Силы в зацеплении

Силы в зацеплении (рис. 2.7). Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке. [c.28]

Силы в зацеплении. Средний диаметр колеса [c.53]

Выясняют пригодность размеров заготовок колес и вычисляют силы в зацеплении (2.25). [c.151]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов червячного редуктора приведены на рис. 13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой) но ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении были определены выше С,,=С 2= 411 Н, 2 = 7055 Н, / , = 2568 Н. [c.241]

Силы в зацеплении (рис. 2.11) окружная сила на среднем диаметре колеса Р, =2Т2/с1,п2, где ,2 = 0,857 .г [c.19]

При установке на концы валов соединительных муфт направление силы неизвестно, поэтому при расчете принимают, что эти реакции совпадают 110 направлению с суммарными реакциями опор от действия сил известного направления (например, окружной, осевой и радиальной сил в зацеплении). [c.80]

Силы в зацеплении (рис. 2.7). окружная [c.23]

Силы в зацеплении (рис. 2.11) окружная сила на среднем диаметре шестерни [c.29]

При проектировании узла выбирают направление наклона зубьев и направление вращения шестерни одинаковыми, чтобы осевая сила в зацеплении была направлена от вершины делительного конуса. В конструкциях узлов конических шестерен применяют радиально-упорные подшипники, главным образом конические роликовые, как более грузоподъемные и менее дорогие, обеспечивающие большую жесткость опор. При относительно высоких частотах вращения (п > 1500 мин ) для снижения потерь в опорах, а также при необходимости высокой точности вращения применяют более дорогие шариковые радиально-упорные подшипники. [c.131]

На рис. 8.13 изображено взаимное расположение зубчатых колес при деформированных валах в случаях симметричного (рис. 8.13, а), несимметричного (рис. 8.13, б) и консольного (рис. 8.13, в) расположения колес относительно опор. Валы прогибаются в противоположные стороны под действием сил в зацеплении. [c.109]

В соответствии с формулой (8.24) /2 растет с увеличением Р, что выгодно. Однако во избежание больших осевых сил в зацеплении (см. ниже) рекомендуют принимать р=8...20°. Для шевронных колес допускают 3 до 30° и даже до 40°. [c.126]

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]

Силы в зацеплении. Определяют по формулам окружная сила [c.136]

Силы в зацеплении. Из рис. 8.46 ясно, что ио условиям равновесия [c.159]

Для планетарных передач, выполненных по другим схемам, силы в зацеплении определяют по такому же принципу. [c.159]

Потери и к. п. д. Формула (8.51) остается справедливой для планетарных передач. Потери в подшипниках планетарной передачи меньше, чем у простой, так как при симметричном расположении сателлитов силы в зацеплениях уравновешиваются и не нагружают валы и опоры. [c.159]

Силы в зацеплении, рассматриваемые приложенными в полисе зацепления, удобно задавать тремя взаимно перпендикулярными составляющими (рис 1.6). [c.12]

Коническая передача с косыми или круговыми зубьями. Силы в зацеплении (на шестерне) определяю ся по формулам [c.48]

Определяем силы в зацеплении [c.210]

В начале рассматриваем расчет для случая действия силы в в е р HJ и н е зуба (рис. 10,15). Приняв расчетную силу равной полной силе в зацеплении, получим упрощенный расчет в предположении, что вторая пара зубьев не участвует в работе (разность шагов зацепления зубьев вследствие погрешностей изготовления больше упругой деформации зубьев). [c.169]

Q,5(d4—dn), мм К — эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба Т - - вращающий момент, Н-м Л, / — коэффициент увеличения напряжений от сил в зацеплении а- i — передел выносливости материала стандартных круглых образцов при знакопеременном цикле напряжений, МПа. [c.227]

Коэффициент увеличения напряжений от сил в зацеплении [c.227]

СКОЛЬЖЕНИЕ В ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧЕ, КПД, СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [c.233]

Силы в зацеплении (рис. 2.5). Окружная сила на среднем диамезре колеса [c.23]

Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рис. 13.1. Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов на шариковых радиальных однорядных подшипниках легкой серии (206 и 208 соотвегствепио) берут по компоновочной схеме (см. рис. 3.11) /,=34, /, = 68 /з = 58 /4 = 35 /5 = 70 /(, = 72 т/,= 35,255 т/з = 174,745. Силы в зацеплении / , = 2464 Н, /, = 916 Н, / = 518 Н. Сила / = 2972 Н, [c.218]

Предположим, что входной вал редуктора соединяется с валом электродвигтттеля муфтой упругой втулочно-нальце-вой. Тогда Т = 50 Т=50у/44,3 = 333 Н. Здесь Г вращающий момент на валу. Нм. Направление / заранее не известно и на расчетной схеме показано условно (рис. 13.1, о). Быстроходный вал. Реакции от сил в зацеплении а) в плоскости YOZ [c.219]

Определение реакций опор. Расчетные е см1>1. для определения реакций (знор валов конического редуктора приведены на рис. 13.4. Линейные размеры (мм) берез по компоновочной схеме рис. 3.13 /, =25, /, = 78, /, = 90, /4 = 45, /5 = 220, /(, = 90, з/, ,= 66,846, з/, , = 209. Силы в зацеплении = 2794 Н, /ф) = [c.231]

Направление консольной нагрузки заранее не известно. Поэюму оздельно находят реакции опор от дейсзвия силы Полную реакцию каждой опоры, соответствующую наиболее опасному случаю нагружения, находяз арифме-гическим суммированием результирующих от сил в зацеплении (/ д и У д) и реакций от консольной нагрузки (7 дк и соответственно). [c.243]

Соединения с натягом в последнее время все чаще применяют для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 6.5. Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал — ступица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызьшает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал — ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стьжа, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. [c.81]

Ширину Ьь зубчатого венца у жесткого колеса вьшолняют на 2...4 мм больше, чем у гибкого. Это позволяет снизить требования к точности расположения колес в осевом направлении. Толщину жесткого колеса принимают равной 5" 0,085 / с последующей проверкой выполнения условия максимальное радиальное перемещение под нагрузкой от сил в зацеплении не должно превьпиать (0,05...0,02)А , где —глубина захода зубьев. Для эвольвентных зубьев с узкой впадиной А (1,3...1,6)т, для зубьев с щирокой впадиной А т. [c.239]

Силы в зацеплении. На рис. 8.17 — нормальная сила, направ-.яеиная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято приклады- [c.112]

Силы в зацеплении. косрзуйо й передаче (рис. 8.28, а) нормальную силу F раскладывают на три составляющие [c.127]

Напряжения растяжения от окружных сил в зацеплении, из-меЕ1иющ,неся гю отнулевому циклу с максимумом при (р 0 [c.204]

Способы натяжения рем ней. Выше показано, что значение натяжения fo ремня оказывает существенное влияние на долговечность, тяговую способность II к. п. д. передачи. Наиболее экономичными и долговечными являются передачи с малым запасом трепня (с малым запасом F ). На практике большинство передач работает с переменным режимом нагрузки, а расчет передачи выполняют по максимальной из-возможных нагрузок. При этом в передачах с постоянным предварительным натяжением в периоды недогрузок излишнее натяжение снижает долговечность и к. п. д. С этих позиций целесообразна конструкция передачи, у которой натяжение ремня автоматически изменяется с изменением нагрузки, т. е. отношение f(// onst. Пример такой передачи показан на рис. 12.12. Здесь ременная передача сочетается с зубчатой. Шкив / установлен на качающемся рычаге 2, который является одновременно осью ведомого колеса 3 зубчатой передачи. Натяжение 2Г ремпя равно окружной силе в зацеплении зубчатой передачи, т. е. пропорционально моменту нагрузки. Преимуществом передачи является также то, что центробежные силы не влияют на тяговую способность (передача может работать при больишх скоростях). Недостатки передачи сложность конструкции и потеря свойств само-предохранения от перегрузки. [c.231]

Расчет II вала. Определяем силы в коническом зацеплении по уравнениям, приведенным в 6.7.4 ч. 1. Направление осевых и радиальных сил в зацеплении зависит от направлений линии зуба и вращения колес. Эти направления нужно выбирать такими, чтобы осевая сила Fa была направлена в TOpoi у базового торца колеса, что возможно при одинаковых направлениях линии зуба и вращении колес. [c.311]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...