Расчет зубчатых соединений

Расчет зубчатых соединений выполняется из условий прочности зубьев на смятие и срез по формулам [c.271]

Расчет зубчатых соединений [c.98]

Расчет зубчатых соединений на прочность [c.292]

В соответствии с ГОСТ 21425 — 75 допускаемые напряжения при расчете зубчатых соединений на смятие определяют по формуле [c.178]

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ СОЕДИНЕНИЙ ПО МАКСИМАЛЬНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ СМЯТИЯ [c.185]

С задачей о распределении крутящего момента между последовательно расположенными соединениями приходится сталкиваться, например, при расчете зубчатого соединения полого выходного вала редуктора с валом исполнительного механизма, расчетах ступиц, расположенных по краям канатных барабанов, ступиц шкивов и зубчатых колес больших размеров, имеющих внутри кольцевые проточки. Рассматриваемая задача к — 1 раз статически неопределима к — число последовательно расположенных соединений). Для раскрытия статической неопределимости можно воспользоваться, например, условием равенства углов закручивания вала на границах участков. [c.190]

Практика эксплуатации машин и экспериментальные исследования показывают, что устаревший метод расчета по средним напряжениям с применением произвольных коэффициентов неравномерности распределения нагрузки, не может служить сколько-нибудь надежным критерием для оценки несущей способности и долговечности соединения. С увеличением напряженности механических узлов несостоятельность привычных методов расчета зубчатых соединений сказывается все более резко нередки случаи, когда ресурс машины ограничивается предельным состоянием зубчатых соединений. Встречаются отказы соединений вполне благополучных по средним напряжениям. [c.3]

В свете изложенного видна необходимость внедрения методов расчета зубчатых соединений, основанных на физической сущности явлений, происходящих в соединении во время передачи им нагрузки с учетом всех его свойств. [c.3]

Расчет зубчатого соединения скользящей вилки карданного шарнира сводится, как обычно, к сравнению максимального напряжения смятия с допускаемым. Из опыта эксплуатации машин можно сделать вывод, что допускаемые напряжения смятия находятся в линейной зависимости от твердости сопрягаемых поверхностей. При твердости ЛЯС 35 напряжение смятия а ах =- 80 МПа [c.256]

Соответственно расчет зубчатых соединений производится обычно как проверочный. [c.72]

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ СОЕДИНЕНИЙ [c.308]

Рис. 11.21. Схема для расчета зубчатых соединений

ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ПРОВЕРОЧНОГО РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ СОЕДИНЕНИЙ [c.310]

Расчет зубчатого соединения ведут так же, как и расчет цилиндрических зубчатых колес. Принимают 7-ю нли 8-ю степень точности. [c.323]

Исследования зубчатых соединений позволили разработать ГОСТ 21425—75 по расчету их нагрузочной способности. Ниже излагается методика такого расчета с некоторыми упрощениями и сокращениями. [c.81]

Расчет зубчатых (шлицевых) соединений производят по напряжениям смятия в виде проверочного или проектного расчета с целью определения I [c.382]

Зубчатые соединения рассчитывают на смятие рабочих поверхностей методика расчета изложена в более полных учебниках по деталям машин и в справочниках. [c.397]

Проверочные расчеты шпоночных и зубчатых соединений [c.419]

Зубчатые соединения рассчитывают на смятие рабочих поверхностей. Рассмотрим проверочный расчет прямобочных зубчатых соединений (см. рис. 3.100, а). [c.420]

В главе Шлицевые соединения заново изложен расчет этих соединений. Дополнены и переработаны расчеты зубчатых передач и расчет (подбор) подшипников качения. Улучшена структура книги. [c.4]

Основным критерием работоспособности зубчатых соединений является прочность. Выступы зубчатого соединения подвергаются срезу у основания, а их боковые поверхности — смятию. Расчет на смятие боковых (рабочих) поверхностей выступов (рис. 29.5, б) зубчатых соединений так же, как и шпоночных, является приближенным. Окружная сила, воспринимаемая зубьями, определяется по равенству [c.493]

Упрощенный (приближенный) расчет шлицевых соединений по критерию смятия является основным для шлицевых (зубчатых) соединений. При расчете по критерию смятия работоспособность соединения проверяют по условию действующие напряжения смятия на рабочих поверхностях зубьев не должны превышать допускаемые [ст] . В приближенных расчетах напряжения смятия на рабочих поверхностях зубьев находят в предположении равномерного распределения напряжений смятия по рабочей поверхности зубьев при наибольшем вращающем моменте Т из числа длительно действующих. Неравномерность распределения нагрузки между зубьями учитывают с помощью коэффициента А р . Таким образом, основной расчет на смятие рабочих поверхностей зубьев шлицевых соединений сводят к проверке условия [c.142]

Ободья зубчатых колес в ряде случаев выполняют с повышенной податливостью, что позволяет снизить уровень возмущающих сил в зубчатых зацеплениях.Тогда при динамических расчетах зубчатых передач необходимо учитывать податливость ободьев зубчатых колес. В зависимости от конструктивного исполнения ободьев колес можно выделить три расчетные схемы — свободное кольцо (рис. 6, а) кольцо, соединенное с оболочкой (рис. 6, е) кольцо в упругой среде (рис. 6, г). [c.106]

Для зубчатых соединений производить проверочный расчет их на смятие по формуле [c.75]

Чертежи о-р асчетные трафареты содержат справочные сведения, необходимые для расчета или выбора отдельных элементов конструкции. Для этого на их нерабочую поверхность могут быть нанесены, например, нормы прочности болтовых соединений, формулы для расчета зубчатых соединений, расчета пружин, номограммы и другие данные. Это позволяет конструктору экономить время на поиске справочных материалов. [c.28]

Сравнительная износостойкость соединения может быть определена либо по так называемому параметру износостойкости, введенному в методиках расчета зубчатых соединений автомобилей и тракторов Белорусского политехнического института (лаборатория проф. И. С. Цито-вича), имеющему разномерность напряжения и зависящему от концентрации и характера нагрузки, числа одновременно работающих пар зубьев, наличия смазки, величины скольжений в контакте и времени работы, либо по сравнению суммарной работы трения в элементах соеди-нени5 . [c.145]

Число и размеры зубьев по их поперечному сечению принимаются в зависимости от диаметра вала по соответствующему ГОСТу. Длина зубьев определяется длиной ступицы, а если ступица под-движная — величиной хода ее перемещения. Соответственно расчет зубчатых соединений производится обычно как проверо ч-н ы й. [c.147]

В четвертое издание учебника по сравнению с предыдущим внесены следующие изменения. Все формулы представлены так, что остаются справедливыми для любой системы единиц физических величин. В справочных данных и примерах расчета используется только Международная система единиц. Расчеты на ресурс распространены на зубчатые (шлицевые) соединения в соответствии с ГОСТ 21425—75 и на клиноременные передачи — ГОСТ 1284.3—80. В расчетах на ресурс зубчатых передач и подшипников качения использована общая методика по типовым графикам нагрузки. Дана современная методика расчета конических передач с круговыми зубьями, Использована теория вероятности при расчетах прессовых соединений, подшипников скольжения и качения, также результаты современных исследований прочности волновых передач и передач Новикова. Внесены изменения в методику изложения некоторых разделов курса. Все эти изменения связаны с быстрым развитием отечественной науки в области машиностроения, которому уделяется первостепенное внимание в планах нашей партии и правительства, в решениях XXVI съезда КПСС. [c.3]

В расчете несущей способности по ГОСТ 21425—75 учитывается лишь радиальное циклическое скользь ение, а наличие перекосов, эксцентриситетов нагрузки, погрешносей монтажа, влияние различной податливости вала и ступицы уштывается соответствующими коэффициентами. Названный ГОСГ не может использоваться для зубчатых соединений валов со шкивами, паразитными шестернями и специальных соединений для юмпенсации перекосов. [c.74]

Подбор и проверочный расчет шпоношого соединения. Для передачи крутящего момента от коинческогс колеса иа муфту применим призматическую шпонку со скругленными торцами по СТ СЭВ 189—75 (табл. 4,1). Примем диаметр соединения полумуфт с зубчатыми колесами 2, и Zi d = 55 мм (см, рлс. 8,15). Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов (мм) [c.315]

В учебном пособии изложены основы теории, расчета и конструирования точных механизмов. При этом рассмотрены структура, кинематика и динамика механизмов основы взаимозаменяемости, допуски и посадки, ошибки механизмов конструкция и расчет зубчатых, червячных, винтовых и фрикционных передач, планетарных, дифференциальных, волновых, кулачковых, рычажных, мальтийских, храповых, счетно-решающих и др. механизмов конструкция и расчет узлов и деталей механизмов и приборов — соединений, валов, осей, подшипников, нуфт, направляющих, корпусов, упругих и чувствительных элементов, отчетных устройств, успокоителей и регуляторов скорости. [c.2]

Расчет по ГОСТ 21245 — 75. Этот уточненный расчет разработан пока только для прямобочных зубчатых соединений валов с зубчатыми колесами, муфтами и другими деталями, за исключением шкивов, паразитных шестерен и специальных соединений для когнпенсации перекоса или несоосности валов. Соединения шкивов и паразитных шестерен имеют иную схему нагружения и большие радиальные силы. [c.99]

Для зубчатого соединения средней серии по ГОСТ 1139—80 находим 2=8, =36 мм, 1)=42мм,/=0,4 мм. При этом =0,5(42 + 36)=39 мм, 6=0,5(42 — 36)—2 0,4= =2,2 мм. Вначале выполняем упрощенный расчет по обобщенному критерию. По формуле (6.5) [фи [о см]=20 МПа (см. табл. 6.1) и Л =0,75 находим /=2 230 10 /(0,75 8-2,2-39-20)=45 мм. [c.103]

Существенный недостаток соединения с натягом — зависимость его нагрузочной способности от ряда факторов, трудно поддающихся учету 1пирокого рассеивания значений коэффициента трения и натяга, влияния рабочих температур на прочность соедине-ния и т. д. К недостаткам соединения относятся также наличие высоких сборочных напряжений в деталях и уменьшение их сопротивления усталости вследствие концентрации давлений у краев отверстия. Влияние этих недостатков снижается по мере накопления результатов экспериментальных и теоретических исследований, позволяющих совершенствовать расчет, технологию и конструкцию соединения. Развитие технологической культуры и особенно точности производства деталей обеспечивает этому соединению все более широкое применение. С помощью натяга с валом соединяют зубчатые колеса, маховики, подшипники качения, роторы электродвигателей, диски турбин и т. п. Посадки с натягом используют при изготовлении составных коленчатых валов (рис. 7.9), червячных колес (рис. 7.10 и пр. На практике часто применяют соединение натягом совместно со шпоночным (рис. 7.10). При этом соединение с натягом может быть основным или вспомогательным. В первом случае большая доля нагрузки в>.х принимается посадкой, а шпонка только гарантирует прочность соединения. Во втором случае посадку используют для частичной разгрузки шпонки и центрирования деталей. Точный расчет комбинированного соединения еще не разработан. Сложность такого расчета заключается в определении доли нагрузки, которую передает каждое из соединений. Поэтому в инженерной практике используют приближенный расчет, в котором полагают, что вся нагрузка воспринимается только основным соединением — с натягом или шпоночным. Неточность такого расчета компенсируют выбором повышенных допускаемых напряжений для шпоночных соединений. [c.113]

Расчет зубчатых цилиндрических эвольвентных передач. Это наиболее распространенный тип передач. Используют их при параллельных осях зубчатых колес в виде прямо-, косозубых и шевронных передач. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют более высокую нагрузочную способность, плавность вращения их основной недостаток — возникновение в зацеплении осевь1х усилий. Шевронные передачи, колеса которых состоят из двух жестко соединенных меЩу собой ко цов с противоположным-направлением линий зубьев, при обеспечении самоустанавливаемости зубчатых Колес лишены этих недостатков. Зубчатые передачи применяют с внешним или с внутренним зацеплением. Последние обладают повышенной нагрузочной способностью и меньшими размерами. Зубчатые колеса передач с внутренним зацеплением имеют одинаковые направления вращения, с внешним — противоположное. [c.187]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...