Силы в зацеплении цилиндрических передач

Силы в зацеплении цилиндрических передач [c.245]

Силы в зацеплении цилиндрических передач. Составляющие равнодействующей F нормального давления между зубьями, необходимые для расчета реакций опор и прочности валов, определяются по формулам [c.25]

Рис, 2.8. Составляющие нормальной силы в зацеплении цилиндрической передачи, действующие на щестерню и колесо (шестерня и колесо условно раздвинуты) [c.26]

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ [c.109]

Рис. 4.9. Силы в зацеплении цилиндрических передач

Силы в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи. [c.186]

Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач. Для расчета валов и опор силу взаимодействия зубьев в зацеплении удобно представить в виде следующих трех составляющих [c.18]

Пример 2.6. Подобрать подшипники качения для опор выходного вала цилиндрического зубчатого редуктора (рис. 2.33, 2.34). Частота вращения вала и = 120 мин . Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L oah= 25000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала й = 60 мм. Силы в зацеплении при передаче максимального из длительно действующих момента окружная F, = 9600 Н радиальная Fr = = 3680 Н осевая Fa = 2400 Н. Режим нагружения - II (средний равновероятный). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников -обычные. Ожидаемая рабочая температура Граб = 50 °С, На выходном валу редуктора предполагается установка упругой муфты со стальными стержнями, номинальный вращающий момент по каталогу Г == 1720 Н м. Допустимое радиальное смещение соединяемых муфтой валов при монтаже А = 0,25 мм. Линейные размеры / = 120 мм / = 60 мм h = 48 мм d2 = 288 мм. [c.236]

На рис. 6.1...6.3 даны схемы сил в зацеплении цилиндрической, конической и червячной передач при различных направлениях наклона зубьев (витка червяка) и вращения двигателя. За точку приложения сил принимают точку зацепления в средней плоскости колеса (червяка). [c.96]

Силы, действующие в зацеплении цилиндрических передач. В прямозубой передаче (рис. 5.10, а) в зоне зацепления действует нормальная сила которая направлена по линии зацепления NN. Эту силу раскладывают на составляющие окружную силу и радиальную [c.67]

Рис. 5.10. Схемы сил, действующих в зацеплении цилиндрической передачи

Усилия, действующие в зацеплении цилиндрических передач. При расчете усилий, действующих на валы и опоры зубчатых колес, распределенную нагрузку в зацеплении обычно заменяют сосредоточенной си.чой, приложенной к середине зубчатого венца При этом пренебрегают влиянием сил трения, отклоняющих вектор нормального усилия от нормали к контактирующим поверхностям и полагают, что он действует в плоскости зацепления. [c.28]

Пример 4. Определить силы, возникающие в косозубой цилиндрической передаче редуктора, если передаваемая мош,ность JV=10 кВт, частота вращения П1 = 960 об/мин, передаточное число ы=3. Число зубьев 2i=24, модуль нормальный mn = 5,5, модуль торцевой mi =5,56, угол зацепления в нормальном сечении а =20°. [c.210]

В прямозубой цилиндрической передаче (рис. 18.16, а) нормальная сила Т п направлена по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Эту силу переносят в полюс зацепления и раскладывают на окружную и радиальную составляющие. При заданной расчетной нагрузке в виде вращающего момента T окружную составляющую силу определяют по формуле [c.194]

Как было уже сказано, несущая способность глобоидных передач при их точном изготовлении выше, чем у передач с цилиндрическими червяками. Исходя из этого для зубчатой передачи одинаковой мощности при неизменном передаточном числе и одинаковой силовой схеме редуктора глобоидный редуктор будет иметь меньшее межосевое расстояние (расстояние между осями червячного вала и колеса), чем редуктор с цилиндрическим червяком. Равнодействующая сила, возникающая в зацеплении, обратно пропорциональна межосевому расстоянию (чем меньше межосевое расстояние, тем больше сила). Равнодействующая сила в зацеплении воспринимается подшипниками червяка и колеса. Так как межосевое расстояние у глобоидного [c.62]

Выбор подшипников промежуточного вала включает следующие расчеты. Силы, действующие в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи (рис. 8.16, б), Рг = 6200 Н Тг = Рг 20° = 2260 Н. Опорные реакции в плоскости г Я(у, [c.485]

Пример. Подобрать подшипники качения для опор тихоходного вала косозубой цилиндрической передачи (см. примеры 4.1 и 11,1). Расчетная схема вала приведена на рис. 11.8. Данные для расчета опорные реакции = R y = 2510 Н R = 9470 Н R = 3750,7 Н осевая сила в зацеплении Fx = 715 Н частота вращения валй — 80 м,ин нагрузка постоянная, кратковременные перегрузки достигают 200 % от номинальных диаметр вала под подшипник 45 мм желаемый ресурс подшипника Lfi = 18-l(P4, что составляет половину срока службы стандартного зубчатого редуктора (36-10 ч) согласно ГОСТ 16162—78. [c.320]

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие (рис. 8.1,6) окружную Р определяемую по формуле (8.1) радиальную [c.119]

У Ш. все преимущества косозубой цилиндрической передачи. Вследствие симметрии расположения зубьев в Ш. осевые составляющие сил в зацеплении взаимно уравновешены. Используют Ш. в качестве тяжелонагруженных передач, [c.532]

В передаче цилиндрическими шевронными колесами осевые силы, действующие на половины шеврона, взаимно уравновешиваются, поэтому на вал и подшипники осевая сила не передается. Выражение для тангенциальной силы в зацеплении не зависит от типа передачи. Формулы для определения осевой и радиальной сил в конической передаче с прямозубыми колесами и круговыми или косыми зубьями приведены в табл. 11.2 (рис. 11.4). [c.187]

СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ [c.92]

В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 6.1, а) окружное усилие [c.92]

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладывают на три составляющие (рис. 6.1, б) [c.92]

В цилиндрических косозубых передачах силу в зацеплении раскладывают на три взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 11.1,6) [c.293]

Рис. 4.2. Силы, действующие в зацеплении цилиндрических косозубых передач

В планетарной цилиндрической передаче с косозубыми колесами силы, действующие в зацеплении (рис. 4.7, б), определяют по формулам [c.72]

Схема сил в зацеплении открытых зубчатых прямозубых передач такая же, как и для закрытых (исключая силу Ра в цилиндрическом прямозубом зацеплении) угол зацепления ос = 20°. [c.96]

Рис. 6.1. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи а — направление линии зуба колеса — левое, шестерни — правое б — колеса—правое,

Рис. 10.11. Силы, действующие в косозубом цилиндрическом зацеплении (для передач с угловой коррекцией у параметров f,, ai, и р добавляется индекс tm)

Червячному зацеплению с цилиндрическим червяком свойственны малая нагрузочная способность и низкий к.п.д. Для повышения нагрузочной способности применяют вместо цилиндрического червяка тороидный. Начальной линией в тороидном червяке (см. рис. 5.3, г) является дуга начальной окружности червячного колеса. Благодаря этому происходит более полный охват колеса и увеличение зоны контакта червячной пары. При тороидной форме червяка улучшаются также условия передачи сил, так как в зацепление входит несколько витков червяка. [c.269]

Компоненты силы давления в зацеплении косозубых цилиндрических колес. Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару с линейным или точечным контактом. Чтобы оценить работоспособность такой пары, нужно знать контактное напряжение Оя, а для этого необходимо уметь находить интенсивность давления, нормального к боковой поверхности зуба, приходящегося на единицу длины линии контакта. Это распределенное давление изображает действие на рассматриваемое колесо другого колеса передачи. Нужно также найти и равнодействующую этого распределенного давления, чтобы в дальнейшем определить нагрузку на валы и опоры. [c.252]

Если бы мы в червячной передаче рассмотрели зацепление зубьев не в полюсе зацепления, а где-то в другом месте (на линии или поверхности зацепления), то обнаружили бы так же, как в цилиндрических и конических передачах, составляющую относительной скорости, направленную вдоль профиля зубьев. Таким образом, на винтовых зубьях червячной передачи (и вообще в любой зубчатой передаче со скрещивающимися осями валов) имеется двойное скольжение зубьев основное — вдоль винтовых линий зубьев и добавочное — вдоль профилей зубьев. В силу этих обстоятельств к. п. д. рассматри- [c.491]

Рассмотрим усилия, действующие в цилиндрической передаче с косыми зубьями. Как упоминалось ранее, наибольшее напряжение изгиба возникает тогда, когда зубья входят в зацепление (или выходят из зацепления) в этот момент нормальное давление Q передается на вершину зуба (см. рис. 18, а). Разложим Q на две силы и радиальную (или распорную) силу Т. [c.283]

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]

Соединения с натягом широко применяют на практике для передачи вращающего момента, осевой силы, изгибающего момента. При посадках с натягом на поверхности контакта действует нормальное контактное давление р, обусловленное совместными упругими деформациями деталей, которое вызывает появление на поверхности соединения сил трения, способных воспринимать внешние осевые и окружные силы. Действующие со стороны ступицы на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение давления. В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных передачах соединения вал-С гупица нагружены, кроме того, изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение давления. Вследствие такого перераспределения на торце детали давление в соединении вал-ступица может оказаться равным нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие [c.59]

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ С ЭВОЛЬВЕНТНЫМ ЗАЦЕПЖНИЕМ 2.1. Геометрия эвольвентных зацеплений Силы в зацеплении и КПД [c.15]

Задача 24. Определить силу, действующую в зацеплении цилиндрической косозубой передачи, если а) Pi=12 кВт, rti — iOOO мин , т = 4 мм, di=105 мм, Zi = 25 б) Pi=120 кВт, 1 = 1460 мин-i, т = 8 мм, di = 170 мм, Zi = 20. [c.111]

На прямозубые цилиндрические колеса действуют силы в зацеплении, которые можно привести к силе и моменту. Если в соединении колеса с валом имеется зазор, то под действием указанной силы и момента происходит микроскольжение посадочных поверхностей и, как следствие, их разваль-цовывание. Поэтому зазор в соединении прямозубых колес с валом нежелателен. В случае передачи вращающего момента шпонкой применяют посадки с малым натягом типа Н71р6. [c.38]

Цилиндрическая передача. На рис. 3.1, радиальная и осевая силы на шестернях i зацеплений. На колесах силы в зацепл в обратную сторону и соответственно и Fai = f a2-. [c.47]

Рассмотрим силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи (рис, 7.8). При изображенном на этом рисунке контакте пары зубьев в полюсе П скольжение (следовательно, и трение) отсутствз ет, зацепление будет од- [c.116]

Как мы видели, в цилиндрических косозубых передачах и в конических передачах даже при прямых зубьях в зацеплении возникает осевая составляющая Ра силы давления. Чтобы избежать чрезмерной осевой нагрузки на подшипники, угол наклона зуба Р в косозубых цилиндрических колесах обычно выбирают не более 15" . В шевронных колесах осевые нагрузки па оба нолушевропа уравновешиваются и поэтому осевая нагрузка на подшипники в этом случае не действует. Однако при неправильной конструкции опор этого уравновешивания может и не произойти. Действительно, в шевронных передачах относительное осевое смещение зацепляющихся колес невозможно, так как этому препятствуют зубья соседнего колеса. Поэтому, чтобы избежать статической неопределимости по отношению к осевой силе, вал одного из колес передачи не должен быть закреплен в осевом направлении. Тогда колесо 2 будет удерживать колесо 1 своими зубьями, как это видно на рис. 9.22, б. В косозубых передачах (рис. 9.22, а) косые зубья не препятствуют относительному осевому смещению колес, так как при таком сме- [c.254]

Цилиндрические зубчатые передачи. Для определения нагрузок на валы зубчатых передач цилиндрическими прямозубыми и косо-зубыми колесами нужно знать силы, действующие в зацеплении. Их можно определить по следующим формулам (в них р — угол наклона зубьев к образующим делительного цилиндра для пряриозу-бых колес 5 = 0) ". [c.279]

Силы, действующие на валы (в плоскости вращения), в долях от полезной окружной силы Р Для цилиндрических прямозубых и косозубых колёс при нормальном зацеплении 10° (и Ы5)Я Для колёс 1,07 Р, где Р окружная сила на колесе В зависимости от угл наклона передачи к горизонтали (1,05-1.15) Р В масляных передачах 25 Р. В сухих передачах6,5Р. Применяются передачи с разгруженными опо-1 амн. При средних значениях начального натяже- ния (2-3) [c.617]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...