубьев в зацепление. Эта частота называется - зубцовой частотой. Основным источником возникновения этих погрешностей является неточность изготовления червячной передачи (червяка) цепи обката зуборезного станка. (Для уменьшения величины циклической погрешности применяют точные зуборезные станки с очень малым передаточным отношением делительной червячной пары 1...200-1...500 и менее). [c.181]

Суш,ествуюгцая методика диагностирования этих устройств по суммарному угловому зазору выходных кинематических пар малоэффективна ввиду недостаточной глубины диагноза. Ограниченность по времени циклов полного функционирования привода в целом снижает возможности виброакустического метода технической диагностики в известной спектральной или корреляционной реализации [11. Значительные моменты трения в конечных опорах исполнительного звена по сравнению с моментами сопротивлений в промежуточных кинематических парах затрудняют применение известного способа дифференциального определения технического состояния зубчатых передач [2]. Кроме этого, из-за взаимного влияния вибрации агрегатов рассматриваемого объекта оказывается недостаточной также и одномерная модель системы диагностирования зубчатых передач [3]. Поэтому для механизмов угловой ориентации необходима разработка системы диагностирования, рационально использующей преимущества современных методов распознавания и определения структурных параметров. [c.107]

Поэтому, казалось бы, естественно поставить задачу виброакустической диагностики прямозубой передачи как задачу разделения виброакустического сигнала на ряд компонент, обусловленных различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником виброакустической активности. Конечно, такое разделение без всяких оговорок возможно-лишь в том случае, когда зубчатая передача может рассматриваться как линейная механическая система с постоянными параметрами [6—8]. При этом1 различным факторам, обусловливающим виброакустичность, соответствуют различные по структуре правые части системы линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами, описывающих колебания передачи. Однако если необходимо учесть периодическое изменение жесткости зацепления в процессе пересопряжения зубьев (чередование интервалов однопарного и двупарного зацепления), то математическая модель передачи описывается системой дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами [9—12]. Здесь уже принцип суперпозиции действует только при условии, что жесткость зацепления как функция времени не зависит от вида правых частей уравнений. Даже при этом условии можно разделить те факторы возбуждения вибраций, которые определяют правые части системы уравнений при известном законе изменения жесткости, но нельзя выделить составляющую виброакустического сигнала, обусловленную переменной жесткостью зацепления. Наконец, учет нелинейностей приводит к принципиальной невозможности непосредственного разложения виброакустического сигнала на сумму составляющих, порожденных различными факторами. Тем не менее оценить влияние каждого из этих факторов на вибро-акустический сигнал и выделить основные причины интенсивной вибрации можно и в нелинейной системе. Для этого следует подробно изучить поведение характеристик виброакустического сигнала при изменении каждого из порождающих вибрации факторов, причем для более полного описания каж- [c.44]

Нетрудно показать также, что соответствующим подбором угла между ЛИНИЯ Ш центров и 0 0 передачи, изображенной на рис. 6, можно также уменьшить вибрацм в передаче, возникающие из-за периодического йзйвненйя жестиости. С помощью упрощенной одномассовой динамической модели зубчатой передачи можно также изучи гь влияние шероховатости и других геометрических несовершенств на колебательные режимы передачи как случайно изменяющихся во времени параметров [И]. Спектральные характеристики этих параметров должны быть связаны и дополнительно изучены с учетом частоты обработки профиля зуба и класса точности на изготовление, [c.117]

Нагрузочная способность планетарных передач, их масса и габариты определяются контактной и изгибной прочностью зубьев и рабетоспособность подшипвиков сателлитов. В связи с этим выбор рациональных параметров и вариантов схем, а также оптимизация разбивок передаточных отношений в большой степени опре- деляется нормами, заложенными в методы расчета зацеплений и подшипников. Приведенный в справочнике расчет зацеплений, базирующийся в основном на методике, Являющейся рекомендуемым приложением к ГОСТ 21354—75, применим не только для планетарных передач, но также и при неподвижных осях сцепляющихся зубчатых колес. Большое внимание уделено проектировочным расчетам и приводится упрощенный метод, облегчающий поиск оптимальных вариантов привода. Следует иметь в виду, что методы оценки нагрузочной способности зацеплений и опор приближенны, поскольку влияние многих факторов, существенно влияющих на конечный результат, находится в стадии изучения. В связи с этим при проектировании высоко ответственных передач необходимо учитывать опыт эксплуатации аналогичных образцов и предусматривать возможность испытаний с внесением на их основе необходимых корректив с минимальными затратами. [c.3]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...