Нагрузка с внешним зацеплением

Допускаемая нагрузка зубчатых передач, как следует из формулы Герца, пропорциональна ([nj/y/Z Допускается для удобства расчетов зубчатых передач с внешним зацеплением использование расчетных зависимостей с введением коэффициентов контактных нанря- [c.168]

В современных моделях отечественных токарных многошпиндельных автоматов для поворота шпиндельных блоков служат мальтийские механизмы с внешним зацеплением. Для точной установки блоков и предотвращения их смещения под действием усилий, возникающих в процессе обработки, применяются механизмы двойной фиксации, привод которых осуществляется от дисковых кулачков РВ. Поворотно-фиксирующие механизмы должны обеспечить минимальное время и необходимую точность поворота шпиндельного блока из позиции в позицию при небольших динамических нагрузках на привод. Эти механизмы в значительной степени определяют точность, надежность и производительность токарных автоматов. [c.116]

Расчёт на прочность и долговечность. Цилиндрические зубчатые колёса с внутренним зацеплением следует рассчитывать на прочность и долговечность по тем же формулам, что и цилиндрические зубчатые колёса с внешним зацеплением, причём во всех формулах, в которых встречается выражение i i, следует оставлять в нём знак минус. Если нагрузка переменная, то при определении расчётной нагрузки особое внимание следует уделять коэфициенту концентрации нагрузки. [c.307]

При выходе пальца из паза крест 2 останавливается и фиксируется секторным замком диска 3. При угле поворота кривошипа 2ф1 = 2я — 2фо крест остается неподвижным. За один полный оборот кривошипа с одним пальцем крест делает 1/г оборота и остановку. В механизме с внешним зацеплением кривошип и крест враш,аются в противоположных направлениях, с внутренним зацеплением — в одинаковом направлении. Механизмы с внутренним зацеплением являются конструктивно более сложными, однако угловые ускорения креста, а следовательно, и динамические нагрузки меньше, чем у механизмов с внешним зацеплением-кроме того, они имеют меньшие габаритные размеры. [c.271]

Мальтийский механизм с внешним зацеплением (рис. 73, а) позволяет осуществлять прерывистое вращательное движение ведомого звена и его фиксацию в период выстоя. Механизм состоит из двух подвижных звеньев — кривошипа 2 и креста 3, соединенных вращательными парами со стойкой 1. При работе механизма отсутствуют жесткие удары, однако при большой угловой скорости кривошипа (400 об мин и более) появляются значительные динамические нагрузки, которые вызывают быстрый износ пазов креста. Точность фиксации положения ведомого звена невысока. [c.127]

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют винтовыми или чаще косозубыми (см. рис. 8.1, б). В отличие от прямозубой в косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно, что значительно снижает шум и динамические нагрузки. Чем больше угол наклона линии зуба р (рис. 9.4), тем выше плавность зацепления. У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы р равны, но противоположны по направлению. Одно колесо левое, другое — правое. [c.95]

При прочих одинаковых условиях максимальное ускорение ведомого звена, а следовательно, и инерционная нагрузка меньше в мальтийском механизме с внутренним зацеплением. Существенным недостатком мальтийского механизма с внутренним зацеплением является необходимость консольного расположения опор кривошипа ] по отношению к кресту 2 (по одну сторону от плоскости креста 2). По этой причине мальтийские механизмы с внутренним зацеплением применяются несравненно реже, чем мальтийские механизмы с внешним зацеплением. [c.167]

Динамическую нагрузку, обусловленную погрешностями зацепления, не следует смешивать с динамической нагрузкой, вызванной резкими колебаниями внешней нагрузки на передачу. [c.291]

Расчетная нагрузка. Расчеты на прочность металлических цилиндрических эвольвентных зубчатых передач внешнего зацепления с модулем от 1 мм н выше регламентированы ГОСТ 21354—87. [c.130]

Для внешнего зацепления, как видно из таблицы, выгодно брать мальтийский крест с возможно малым числом г. Однако следует иметь в виду, что при этом растет динамическая нагрузка. [c.166]

В цилиндрических колесах с прямыми зубьями соприкасание двух сопряженных профилей происходит по прямой, параллельной осям колес. Рассечем зубчатое колесо с прямыми зубьями на равные части плоскостями, перпендикулярными к оси колеса (рис. 232, а). Каждый из полученных дисков сдвинем один относительно другого на один и тот же угол. Если увеличить число ступеней до бесконечности, то получим колесо с винтовыми, или косыми, зубьями (рис. 232,6). Два сопряженных колеса должны иметь равные углы наклона р линии зуба. При внешнем зацеплении винтовая линия на одном колесе должна быть правой, а на другом - левой. Если два таких колеса привести в соприкасание, то одновременно в зацеплении будут находиться различные участки профилей, дуга зацепления возрастет на величину смещения зубьев по начальной окружности, т. е. увеличится коэффициент перекрытия ф , а это приведет к распределению нагрузки на несколько зубьев. В результате повысится нагрузочная способность, увеличится плавность работы передачи и уменьшится шум. Эти обстоятельства определили преимущественное распространение в современных передачах косозубых колес. [c.253]

Реакцией редуктора, как и любой другой упругой системы, на изменение внешних и внутренних сил является возникновение колебаний, в данном случае крутильных и изгибных колебаний валопровода. Именно эти колебания вместе с динамическими нагрузками в самом зацеплении и определяют нагрузочный режим передачи. [c.235]

Известно, что режимы работы машин с переменной нагрузкой сведены к шести типовым режимам нагружения (см. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность) О - постоянный I - тяжелый II - средний равновероятный III - средний нормальный IV - легкий V - особо легкий. [c.231]

Коэффициент формы aj fia у. Коэффициент у для 20-градусного некорригированного внешнего зацепления с коэффициентом высоты зуба основной рейки fon — 1 для прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колес (при нереверсивной нагрузке, см. сноску к табл. 33) следует выбирать из табл. 33. При /о ф 1 можно найти приближенное значение у, разделив табличное значение у на f . [c.105]

В передачах с числом сателлитов более трех условия для выравнивания нагрузки менее благоприятны. В таких передачах рекомендуется выполнять плавающие центральные колеса и с внешним, и с внутренним зацеплением, а также применять центральные колеса с внутренним зацеплением с более податливым ободом [38]. Так, для плавающих венцов с внутренними зубьями, изготовленных из улучшенных сталей, при трех сателлитах принимают отношение Яи/р (см. рис. 5.34, а), примерно равное 0,08 -4-0,12, а при шести сателлитах — 0,062 -4- 0,093. [c.156]

Нагрузка с легкими толчками, кратковременные перегрузки до 125% от основной нагрузки 1-1,2 Подшипники передач зацеплением в машинах с относительно спокойной внешней нагрузкой в станках с вращательным главным движением, в машинах для обработки волокна и т. д. Подшипники электродвигателей, конвейеров, транспортеров [c.331]

Динамическую нагрузку вследствие погрешностей зацепления не следует смешивать с динамической нагрузкой, обусловленной резким возрастанием внешней нагрузки на зубчатую пару. [c.144]

Техническое задание 10. Спроектировать привод цепного транспортера по рис 1.11.а с двухступенчатым соосным редуктором (1-я ступень с внешним, 2-я с внутренним зацеплением). Окружная сила Р на тяговый звездочке транспортера и скорость ее г, шаг I и число зубьев г приведены в табл. 1.10, график нагрузки на рис. 1.11.1). Срок службы 5 лет К у = 0.29 К од = [c.19]

Известно, что режимы работы машин с переменной нагрузкой сведены к шести типовым режимам нагружения (см. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность) О - постоянному 1 - тяжелому II [c.141]

Положение начальных конусов проверяется либо по совпадению внешних торцов зубьев, находящихся в зацеплении, либо по краске. При правильной установке шестерен в ненагруженной передаче отпечаток имеет вид, изображенный на фиг. 293, а. В этом случае при работе с нагрузкой вследствие деформаций зацепление шестерен будет происходить по всей [c.340]

При передаче вращения между параллельными валами применяют цилиндрические зубчатые колеса. В приборах зубчатые колеса с меньшим числом зубьев называют шестернями или трибами. Цилиндрические зубчатые механизмы выполняют с внешним или внутренним зацеплением (см. соответственно рис. 69, а, в). Внутреннее зацепление позволяет уменьшить габаритные размеры механизма, однако технологически оно более сложно. Кроме того, при внутреннем зацеплении один из валов воспринимает консольную нагрузку и работает в более тяжелых условиях. [c.104]

Установка центральных колес внешнего зацепления на консольных валах большой длины характерна для редукторов транспортных машин (рис. 9.6), размещенных в ступице колеса. На ведущем мосту с поворотным колесом эта конструкция не может быть использована, вместо нее для выравнивания нагрузки среди сателлитов применяют плавающее центральное колесо внутреннего зацепления (рис. 9.5). [c.160]

Соединительные муфты, выполняемые за одно целое с плавающим центральным колесом внутреннего зацепления или водилом, имеют относительно узкий венец Ь /й = 0,01 0,03). При перекосе осей такого сочленения не возникает существенной неравномерности распределения нагрузки по длине зуба муфты, поэтому могут быть нарезаны зубья с прямыми образующими. Муфты, выполняемые на центральных колесах внешнего зацепления или промежуточных деталях других плавающих звеньев, при малом диаметре могут быть нагружены в большей степени, поэтому относительная ширина их венца принимается увеличенной ( / = 0,2 -ь 0,3). Для таких случаев более целесообразны муфты с бочкообразными зубьями. [c.184]

Поскольку р/т > о)р/шг , то в качестве искомого коэффициента неравномерности принимаем = wp/w — 1,53, Концентрация нагрузки возникла на зубьях центрального колеса внешнего зацепления со стороны, противоположной стороне подвода к нему крутящего момента, в связи с большим влиянием деформации водила. [c.256]

Роликовая цепь изображена на рис. 13.3, а — однорядная и 13.3,<5 — двухрядная. Здесь валик 3 запрессован в отверстие внешнего звена 2, а втулка 4 в отверстие внутреннего звена 1. Втулка на валике и ролик 5 на втулке могут свободно поворачиваться. Зацепление цепи с зубом звездочки 6 происходит через ролик. Применение втулки позволяет распределить нагрузку по всей длине валика и этим уменьшить износ шарниров. Перекатывание ролика по зубу частично заменяет трение скольжения трением качения, что снижает износ зубьев. Кроме того, ролик выравнивает сосредоточенное давление зуба на втулку и тем самым уменьшает ее износ. [c.244]

Гидродинамическая теория смазки позволяет определить несущую способность масляного клина в зазоре с жесткими стенками, например, в подшипниках скольжения (см. 18.5). Применить эту теорию для объяснения процессов смазки зубчатых передач оказалось невозможно, прежде всего из-за того, что в контакте зубчатых передач возникают очень высокие давления. Величина этих давлений зависит не только от внешней нагрузки и геометрических размеров контактирующих поверхностей, но и от упругих свойств этих поверхностей. Это вынуждает при рассмотрении процессов смазки зубчатого зацепления учитывать как гидродинамические эффекты, происходящие в контакте, так и упругие деформации контактирующих поверхностей. Задача осложняется еще и тем, что эти процессы оказываются взаимозависимыми. [c.147]

Между тем прямой связи между силой трения и твердостью поверхности не наблюдается. Скорее, наоборот, мягкие тела обнаруживают более высокий коэффициент трения, что, возможно, связано с тем, что в этом случае под влиянием внешней нагрузки образуется большая плош,адь действительного контакта. Это указывает на относительно небольшую роль подобного мертвого зацепления выступов в явлениях трения. [c.185]

Разрушаются главным образом цепи тяжело нагруженных быстроходных передач, работающих с переменными внешними нагрузками (например, цепные передачи буровых установок). Эти нагрузки в сочетании с циклически изменяющимися натяжениями в звеньях и с мгновенными ударными нагрузками, действующими на звенья в момент их входа в зацепление с зубьями звездочки, вызывают усталость элементов звеньев. Физическим критерием работоспособности является стойкость деталей звена, определяемая истинным значением их предела выносливости. Рядом практических мероприятий усталостные разрушения деталей цепи переводят в разряд случайных. [c.760]

Достоинством планетарных передач являются широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу как понижающую с большими передаточными отношениями и как повышающую. Кроме того, планетарные передачи имеют малые габариты и массу по сравнению со ступенчатой зубчатой передачей с тем же передаточным отношением. Это объясняется тем, что а) мощность передается по нескольким потокам и нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается б) при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются и нагрузки на опоры входных и выходных валов невелики, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в) внутреннее зацепление, имею1цееся в передаче, обладает повышенной нагрузочной способностью по сравнению с внешним зацеплением. Недостатком планетарных передач являются повышенные требования к точности изготовления и большой мертвый ход. [c.230]

Фиг. 37. График для определения корригированных и некоррнгнрован-ных зубчатых колес с внешними зубьями при приложении нагрузки по линии однопарногв зацепления, наиболее удаленной от основания зуба.

Зубошевннгованне дисковым шевером является наиболее распространенным и экономичным методом чистовой обработки зубьев незакаленных (с твердостью до ИКС 33) прямозубых и косозубых цилиндрических колес с внешним и внутренним зацеплением после зубофрезерования или зубодолбления. Шевингование применяют для повышения точности зубчатого зацепления, уменьшения параметра шероховатости поверхности на профилях зубьев, снижения уровня шума и т. д. Шевингованием можно повысить точность на одну-две степени. Точность шевингованных зубчатых колес достигает 6 —8-й степени, параметр шероховатости поверхности Ка = 0,8 -ь 2,0 мкм. Точность зубчатых колес в процессе шевингования зависит главным образом от их точности после зубофрезерования или зубодолбления и коэффициента перекрытия шевера с обрабатываемым колесом, который должен быть не менее 1,6. При шевинговании можно проводить продольную и профильную модификацию зуба. При образовании продольной бочкообразности исключается опасность концентрации нагрузки на концах зубьев. Модификация эвольвентного профиля зубьев позволяет уменьшить уровень шума и повысить срок службы зубчатой передачи. Модификацию формы зуба проводят также для компенсации деформации в процессе термической обработки. [c.349]

Легкие толчки, краткопремен-ные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки 1 — 1,2 Передачи зацеплением в станках с относительно спокойной внешней нагрузкой (с враш,ательным главным движением), конвейеры, транспортеры, небольшие вентиляторы [c.424]

Вкладыш опорноупорного подшипника Разрушение баббита упорного бурта от осевой нагрузки, возникающей при износе приводной шестерни и венца с косозубым зацеплением Внешний осмотр цапфы. Проверка наличия чушуек баббита на цапфе и в сливном маслопроводе. Замер осевого разбега в подшипнике Сработка баббита упорного подшипника не допускается. Допускается увеличение осевого разбега до 0,2 мм (по отношению к размеру, установленному при ремонте) за счет уплотнения баббита под рабочей нагрузкой Наплавка баббита упорного бурта при износе 1—3 мм. Перезалнвка вкладыша при полной сработке баббита упорного бурта. Ремонт или замена косозубого зацепления. Монтаж представительного температурного контроля баббита упорных буртов вкладыша [c.311]

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]

Для прямозубых передач внешнего зацепления при j i + Xj2 > О в ГОСТ 16532 — 70 рекомендуется принимать Xj = Хг = 0,5. С переходом от ii = л 2 = О к Xi = Х2 = 0,5 несущая способность, лимитируемая выносливостью активных поверхностей зубьев, изменяется незначительно (см. рис. 6.3 в работе [42]). При назначении Xi и Хг для повышения несущей способности, лимитируемой прочностью"зубьев на изгиб, учитывается точность изготовления и степень загруженности передачи. При этом необходимо знать величину параметра к (см. гл. 12), учитывающего распределение нагрузки между парами зацепляющихся зубьев. В первом приближении можно считать, что при А, > 0,8 целесообразно принять Xi = Х2 =0,5, так как при этом существенЬо возрастает несущая способность в фавнении с вариантом с Xj = Л2 = 0. При указанных значениях А, > 0,8 и системе смещений xi + хг = О целесообразно добиться равнопрочности шестерни и колеса, базируясь на значениях Ffi и Yfj (см. рис. 2.23). Так, легко обнаружить,, что при [сг ,] = [0 2] в передаче с Zj = = 13 и Z2 = 70 при Xi + Х2 =Р, приняв Xj = 0,35, получим Yf к Yfo. Если X < 0,75, предпочтительны передачи с Xi = Х2 = О йли x + Х2 = 0. Целесообразность последнего варианта возрастает с уменьшением при и 1 (например, при и> 2 3). [c.49]

Коэффициенты формы зуба по методу В. А. Устиненко определены для зубьев внешнего и внутреннего зацепления и нагрузки, приложенной к вершине зуба. При расчете зубьев внешнего зацепления, нагруженных в точке пересопряжения, с достаточной точностью можно пользоваться значениями коэффициента формы зуба, вычисленными с применением гипотезы ломаных сечений. На рис. 151 приведен график для определения коэффициента фор-12 179 [c.179]

Формулы (13.14), (13.15) распространяются также на планетарные передачи с плавающим венцом внутреннего зацепления при условии замены индекса а индексом Ь при С, е, V, I и знака при а и, на противоположный. Однако в планетарньи. передачах с плавающим венцом внутреннего зацепления при отношении начального диаметра колеса к длине подвески ( щ) /7з > 1 обычно осуществляется неравенство ( f + d ) < R и расчет коэффициентов Qj выполняют по формуле (13.16). Удовлетворительное выравнивание нагрузки достигается за счет податливости обода венца внутреннего зацепления. Величина 1, 6 при m = 1 резко падает с увеличением числа сателлитов (см. рис. 9.15), поэтому при >3 необходимо применять плавающую подвеску центрального колеса внешнего зацепления. [c.244]

Рис, 13,9, Коэффициент, неравномерности распределения нагрузки Кдр по ширине вубчатого венца центрального колеса внешнего зацепления прямозубые и шевронные колеса с углом наклона 13 = 28- -33° б — косозубые колеса при угле наклона Р < 22° неплавающей конструкции [c.256]

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]

О до 100 кг/с. На стенде контролировался износ в диапазоне 1—15 мкм. Нагружатели этого типа просты и надежны в работе. Статические нагружатели могут быть применены и для обеспечения моментной нагрузки различных передач и зацеплений. В этом случае существенно удешевляется конструкция стенда, уменьшаются его габаритные размеры, значительно снижается мощность привода. Такой стенд был создан в МАТИ для исследования износа зубчатых передач [12]. Стенд работает по схеме замкнутого силового контура, в котором для создания нагрузки одна пара зубчатых колес под влиянием внешнего момента от приложенной к корпусу редуктора силы получает возможность перемещаться, обкатываясь относительно друг друга, при этом внешний момент уравновешивается сопротивлением упругозакручиваемых валов сило- [c.263]

Зубохонингование применяют для чистовой отделки зубьев закаленных цилиндрических колес внешнего и внутреннего зацепления. Хонингование зубьев осуществляют на специальных станках. Закаленное обрабатываемое колесо вращается в плотном зацеплении с абразивным зубчатым хоном при угле скрещивания осей 10—15°. Поджим детали,к хону осуществляется пружиной с силой 150 — 450 Н. Зубчатое колесо, кроме вращения, совершает возвратно-поступательное движение вдоль оси. Направление вращения инструмента меняется при каждом ходе стола. Хонингование позволяет уменьшить параметр шероховатости поверхности до Яа = 0,32 мкм, удалить забоины и заусенцы размером до 0,25 мм, снизить уровень звукового давления на 2 — 4 дБ и повысить долговечность зубчатой передачи. В процессе хонингования погрешности в элементах зацепления устраняются незначительно при съеме металла порядка 0,01—0,03 мм на толщину зуба. Припуск под хонингование не оставляют. Частота вращения хона 180 — 200 об/мин, подача стола 180 — 210 мм/мин, число ходов стола четыре — шесть. Время хонингования зубчатого колеса автомобиля 30 — 60 с. Срок службы монокорундовых хонов при обработке зубчатых колес коробки передач автомобиля — 1500 — 3000 деталей. Зубчатые колеса, имеющие забоины и заусенцы перед хонингованием, целесообразно обкатывать на специальном станке или приспособлении между тремя накатниками под нагрузкой для устранения погрешностей профиля зубьев. Забоины и заусенцы на зубьях обрабатываемого колеса сокращают срок службы и вызывают преждевременную поломку зубьев хона. [c.353]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...