Выбор параметров зацепления

ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ [c.169]

Рекомендации по выбору параметров зацепления и расчет гибких колес [c.201]

Условие равенства скоростей используют для выбора параметров зацепления. Например, из формул (10.16) и (10.15) получим зависимость для определения угла профиля в любой точке контакта (при любом ф) [c.238]

Увеличивая величину смещения / линии зацепления от мгновенной оси (см. рис. 37 и рис, 39) относительного вращения конструкторы имеют возможность значительно увеличить контактную прочность зубьев, причем это обстоятельство не будет лимитировать прочность зубьев по изгибу доказано также, что с увеличением смещения I потери от скольжения меняются весьма незначительно подобные возможности при выборе параметров зацепления при проектировании передач присущи только новому типу зацепления. [c.328]

Рекомендации по выбору параметров зацепления. Принимают отношение = 0,7 1,6, для шевронных [c.512]

Условие равенства скоростей можно использовать для выбора параметров зацепления. Например, из выражений (3.19) и (3.20) получим зависимость для определения необходимого угла профиля в любой точке контакта (при любом ф) или для расчета профиля зубьев [c.35]

Практические рекомендации по выбору параметров зацепления приведены в 6.4. [c.43]

Рекомендации по выбору параметров зацепления [c.85]

Рекомендации по выбору параметров зацепления. Расчет параметров зацепления по изложенной выше методике, выполненный для широкого диапазона передаточных отношений (от 60 до 250), позволяет предложить следующие рекомендации. [c.174]

Скорость 1/д является как бы компенсатором в условии равенства скоростей. Она может быть как положительной, так и отрицательной. Уд имеет место только тогда, когда передача находится под нагрузкой. Компенсация неравенства скоростей за счет деформирования под нагрузкой связана с дополнительными напряжениями в гибком колесе. Ее можно использовать только в сравнительно небольших пределах, допускаемых условиями прочности гибкого колеса. Условие равенства скоростей используют для выбора параметров зацепления. Например, из формул (10.113) и (10.111), приняв Уд — О, получим зависимость для определения угла профиля в любой точке контакта (при любом ф) [c.248]

Принципиальные основы расчета, его методика, принятые обозначения и вид расчетных зависимостей для прямозубых и косозубых (шевронных) колес практически совпадают. Некоторые отличия в выборе параметров зацепления и коэффициентов, входящих в расчетные формулы, даны в приводимых к ним пояснениях. [c.36]

Поясним ход выбора параметров зацепления на числовом примере. [c.40]

Можно принимать предварительно д = 10 н- 12, при окончательном выборе параметров зацепления д надо согласовать с ГОСТом. [c.119]

Пример выбора параметров зацепления 41 [c.601]

Выбор параметров зацепления [c.220]

График (рис. 10.7) используют для выбора основных параметров зацепления угла а, высоты зубьев, формы и размеров деформирования и пр. Например, в начале построения графика, когда профиль зуба еще не определен, вычерчивают траектории и, задаваясь значением проводят секущую АБ. Полученный угол приближенно принимают за средний угол профиля зуба колеса Ь. По углу определяют смещение инструмента при нарезании зубьев [c.198]

Усилия в зацеплении 601, 603 Передача зубчато-ременная — Выбор параметров 552 [c.759]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

В книге систематизированы теоретические основы зацепления Новикова. Рассмотрены новые варианты зубчатых передач. Изложены вопросы кинематики, нагрузочной способности, энергетических потерь. Даны рекомендации по синтезу передач и модификации зацепления по динамическим критериям. Приведены данные по оптимальному выбору параметров, а также результаты исследования динамики быстроходных передач. [c.128]

Введение положительной коррекции для всех типов червячных передач приводит к увеличению Q p, а следовательно, к уменьшению контактных напряжений. При выборе параметров проектируемой червячной передачи нужно руководствоваться тем, что решающее влияние на к. п. д. и грузоподъемность червячной передачи оказывает форма линий контакта. Положение нижних узловых линий зацепления (рис. 5), как было отмечено выше, вполне предопределяет форму линий контакта, а также область подрезания и приведенную кривизну. [c.14]

Смещения при могут влиять на большее число параметров зацепления. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения даны в ГОСТ 16532—70. Некоторые из этих рекомендаций приведены в табл. 8.6. [c.151]

Усилия в зацеплении 1.598, 599 Передача клиноременная —. Выбор параметров 1.521 — 523 [c.642]

В специальных случаях (например, а 20° 3 0 7= О и т.п.) выбор параметров внутреннего зацепления должен сопровождаться проверочными расчетами по формулам, приведенным ниже. [c.446]

Ограничения при выборе параметров внутреннего зацепления. Формулы приведены для косозубого зацепления (при расчете прямозубого зацепления Ра = О и индексы п и 5 во всех обозначениях снимаются). [c.446]

Мальтийские механизмы представляют собой часть кулисного механизма с качающейся кулисой. В зависимости от того, какая из частей, на которые делится центром пальца кулиса при крайнем ее положении, использована, получаем мальтийский механизм с внешним (см. фиг. 1543) или внутренним (см. фиг. 1545) зацеплением. Различные соотношения между фазами движения и покоя могут быть получены выбором параметров мальтийского механизма, т. е, в зависимости от количества цевок на ведущем звене и их расположения, а также количества прорезов на ведомом звене. Произвольно задаваться этими параметрами нельзя. [c.477]

Указания к выбору коэффициентов смещения Xj и Хг- Варьированием величиной X можно существенно повлиять на форму зуба и такие параметры зацепления как коэффициент перекрытия, приведенные радиусы кривизны, удельные скорости скольжения и др. Подробные сведения по этому вопросу и указания к выбору величин Xi и Хг даны в работах [58, 59 и др.]. При Zi 18 4- 19 в курсовых проектах обычно принимают xi=x2=0. Однако и при этих значениях г, изменяя Xi и Xj, можно повысить несущую способность. [c.49]

Очевидно, что при выборе параметров зацепления, а следовательно, и коэффициентов смещения инструмента надо исходить из всей совокупности условий изготовления и работы передачи. Задача подбора коэффициентов смещения, обеспечивающих оптимальные свойства передачи, достаточно индивидуальна, в связи с чем все попытки создать единую для всех расчетных случаев систему коррекции заранее обречены на неудачу. С этих позиций следует оценивать встречающиеся в литературе рецепты универсальных систем коррекции. Более реальной представляется разработка систем коррекции по признаку критериев работоспособности передачи (контактная или изломная выносливость, стойкость Б отношении заедания). Возможность создания таких систем коррекции для силовых передач ставится в прямую зависимость от уровня наших знаний о влиянии кор- [c.44]

Усилия в зацеплении 598—599 Передача клнноременная — Выбор параметров 521—523 [c.759]

После установления основных параметров зацепления, определения окружной скорости, выбора степени точности передачи и уточнения коэффициента нагрузки производят проверку расчетных контактных напряжений. Необходимость такой проверки вызвана в оснр4ч ном тем, что коэффициент нагрузки может значительно отличаться5 от принятого предварительно, поэтому ан тоже будет значительно отличаться от [ан]. [c.158]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, р,едукторного типа) или встроенные в мащину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкращивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрущения зубьев обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слищком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости [НКС > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого раз-,меры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.27]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...