Расчет зубчато-ременных передач

Расчет зубчато-ременных передач. Расчет передач ведется из условия прочности ремня. Модуль передачи зубчатым ремнем вычисляется в зависимости от передаваемой мощности Р и угловой скорости о быстроходного вала по формуле [c.99]

Расчет зубчато-ременных передач [c.272]

Расчет зубчато-ременной передачи рекомендуется вести в последовательности, изложенной в решении примера 20.1. - V [c.274]

Расчет зубчато-ременной передачи включает определение основных геометрических характеристик передачи модуля т, числа гр зубьев ремня и длины I ремня. Модуль ремня выбирают из нормального ряда в зависимости от вращающего момента на быстроходном валу (табл. 7.11). Число зубьев шкива меньшего диаметра находят по табл. 7.11 в зависимости от модуля. Число зубьев шкива большего диаметра вычисляют по формуле 2 = 21 где и — передаточное число. Диаметры шкивов равны == т% 2 = /п22. Длину ремня I предварительно определяют по формуле (7.6). По величине I находят ориентировочное значение г -р = Г 1 пт), которое округляют до нормализованных значений по табл. 7.11. Межосевое расстояние передачи определяют по формуле (7.7), а число зубьев, находящихся в контакте со шкивом меньшего диаметра — по формуле гр = 2 01/360°, где [c.403]

Расчет зубчато-ременной передачи. Основной критерий работоспособности передачи — тяговая способность ре.мня, которая оценивается допускаемой приведенной удельной о к-0 у ж н о й с и л о п кц], передаваемой 1 мм ширины ремня. Значение ко] зависит от модуля ремня [c.174]

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТО-РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ [c.314]

Расчет зубчато-ременной передачи [c.220]

Выбор тина ременной передачи производят перед ее расчетом. После расчета получают еле,дующие данные расчетные диаметры малого и большого шкивов, обозначение профиля и число клиновых ремней, модуль и число зубьев зубчатого ремня, тип и ширину поликлинового ремня, толщину и ширину плоского ремня, которые являются исходными при разработке конструкции шкива. [c.260]

При проектировании передачи (ОСТ 38-05227—81. Передачи зубчатые ременные. Методы расчета) предварительное значение модуля, мм, выбирают по упрощенной зависимости [c.298]

Из рассмотренных примеров видно, что в состав периферийных устройств обычно входят двигатели, механизмы зубчатых и ременных передач, рычажные, храповые, кулачковые и мальтийские механизмы, а также электромагнитные устройства, муфты и т. д., расчет и проектирование которых будут рассмотрены далее. [c.14]

Расчет валов. По назначению различают валы передач (зубчатых, ременных, цепных и т. д.) и коренные валы машин, несущие, кроме деталей передач, рабочие органы машин-двигателей или рабочих машин. В качестве примера коренного вала можно указать вал турбины, на котором насажены турбинные диски. [c.375]

Если рабочая машина соединена с двигателем муфтой, то момент сопротивления приложен к валу А в виде пары сил и дополнительного давления в подшипнике А не создает. В этом случае силы, сдвигающие раму по фундаменту, отсутствуют. Если рабочая машина соединена с двигателем зубчатой, ременной или цепной передачами, то возникает дополнительное давление на подшипник А неизменного направления, которое стремится сдвинуть раму по фундаменту и которое должно быть учтено при расчете болтов, соединяющих раму с фундаментом. [c.344]

Ряд новых разделов содержит четвертый том. Дополнительно введены разделы по расчету муфт—порошковых, однооборотных, гидравлических и универсальных по подшипникам пластмассовым, графитовым, сегментным и с газовой смазкой. Новыми материалами дополнен раздел зубчатых передач. В разделе ременных передач даны сведения по передачам с зубчатыми ремнями и высокоскоростным передачам. Приведены данные по резьбовым соединениям для работы при высокой температуре, и в легких конструкциях и др. [c.599]

Представив кинематическую цепь, состоящей из отдельных элементов с известными передаточными отношениями, можно получить представление о кинематике цепи, а также выполнить все необходимые кинематические расчеты цепи независимо от того, являются ли элементы цепи зубчатыми, ременными, цепными или иными передачами. [c.18]

Обычно Fr в 2...3 раза больше окружной силы F, (см. пример расчета), и это, как указывалось выше, относится к недостаткам ременной передачи (в зубчатой передаче F,inF,). [c.282]

Ремни производятся из маслостойких синтетических материалов с расчетом возможности их работы в масле. Армировка ремней осуществляется тонкой стальной проволокой, скрученной в тросы, которые воспринимают растягивающую нагрузку. Профиль зубьев имеет трапецеидальную форму с углом наклона в 40° и шагом от 5 до 35 мм ширина зубьев до 400 мм и более. Ремень работает без скольжения, так как на шкивах имеются зубья, соответствующие по своей конфигурации рабочему профилю ремня, что обеспечивает постоянство передаточного числа. Опоры передачи могут быть неподвижными, так как нет надобности создавать начальное натяжение ремня, что обеспечивает высокий к. п. д. и уменьшает нагрузку на валы. Считают, что зубчатые ремни могут работать в большом диапазоне скоростей, т. е. почти при любой низкой и высокой скорости. Величина передаваемой мощности приближается к ременным передачам обычного типа, т. е. свыше 1000 л. с. Передача с зубчатыми ремнями работает бесшумно, причем габариты ее значительно меньше других типов ременных передач. При расчете надо учитывать, чтобы в зацеплении было не менее шести зубьев ремня, причем расчет ведется на смятие профилей зубьев в предположении, [c.194]

Расчетное проектирование является преобладающим при неавтоматизированном проектировании и базируется на методиках расчета, которые изложены в справочниках и справочных пособиях для конструктора-машиностроителя, в специальной литературе по расчету и конструированию станков, в руководящих материалах Минстанкопрома СССР и т. д. В качестве примера можно назвать инженерные методики расчета различных станочных передач ременных, винтовых, зубчатых и т. д. [c.12]

РАСЧЕТ НАГРУЗОК НА ОПОРЫ ВАЛОВ ОТ ЗУБЧАТЫХ И РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ [c.466]

Расчет опор электродвигателя. Помимо нафузок, действующих на опоры от вращающихся масс, и сил от зубчатой или ременной передачи рекомендуется также учитывать силы, возникающие в электромагнитном поле двигателя. Как правило, в электродвигателях небольшой мощности в опорах используются шариковые радиальные подшипники, в электродвигателях средней мощности в фиксирующей опоре - шариковые радиальные подшипники, а в плавающей опоре - радиальный роликовый. В электродвигателях большой мощности в обеих опорах устанавливают радиальные роликоподшипники, а для восприятия осевых нагрузок - дополнительный шариковый радиальный подшипник или двухрядные сферические роликоподшипники в обеих опорах [c.480]

Разработанная ЭНИМСом уточненная методика расчета зубчатых колес, валов, подшипников качения, а также ременных, червячных и цепных передач подтвердила возможность снижения веса деталей, работающих в большом диапазоне чисел оборотов, до 15"/о. [c.28]

Изложены методы расчета приводов, редукторов, передач (зубчатых, червячных, цепных, ременных, планетарных и волновых). Рассмотрены. ОСНОВЫ конструирования деталей редукторов. Даны примеры проектирования редукторов и передач. [c.2]

Том. 2. Сведения по расчету и конструкциям осей, валов, подшипников скольжения и качения, муфт, зубчатых, червячных. винтовых, цепных и ременных передач, храповых зацеплений. шпоночных и шлицевых соединений. [c.543]

Среднее значение к. п. д. для токарно-винторезных станков -П = 0,8 -i- 0,9. Среднее значение к. п. д. кинематической пары зубчатой передачи равно т) = 0,98 червячной пары т)ч = = 0,75 0,96 ременной передачи г р, = 0,98 подшипников качения х п.к = 0,995 подшипников скольжения = 0,97 трущихся плоских поверхностей Цпл.п = 0,85 0,9. Вышеперечисленные потери на трение необходимо учитывать при расчетах мощности, так как они составляют значительную долю потери энергии в передачах станка. [c.93]

Табличный метод определения допускаемых напряжений широко применяется при расчете зубчатых колес, болтов, заклепочных и сварных соединений, подшипников скольжения, ременных, фрикционных и червячных передач. [c.23]

Достаточно полно изложены справочные материалы по расчету различных видов передач гидравлических, зубчатых, червячных, ременных и цепных, винт—гайка и др. В справочнике приведены также новый метод расчета подшипников качения по динамической грузоподъемности и необходимые каталожные данные для возможности выбора конкретного типоразмера подшипника. Даны также основные положения по оценке надежности приводов и методам определения критериев надежности. [c.5]

Составить кинематическую схему электрической лебедки и определить потребную мощность электродвигателя 1 и его угловую скорость, если максимальное натяжение каната 12,5 кн скорость наматывания каната 0,75 м/сек диаметр барабана 5 250 мм диаметр каната 13 мм диаметры шкивов клиноременной передачи 2 90 и 360 мм числа зубьев колес открытой передачи 17 и 112. При расчете принять к. п. д. ременной передачи 0,95, зубчатой передачи 0,94 и [c.137]

Выбор типа и расчет ременной передачи — см. работы 7, 8, 12). После расчета получают следующие данные расчетные диаметры малого и большого шкивон, обозначение сечения и число клиновых ремней (или число ребер и ширину поликлинового ремня) модуль, вдела зубьев шкивов и ширину зубчатого ремня толщину и ширину плоского ремня, которые являются исходными при разработке конструкции шкивов и натяжных устройств. [c.285]

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]

Ременные передачи развиваются в направлениях повышения прочности несущего слоя ремней (применение высокопрочных волокон, в том числе угольных) и повышения прочности сцепления со шкивом (применение ремней с обкладками и пропиткой, многоклиновых, зубчатых, в том числе с оптимальной формой зубьев). Введены уточнения в меха1Ш-ку работы ремня па шкивах в связи с учетом его тангенциальной податливости. Осуществлен переход на комплексный расчет ременных передач на несущую спо- [c.487]

Учебник написан в соответствии с действуювдими Государственными стандартами СССР, утвержденными до 1982 г., в частности со стандартами на термины, определения, обозначения, расчет геометрии, расчет на прочность зубчатых цилиндрических передач, редукторы общего назначения, ременные передачи, подшипники качения, зубчатые (шлицевые) соединения, механические муфты. [c.3]

Как самостоятельная научная дисциплина курс Деталей машин возник во второй половине прошлого века, хотя многие вопросы расчета деталей машин разрабатывались ранее, например член Российской Академии Наук Л. Эйлер в XVIII в. предложил и разработал теорию эвольвентного зубчатого зацепления и основы теории расчета тормозов и ременных передач. Первый в России курс Детали машин был создан в 1881 г. В. Л. Кирпичевым (1845—1913). Большой вклад в развитие этой науки в дальнейшем внесли П. К. Худяков (1857—1936), А. И. Сидоров (1866—1931), М. А. Саверин (1891 —1952), Д. Н. Решетов и др. [c.5]

Расчет канатных, цепных и ременных передач существенно не отличаются от расчета зубчатых передач. Различие является в Q KOBHOM количественным. [c.288]

Расчет нагрузок на опоры зубчатых и ременных передач. Опоры зубчатых передач (рис. 100). Обозначения Doi и Doa — диаметры начальных окружностей цилиндрических колес или средние диаметры начальных конусов конических колес, см 2 и 2а — число зубьев колес R — нормальное усилие, действуюш ее в зацеплении, И Р — окружное усилие в зацеплении, Н Т — радиальное усилие в зацеплении, Н Л — осевое усилие в зацеплении, Н а — угол зацепления в плоскости, перпендикулярной боковой поверхности зуба р — угол трения скольжения между зубьями (для большинства случаев принимают равным 3°) Ffi, Frii, Fr III — радиальные нагрузки на подшипники, И — угол наклона зуба 6i и бд — углы начальных конусов, зубчатых колес конической передачи t угол подъема винтовой линии червяка h — ходовая высота подъема винтовой линии червяка а — число заходов червяка Fa — осевая нагрузка на подшипник, Н G — масса, кг. [c.524]

Интерес представляет оценка демпфирующей способности цепей подач, а при анализе динамических процессов в глашом приводе важной является оценка демпфирующей способности всей кинематической цепи главного привода (от двигателя до шпинделя). Крутильная податливость и демпфирование этих цепей складываются из крутильной и изгибной податливостей валов, контактных деформаций в шлицевых и шпоночных соединениях, зубчатых, ременных и прочих передачах и муфтах, податливости двигателя и демпфирования этих элементов. Если привод осуществляется от электродвигателя, то его податливость и демпфирование имеют электромагнитную природу и определяются по соответствующим формулам 17]. Демпфирование в шлицевых и шпоночных соединениях определяется как демпфирование в комбинации плоских стыков. Демпфирование в зубчатых передачах состоит из нормальной и тангенциальной составляющих оно весьма мало и в расчет может не приниматься, если поля податливости контактных и изгибных деформаций в зубчатых зацеплениях мала в общем балансе перемещений. Постоянные времени демпфирования ременных передач, полученные обработкой данных [32], приведены в табл. 7. Демпфирующая способность ременных передач в главном приводе с шестеренчатыми коробками скоростей оказывает наибольшее влияние при наименьшей редукции. В этом случае чем меньше редукция в передачах коробки скоростей. [c.31]

При расчете ременной передачи необходимо выбрать ее тип (плоско-, клино- или зубчато-ременная), материал, тип и профиль ремня рассчитать и выбрать геометрические параметры передачи определить число ремней рассчитать шкивы и определить силы, действующие на валы и опоры [11, [20]. Ниже рассмотрим расчет клиноременных передач с приводными клиновыми ремнями [нормальных сечений по ГОСТ 1284.1—80 и ГОСТ 1284.2—80. Расчет выполняют по ГОСТ 1284,3—80 (для узких клиновых ремней по РТМ 3840545—79). [c.55]

В главе ПГ справочника рассмотрены важнейшие, наиболее широко применяемые детали и узлы общего назначения, приведены краткие расчеты, технические характеристики, типы и типоразмеры изготовляемых изделий, гларки материалов, кроме того, приведены основные параметры по механическим передачам (зубчатым, ременным, цепным, редукторам), методы их расчета и рекомендации по правильному выбору и наиболее эффективному использованию с высокими технико-экономическими показателями. Изложен новый метод расчета подшипников качения по динамической грузоподъемности, приведены примеры выбора конкретного подшипника. [c.5]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...