Определение геометрических размеров колес

Определение геометрических размеров колес [c.107]

Рис. 10.18. Определение геометрических размеров зубчатого колеса

Определение геометрических размеров зацепления конических колес [c.141]

Определение геометрических размеров червяка и червячного колеса. Делительный диаметр червяка [c.349]

Далее следует определить геометрические размеры колеса по формулам, примененным для определения геометрических размеров шестерни, заменив Zj на г. . [c.296]

Определение геометрических размеров соплового аппарата и рабочего колеса газовой турбины. Расчет длинных лопаток. Теория Уварова. Степень реактивности по высоте лопатки. Построение лопаток соплового аппарата и рабочего колеса. Материал лопаток и их охлаждение. Цикл газовых турбин постоянного давления. Конструктивные примеры газовых турбин. Регулирование газовых турбин. Турбокомпрессоры. Работы Стечкина и Дмитриевского по созданию авиационных турбокомпрессоров. [c.175]

Для машин, имеющих колеса с массивными шинами, значения, найденные по этой формуле, расходятся с экспериментальными данными. Основную часть момента для поворота колес ( 95 %) составляет момент сопротивления при скольжении отпечатка. Величина зависит от площади отпечатка, нагрузки на колесо и коэффициента трения скольжения ф. В формуле для определения Ма площадь отпечатка шины учитывается косвенно, через радиус колеса. Однако известно, что площадь отпечатка зависит от нагрузки на колесо, вида дорожного покрытия, материала шины и геометрических размеров колеса. [c.88]

Формулы для определения геометрических размеров червяка и червячного колеса [c.260]

Из изложенного следует, что при расчеге планетарного механизма числа зубьев колес z и количество сателлитов р не могут быть выбраны произвольно, а должны удовлетворять трем установленным выше условиям. При заданном модуле т число зубьев определяет размеры колес и обш,ие габариты механизма. Поэтому определение zap называют геометрическим расчетом планетарного механизма, который выполняют в следуюш,ем порядке. [c.129]

С успехом можно определить на модельном насосе с последующим пересчетом на натуру по известным формулам подобия. При этом необходимо, чтобы модель насоса была подобна натуре по всем геометрическим размерам без исключения. Следовательно, должны быть подобны и зазоры в лабиринтном уплотнении на всасывании. Только в этом случае пересчет на натуру результатов, полученных на модели, дает достаточно точные характеристики. Выполнение этого требования приводит к определенным конструкционным и технологическим затруднениям при создании уменьшенных по сравнению с натурой моделей, так как требуется повышенная точность изготовления для предотвращения задевания рабочего колеса о лабиринтное уплотнение. Без выполнения этого требования полученные на модели результаты не будут достаточно представительными и потребуется проверка кавитационных характеристик на натурном ГЦН. [c.219]

При проведении геометрического расчета, который сводится к определению исполнительных размеров зубчатых колес и уточнению конфигурации зуба, места приложения нагрузки, приведенных радиусов кривизны и других параметров, влияющих на прочность, необходимо знать последний зубообрабатывающий инструмент, окончательно формирующий поверхность зуба. [c.226]

В червячных передачах проектный расчет червяка не производят, так как все его геометрические размеры определяют из условия расчета червячного колеса. По этой причине делают лишь проверочный расчет тела червяка на прочность. Проверку начинаем с определения усилий, возникаюш,их в червячном зацеплении. [c.349]

Зубчатые колеса конические косозубые (тангенциальные) 466, 471 — Зубья — Размеры контрольные — Определение 480 — Размеры и характеристики 467 — Расчет геометрический 474—481 —Усилия в зацеплении 487 [c.780]

Расчет на прочность сводится к определению межосевых расстояний, модулей зацепления колес передач, размеров колес и валов. При этом попутно выполняют и геометрические расчеты элементов зацеплений передач. Передаточные числа, как общие, так и по отдельным ступеням, для редукторов одно-, двух- и трех-ступенчаТых с цилиндрическими колесами регламентированы ГОСТ [c.495]

При выполнении чертежа конического колеса по размерам, снимаемым с готового изделия, определение геометрических параметров начинают с угла внешнего дополнительного конуса Я, который измеряют с помощью угломера. По полученному значению подсчитывают значение угла делительного конуса б = = 90° — Я. [c.191]

Начальные геометрические параметры зубчатых колес определяются или при компоновке передачи, когда они назначаются в зависимости от размеров сопряженных деталей и требуемых межосевых расстояний, или же в результате проектного прочностного расчета. Из кинематического расчета передачи должно быть известно передаточное число рассчитываемой ступени и. Геометрический расчет начинают с определения или назначения ряда исходных параметров, с помощью которых находятся все необходимые геометрические размеры. Определение геометрических параметров передач (рис. 7.6) производится по табл. 7.5. [c.125]

Расчет основных геометрических размеров. Определив расчетом на прочность средний модуль Шс, средний диаметр шестерни или конусное расстояние L, необходимо произвести геометрический расчет передачи. В табл. 15.10 приведены формулы для определения основных размеров конических колес для передачи между валами, оси которых пересекаются под углом б = 90°. Для геометрического расчета конических колес с корригированным зацеплением и круговыми зубьями необходимо пользоваться специальной литературой [7]. [c.267]

Рассчитываем первую косозубую пару. При определении геометрических параметров принимаем, что размеры колес второй ступени известны. По условиям смазки (см. стр. 199) назначаем диаметр колеса первой пары несколько меньшим, чем у второй, а именно 2 г= 240 мм. При этом [c.215]

Ниже приводятся расчетные зависимости и порядок геометрического расчета пары ортогональных конических колес с круговыми зубьями, включая определение исполнительных размеров зуба при нарезании. [c.252]

Расчет размеров червячной передачи, так же как и зубчатой, сводится к определению геометрических параметров зацепления, удовлетворяющих условию контактной выносливости рабочих поверхностей и изгибной прочности зубьев червячного колеса. [c.63]

Таким образом, меньше в 3,65 раза (для воды). Смысл и заключается в том, что они позволяют любой насос с любыми К, со и Я приводить к эталонному, т. е. сравнивать натурные насосы по эталонным. Для геометрически подобных насосов коэффициент быстроходности будет являться также критерием подобия, а для геометрически неподобных — комплексом. Таким образом, каждому и nq соответствуют вполне определенные геометрические соотношения, и, следовательно, насосы с различными выходными параметрами можно груп пировать, исходя, например, из геометрических соотношений размеров колеса (рис. 14.30). [c.186]

Учитывая, что величина входного угла лопатки центробежного Колеса мало влияет на его кавитационные свойства, можно считать, что профиль лопаток и геометрические размеры центробежного колеса незначительно зависят от постановки перед НИМ шнека. Геометрические размеры шнека необходимо подбирать так, чтобы обеспечить наилучшие антикавитационные и мощностные качества насоса в целом. Это достигается выбором Шнека с определенным шагом спирали 5 , углом лопаток Р2л и др. Большое влияние на центробежного насоса [c.189]

Исходный червяк. У цилиндрических червячных передач с червяками ZA, II, ХК1, N2, 1К1, ZK2 пропорции витков червяков и зубьев соответствующих червячных колес определяются параметрами исходного червяка и исходного производящего червяка (определяющего инструмент для нарезания червячного колеса), устанавливаемыми ГОСТ 19036—81. Параметры исходного червяка и расчетные формулы для определения основных геометрических размеров червячной передачи, изображенной на рис. 582, приведены в табл. 102. [c.503]

Расчет реактора (см. рис. 72, в). Конструкция насосного и турбинного колес обусловливает геометрические размеры реактора, определение которых сводится к нахождению углов наклона лопаток на входе и выходе. Соотношения диаметров в реакторе для гидротрансформаторов типичных конструкций Приведены в табл. 8. Устанавливая диаметры входа и выхода 0 2, определяем ширину канала на входе в реактор [c.143]

Для уменьшения количества зуборезных инструментов на размеры отдельных геометрических элементов зубчатых колес установлены определенные нормы и стандарты. Зубчатые колеса, изготовленные в соответствии с этими нормами, называют нормальными зубчатыми колесами. [c.169]

Целью геометрического расчета является определение размеров зубчатых колес, необходимых для их изготовления. [c.460]

Зубья на изгиб рассчитывают для определения размеров, которые исключали бы их поломку, вызываемую развитие усталостных трещин. Поверхности зубьев по контактным напряжениям рассчитывают, чтобы определить параметры зацепления, исключающие выкрашивание этих поверхностей. Из пары сцепляющихся зубчатых колес рассчитывают меньшую шестерню. Обозначения, кроме особо оговоренных, те же, что и при геометрическом расчете. [c.438]

При определении размеров гидропередач широко пользуются геометрическим и гидравлическим подобием с проектируемым гидроаппаратом уже проверенного и испытанного образца. Критерием подобия насосных или турбинных колес являются коэффициенты момента Л или Ат (моменты, развиваемые 344 [c.344]

В ряде случаев (при проверке качества зацепления по геометрическим показателям, расчете на прочность, изготовлении и контроле колес) может потребоваться определение размеров зуба и кол са в произвольном торцовом сечении, в частности — в среднем или внутреннем. [c.42]

Анализируя формулы для различных составляющих напряжений в гибком колесе, можно отметить, что в них кроме диаметров, входит целый ряд других геометрических и силовых параметров, которые при проектном расчете неизвестны. Учет всех составляющих напряжений привел бы к громоздким, неудобным для практики, расчетам. Ниже излагается приближенный проектный расчет. При этом после определения размеров передачи выполняют проверочный расчет по методике, изложенной в 7.6. [c.136]

Основной геометрический параметр передачи — диаметр гибкого колеса, от которого зависят и другие размеры передачи. Методика определения его изложена на примере проектного расчета силовой двухволновой зубчатой передачи длительного срока службы (г 12 10 ч) при постоянной нагрузке, угле профиля зуба я = 20°, для диапазона передаточных отношений / = 80 315, при ведущем генераторе и ведомом гибком колесе. При этом используют условный расчет колеса на кручение при действии номинального расчетного момента Гр, Н-м и равномерно распределенных по зубьям зацепления касательных сил в двух диаметрально противоположных зонах. [c.186]

Для геометрически сложных тел (резьб, зубчатых колес) искомый размер X часто нельзя определить путем непосредственного сравнения с единицей или. мерой. В этом случае измеряют размеры уг, i/o... контролируемого изделия и находят из уравнения. v = f (Уг, /г-..), причем математическая зависимость выводится из геометрических соотношений. Пример — метод тре.х проволочек для определения среднего диаметра (см. 622. 3 ). [c.23]

После определения геометрических размеров колес вычерчивают схему 1И Круг циркуляции ли гцротрансформатора. На этой схеме указывают длину лопаток колес по средней струйке /2 и участки, дискового трения /—IV. [c.151]

Выбор марок сталей для зубчатых колес. В термически необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение легированных сталей без термообработки недопустимо. При выборе марки сталей для зубчатых колес кроме твердости необходимо учитывать размеры заготовки. Это объясняется тем, что прокаливаемость сталей различна углеродистых — наименьшая высоколегированных — наибольп1ая. Стали с плохой прокаливаемостью (углеродистые конструкционные) при больших сечениях пе ьзя термически обработать на высокую твердость. Поэтому марку стали для упрочняемых зубчатых колес выбирают с учетом их размеров, а именно диаметра D вала шестерни или червяка и наибольшей ширины сечения колеса S с припуском на механическую обработку после нормализации или улучшения. Таким образом, окончательный выбор марки сталей для зубчатых колес (пригодность заготовки колес) необходимо производить после определения геометрических размеров зубчатой передачи. [c.169]

Расчет зубчатых. иеханизмов прерывистого движения. Расчет этих механизмов включает определение модуля зацепления, геометрических размеров колес и цикловых характеристик механизма. Расчет модуля зацепления и геометрических размеров прямозубых зубчатых колес эг ольвентного профиля производят по методике, приведенной в гл. 6. [c.275]

Вентиляторы классифицируются по их аэродинамическим схемам, т. е. по определенным соотношениям основных геометрических размеров. Вентиляторы одной аэродинамической схемы геометрически подобны. Все размеры вентиляторов на аэродинамической схеме даются относительно наружнего диаметра колеса, который принимается за 100%. [c.249]

Геометрический расчет начинают с определения или назначения ряда исходных параметров, с помощью которых находятся все необходимые геометрические размеры. К исходным пара.метрам относятся ыежосевой угол, числа зубьев шестерни и колеса, средний угол наклона зуба (для колес с круговыми зубьями), коэффициент высоты головки, коэффициент радиального зазора. [c.148]

Расчетно-пояснительная записка должна быть сброшюрована в обложку из чертежной бумаги или вложена в скоросшиватель. По курсовому проекту цилиндрического редуктора записка должна иметь примерно следующее содержание техническое задание на проектирование кинематический расчет привода и выбор электродвигателя выбор материалов зубчатых колес и определение допускае мых напряжений (гл. V, 24) определение геометрических параметров передачи (гл. V, 24), ориентировочный расчет валов редуктора (гл. IV, 17), определение конструктивных размеров зубча.тых колес и корпуса редуктора (гл. VI, 28), уточненный расчет валов на усталостную прочность (гл. IV, 17), подбор и расчет подшипников качения (гл. IV, 18), проверка прочности шполочных соединений (гл. III, 15), выбор системы смазки зубчатых колес и подшипников (гл. VI, 28 и гл. IV, 18), обоснование выбора допусков и посадок (гл. VI, 28). [c.246]

Типовой элемент может быть определен как конструктивно обособленная часть вспомогательного тракта, гидравлическое сопротивление которой однозначно определяется геометрическими размерами, скоростями граничных поверхностей, а также физичес-ними свойствами и скоростями жидкости, входящей в рассматриваемый элемент. К элементам вспомогательных трактов относятся, помимо описанных выше полостей между дисками рабочих колес № корпусом, щели внутренних уплотнений ротора, полости, входящие в разгрузочные устройства, примыкающие к подшипникам и уплот-нениям, зазоры в опорах ротора, использующих перекачиваемую жидкость, соединительные каналы и отверстия. Здесь не рассматриваются щели с капельной протечкой, например в концевых торцовых или сальниковых уплотнениях, несущественно влияющих наг потоки во вспомогательных трактах. Как правило, для каждого элемента определяют зависимость перепада давлений от расхода жидкости через элемент. [c.42]

Долгое время при проектировании гидромуфт выбор числа лопаток рабочих колес производился на основании графиков на рис. 15. Кривые, определяющие зависимость числа лопаток г от активного диаметра гидромуфты Од,, построены на основании опыта строительства и эксплуататщп судовых гидромуфт. Судовые гидромуфты имеют,рабочую полость с тором вполне определенного профиля и соотношения геометрических размеров. [c.43]

Правила определения суммарного пятна контакта, относительных размеров пятна контакта сопряженных поверхностей зубьев, место его расположения на этих поверхностях назначаются конструктором передачи в зависимости от ее служебного пазначепия, степени нагруженности, жесткости и геометрических особенностей рабочих поверхностей зубьев зубчатых колес. [c.339]

Шлифование зубьев конических колес производится после термической обработки с целью повышения точности (до 6-й степени точности) и улучшения чистоты рабочих поверхностей зубьев. Шлифование прямых зубьев конических колес осуществляется на станке мод. 5870, а круговых зубьев — мод. 5872. Для шлифования прямозубых колес используются круги форма ПП25Х 10X75, размер зерна 16—25, твердость СМ1—СТ1, связка Б и К- Припуск на шлифование на сторону зуба оставляется 0,07—0,1 мм и снимается на 3—4 прохода. Выбор геометрических параметров кругов для шлифования колес с круговым зубом аналогичен определению параметров резцовых головок. Скорость вращения круга 25—30 м сек-, характеристика размер зерна 25—40, твердость СМ1—С2, связка Б. Припуск на шлифование круговых зубьев оставляется равным 0,12—0,17 мм на сторону. [c.577]

Для зубчатых колес с т > 1 мкм правила определения пятна контакта, относительные размеры пятна контакта сопряженных поверхностей зубьев, место его расположення на этих поверхностях устанавливаются конструктором в зависимости от служебного назначения передачи степени нагруженности, жесткости и геометрических особенностей рабочих поверхностей зубьев. Для зубчатых колес, имеющих продольную модификацию зубьев, не допускается усиление контактного давления на кромке зуба у внутреннегр ИАН внешнего торцев. Для колес имеющих профильную модификацию зубьев, не допускаются усиление контактного давления ка кромках у вершин зубьев и разрывы пятна контактна по высоте. Если не указаны специальные требования по нагрузке (торможению) зубчатой передачи, пятно контакта устанавливается при легком торможении, обеспечивающем непрерывное контактирование зубьев колес. [c.472]

Зацепления зубчатых колес — Ксфрек-ция 4 — 328 — Расчет геометрический 4 — 328 —— конических — Размеры контрольные — Определение 4 — 316 — Расчет геометрический 4 — 359 — Углы 4 — 363 [c.421]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...