Расчет прочности гибкого колеса

Расчет прочности гибкого колеса [c.204]

Запас сопротивления усталости гибкого колеса ниже рекомендуемого, что подтверждается наблюдавшимися на практике поломками опытной передачи до установленного срока службы (10 ООО ч). Отмечаем малое влияние напряжений кручения т и на сопротивление усталости, что позволяет выполнять расчет прочности гибкого колеса только по нормальным напряжениям а. [c.135]

Проверочный расчет на прочность гибкого колеса выполняют после определения основных параметров передачи [7]. Проверяется коэффициент запаса по нормальным напряжениям [c.224]

Проводится проверочный расчет на прочность гибкого колеса. [c.231]

Проверочный расчет на прочность гибкого колеса. Проверка коэффициента запаса по нормальным напряжениям [см. формулу (11.15)] [c.236]

В формулу (5.14) входит четыре параметра у, Wq, г и R. При проектировании обычно известны (из других расчетов) и г. Одним из двух неизвестных у или R приходится задаваться. Обычно задаются у, учитывая качество зацепления и прочность гибкого колеса. С увеличением у при постоянном Wq напряжения изгиба растут по малой оси генератора и уменьшаются по большой оси. [c.77]

Кривые суммарных напряжений для нащего примера изображены на рис. 7.12, где 1 — расчетная, 2 — экспериментальная. При построении использованы графики рис. 7.8, 7.10, 7.11. Сравнивая расчетную и экспериментальную кривые, отмечаем хорошее совпадение на дуге АВ, на дугах АМ и МВ совпадение хуже, но характер изменения напряжений примерно одинаковый. Отклонения наиболее существенны в точках сопряжения дуг АВ, АМ и МВ . В приближенных расчетах в этих точках допускаются резкие перегибы или сосредоточенные нагрузки, которые на практике являются распределенными (размазанными) в некоторой локальной зоне сопряжения дуг. Для статической прочности гибкого колеса существенны максимальные, а для сопротивления усталости ампли- [c.126]

Расчет диаметра гибкого колеса по условию прочности [c.136]

КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ ГИБКИХ И ЖЕСТКИХ КОЛЕС [c.177]

Общепринятых методик расчета на предотвращение отмеченных видов разрушений пока нет, однако большинство исследователей в качестве основных критериев работоспособности волновых передач принимают прочность и выносливость гибкого колеса и долговечность подшипников генератора. [c.198]

Расчет на прочность волновых передач. В кинематических волновых передачах зубья колес испытывают напряжения, поэтому размер модуля выбирают исходя из конструктивных соображений. Наиболее напряженной деталью является гибкое колесо, тонкая стенка которого испытывает растягивающие и сжимающие напряжения от изгиба и сдвигающие от кручения. Подробные сведения о геометрии, кпд, конструкциях и расчете деталей волновых передач приведены в литературе [6, 11, 20, 35]. Здесь ограничимся лишь некоторыми рекомендациями по этим вопросам [35]. [c.239]

Критерии работоспособности и расчета волновых передач. В результате экспериментальных исследований и опыта эксплуатации установлено, что основные причины потери работоспособности волновых передач—разрушение гибких колес и гибких подшипников качения, генераторов недостаточная жесткость генераторов и жесткость колеса изнашивание зубьев, которое зависит от напряжений смятия перегрев передачи. По всем перечисленным критериям работоспособности вести проектировочный расчет передачи затруднительно. Из всех деталей передачи наиболее уязвимо гибкое колесо. В нем возникают переменные напряжения изгиба, вызванные воздействием генератора и напряжения кручения под действием вращающего момента. Поэтому при расчете на прочность определяют главный параметр волновой передачи — внутренний посадочный диаметр гибкого колеса d (см. рис. 9.47) [c.232]

После определения размеров гибкого колеса выполняют проверочный расчет на прочность зубчатого венца, напряжения в котором являются решающими. [c.195]

Проверочный расчет прочности зубчатого венца гибкого колеса [c.197]

Следовательно, необходим расчет гибкого колеса на усталостную прочность при изгибе. [c.314]

Расчет гибкого колеса на прочность [c.174]

Расчет волновой передачи на прочность. Основными критериями работоспособности волновых зубчатых передач являются износ зубьев, усталостное разрушение гибкого колеса, усталостное разрушение гибкого подшипника генератора волн. [c.187]

Расчет гибкого колеса на усталостную прочность и проверку долговечности подшипника см. в работе [24]. [c.188]

Приближенное значение внутреннего диаметра с1 гибкого колеса определяют из расчета на прочность по формуле (7.45). [c.89]

Расчет оптимальной толщины гибкого колеса по условию прочности [c.135]

Расчет гибкого колеса на прочность. Исследования показали, что при рекомендуемых способах соединения цилиндра с валом (см. рис. 6.5) основными напряжениями являются 1) напряжения изгиба Оу в окружном направлении, связанные с деформацией цилиндра по заданной форме 2) напряжения кручения т р от крутящего момента М2 на выходном валу, [c.178]

Работоспособность волновой зубчатой передачи определяет гибкое колесо, поэтому расчет зубчатого волнового редуктора целесообразно начинать с выбора материала и собственно конструкции гибкого колеса. Геометрические параметры гибкого колеса определяют из допускаемых напряжений смятия зубьев, т. е. условия прочности [о]с . [c.82]

Проверочный расчет гибкого колеса на сопротивление усталости проводят по условию коэффициента запаса прочности 5 г [5], для чего определяют напряжения изгиба в окружном направлении, связанные с деформацией цилиндра по заданной форме, и напряжения кручения от вращаемого момента Т на выходном валу [c.174]

Сопоставим условия работы различных частей гибкого колеса имея в виду, что напряжения изгиба являются решающими для его прочности. Зубчатый венец — здесь максимальные деформации w, максимальная толщина Sj, концентрация напряжений от зубьев цилиндр — здесь деформации уменьшаются от зубчатого венца к дну, толщина Sg Si, нет концентраторов напряжений дно — здесь деформации изгиба связаны с осевыми перемещениями и в цилиндре, которые значительно меньше w, толщина S4 расчет напряжений во впадинах зубчатого венца в сечении I — / рис. 6.1. При этом определяют Sj. По рекомендациям (6.1) и (6.2) назначают S3 и S4 с последующей проверкой напряжений в сечениях II—II и ///—///. [c.120]

Примечание. Жесткое колесо ступени I нарезают немодифицированным долбяком 2о = 64, ао = 67,33 мм, /lio = 1.35. Толщины и углы профиля зуба гибкого колеса Sag = 0,792 мм, = 24°, S g- = 1,874 мм, a,fg- — 2Г50. Приступая к расчету геометрии зацепления волнового зубчатого соединения, принимаем зубчатый венец таким же, как и g, (см. рис. 8.1, а). Это целесообразно по условиям прочности и технологичности. Полагаем, что широкую впадину жесткого колеса можно обеспечить при нарезании тем же модифицированным долбяком, который принят для нарезания зубьев гибкого колеса. [c.179]

В соответствии с программой Минвуза СССР объекто.м курсового проекта являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное Наиболее. распространенными объектами в курсовом. проекте являются передачи цилиндрические, конические, червячные и передачи с гибкой связью. Такой выбор связан с большой распространенностью и важностью их в современной технике. Весьма существенным является и то, что в механическом приводе с упомянутыми передачами наиболее полно представлены основные детали, кинематические пары и соединения, изучаемые в курсе Детали машин . Возьмем для примера редуктор с передачами зацеплением. Здесь имеем зубчатые (червячные) колеса, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и т. д. При проектировании редуктора находят практические приложения такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости поверхности и т. д. [c.3]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...