Геометрический расчет и основные параметры передач

ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ И ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧ [c.518]

Формулы геометрического расчета, основные параметры передач и их рекомендуемые сочетания приведены в табл. 2—-4. [c.518]

В обозначениях основных параметров, необходимых для геометрического расчета и выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес (табл. 83. .. 92, рис. 564, 565) и реечных передач, использованы индексы, значения которых таковы [c.443]

Расчет основных геометрических параметров прямозубых конических передач выполняется в соответствии с ГОСТ 19624—74, а колес с круговыми зубьями — по ГОСТ 19326—73. Геометрические расчеты ограничены определением параметров, приводимых на рабочих чертежах колес и передач в соответствии с ГОСТ 2.405—75 (СТ СЭВ 859—78). [c.482]

Геометрические параметры определяют по ГОСТ 19624—74 для прямозубых конических колес и по ГОСТ 19327—84 для колес с круговыми зубьями. При проектном расчете конической зубчатой передачи (см. гл. 2) определены основные параметры колес числа Z и Zj зубьев шестерни и колеса, внешний окружной модуль т ддя прямозубых колес и для колес с круговыми зубьями и др. Ниже приведен порядок расчета геометрических параметров конических колес со стандартным исходным контуром для прямозубых колес и для колес с круговым зубом формы I, необходимых для оформления рабочего чертежа конического колеса. Расчетные зависимости для колес с осевой формой II и III см. ГОСТ 19326—73 или 8]. [c.365]

Расчет геометрии конических прямозубых передач регламентирован ГОСТ 19624—74. На рис. 7.26 показаны основные геометрические параметры прямозубого цилиндрического колеса R , R — внешнее и среднее конусное расстояния Ь — ширина зубчатого венца d, — средний и внешний делительный диаметры d e, df — внешние диаметры вершин зубьев и впадин 5 — угол делительного конуса Л/ — внешняя [c.143]

Расчет на прочность но показателю контактной прочност и. Как известно из курса сопротивления материалов, нри всех видах деформаций между основной характеристикой прочности — напряжениями а (или т) — и нагрузкой М (или Q ш М) суш,ествует линейная зависимость типа а = СМ, где С — коэффициент, зависящий от геометрической характеристики сечения. Исключение составляют контактные напряжения, пропорциональные нагрузке в степени 0,5 М [см., например, формулу (6.8) или (1.23)]. Поэтому величина контактных напряжений не дает привычной связи между несущей способностью передачи (т. е. допускаемым моментом) и прочностью рабочих поверхностей катков. Для восстановления привычного масштаба характеристики прочности преобразуем формулу (6.8), для чего возведем ее в квадрат и отделим величины, характеризующие материал, от параметров передачи [c.178]

Из ряда разновидностей конических передач с криволинейными зубья.ми в данном справочнике рассмотрены только наиболее широко применяемые обкатные передачи внешнего зацепления с круговыми зубьями. Изложенные ниже рекомендации по выбору основных параметров таких передач и методы их геометрического расчета соответствуют ГОСТ 19326—73, [c.163]

Стандарт устанавливает метод расчета геометрических параметров зубчатой передачи и зубчатых колес, приводимых на рабочих чертежах в соответствии с ГОСТом 2.403—68. Расчет определяет номинальные размеры передачи и колес (без допусков). Индекс относится к ще-стерне, индекс — 2 — к колесу если индекс отсутствует, то имеется в виду любое зубчатое колесо передачи. При отсутствии дополнительных указаний везде, где упоминается профиль зуба, имеется в виду главный торцовый профиль зуба, являющийся эвольвентой основной окружности диаметра [c.344]

Начальные геометрические параметры червячных передач определяются илн при компоновке передачи, когда они назначаются в зависимости от размеров сопряженных деталей и требуемых габаритных размеров, или же в результате прочностного расчета. Расчетные зависимости устанавливаются ГОСТ 19036—73 и ГОСТ 19642—74. Основные геометрические параметры передач и их размерность указаны в табл. 8.3. [c.173]

Расчет основных геометрических параметров передачи (см. рис. 6.1 и 6.8). [c.213]

Исходными данными для определения основных геометрических параметров передачи являются межосевое расстояние а и передаточное число и. Ниже дана последовательность расчета геометрических параметров червяка и колеса (рис. 5.8). [c.133]

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]

Рассчитать все передачи, входящие в кинематическую схему привода. Проектировочный расчет передач закончить определением основных геометрических параметров с выполнением эскизной компоновки деталей редуктора (желательно на миллиметровой бумаге и в масштабе 1 1). Эскизная компоновка позволит увидеть недостатки расчета и выбора геометрических параметров колес и найти нути их устранения. Изменяя материал зубчатых или червячных колес и технологию их изготовления, уточняя и изменяя значения расчетных коэффициентов и передаточных чисел соответствующих ступеней, путем повторных расчетов можно добиться лучшей конструкции рассчитываемых передач. [c.12]

Расчет основных геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес и передач [c.95]

Может быть рекомендована следующая методика проектирования машин с использованием основ подобия гидродинамических передач. На первом этапе на базе анализа безразмерных характеристик подбирается наиболее подходящий вариант гидропередачи. Из условий эксплуатации проектируемой машины выбирается расчетный режим. Для выбранного расчетного режима с использованием формулы (17.7) или (17.8) определяется основной геометрический параметр гидропередачи — диаметр рабочих колес D. Затем (при известном D и безразмерной характеристике) подбирается существующая гидропередача или с использованием формул подобия лопастных гидромашин (см. подразд. 16.6) вычисляются параметры проектируемой гидропередачи. На заключительном этапе получают характеристики проектируемой машины при совместной работе двигателя и гидропередачи, анализируют полученные результаты и в случае необходимости вносят коррективы в ранее проведенные расчеты. [c.251]

Передачи — см. Гидравлические приводы Гидродинамические приводы Механические приводы. Электрические приводы Перепускные клапаны 79 Планировочные машины — Приборы унифицированные 451—464 Плиты вибрационные 255 — Возбудители колебаний 261—266 — Классификация 255 — 257 — Параметры основные — Выбор и расчет 257 — 258 — Типаж машин 257 — Тяговый расчет 258 — 259 Плотность грунтов в насыпях — Глубина уплотнения 231 232 — Коэффициент уплотнения земляного полотна — Определение — Формулы 231, 232 Плунжерные снегоочистители — Классификация и назначение 407 — Производительность 415, 416 — Расчет 407 —416 — Расчет геометрических параметров 410— 415 — Тяговый и энергетический расчеты 409, 410 Погрузчики одноковшовые — Назначение и классификация 172, 173, 178 [c.497]

При заданном межосевом расстоянии расчет основных геометрических параметров зубчатой передачи вьшолняют в такой последовательности. В начале расчета определяют коэффициенты смещения х и Xj, для этого находят [c.241]

Основные формулы и коэффициенты, принятые в рассматриваемых ГОСТах для расчета предельных отклонений и допусков по нормам кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев в зависимости от геометрических параметров зубчатых колес, за некоторыми исключениями (например, для расчета допуска на циклическую погрешность зубцовой частоты в передаче / го) также совпадают. [c.327]

Формулы и примеры расчета основных геометрических параметров ортогональной конической передачи с круговыми зубьями при стандартном исходном контуре [c.552]

Винтовые передачи с трением скольжения выходят из строя вследствие интенсивного изнашивания витков резьбы. Поэтому основные геометрические параметры — диаметр резьбы с1 (см. рис. 9.2) и высоту гайки Н определяют при расчете передачи на сопротивление изнашиванию [c.144]

Ограниченный объем пособия не позволяет дать исчерпывающие сведения по всем вопросам курсового проектирования. Авторы уделили основное внимание наиболее растространенным типам передач и новым ГОСТам на параметры и методы расчетов деталей машин, рассчитывая, что студенты будут ши эоко использовать уже известные пособия. Более подробно изложен материал по допускам и посадкам в гл. 7 ч. 2. В большем объеме представлены геометрические расчеты зубчатых, планетарных и червячных передач. [c.3]

Рассмотрим сначала кинематические и геометрические соотношения цепных передач. Основным, параметром цепной передачи является шаг р, его значение стандартизовано и при расчете прини- [c.432]

Порядок расчета зубчатых цилиндрических эвольвентных передач следующий 1) Задание исходных данных, определение вспомогательных и- нагрузочных коэффициентов (табл. V.1.5—V,1.7, V.1.9- V. 1.13) 2) определение параметров для расчета допускаемых напряжений, а также значений допускаемых напряжений на контактную и изгибную долговечность и прочность (табл. V. 1.5, V.1.6, V. 1.14- -V.l,19) 3) расчет значений начальных диаметров шестерни d i и колеса d u (индексом 1 всегда обозначают шесФерню, индексом 2 колесо), модуля т (табл. V. 1.6), определение межосевого расстояния по формуле = 0,5 (dij,2 dwi) последующим округлением значений а,, и m до стандартных (табл. V.1.7) 4) определение остальных основных геометрических параметров передачи (табл. V.1.8). Расчет ведется методом последовательных приближений, при необходимости исходные " данные корректируются. [c.187]

Основным условием специализации изготовления цепных передач и их элементов является унификация и агрегатирование. Однако и здесь существующие методы геометрического расчета даже простых двухзвездных цепных передач не позволяют провести их унификацию вследствие неограниченного количества межцентровых расстояний и других параметров. [c.3]

Основным условием специализации изготовления цепных передач и их элементов является унификация и агрегатирование. Однако и здесь существующие методы геометрического расчета даже простых двухзвездных цепных передач не позволяют провести их унификацию вследствие неограниченного количества межцентровых расстояний и других параметров. Унификация сложных многозвенных цепных передач при существующем графическом способе их построения вообще неосуществима. [c.3]

Для всех пяти вариантов вьшолнен геометрический расчет зубчатой передачи. Запас прочности конического соединения шестерни с валом (длина посадки 140 мм) является достаточным как в эксплуатации, так и при демонтаже шестерни. Анализ расчетных данных позволил выбрать предпочтительные основные параметры грузового варианта тягового привода тепловоза ТЭП70 /д=547 мм /=5,05 модуль 10 мм число зубьев 91/18. Возможно исполнение и варианта 5 (модуль 12 мм число зубьев 76/15). Остальные варианты уступают этим двум по прочности отдельных элементов привода. [c.36]

Какие основные параметры зубчатых передач стандартизованы 9. Почему рекомендуется принимать число зубьев шестерни не менее 17 10. Какие усилия возникают в зацеплении зубчатых передач и как их определяют И. Составьте алгоритм расчета цилиндрической зубчатой передачи, конической зубчатой передачи, планетарной передачи. 12. Запишите формулы для определения допустимых контактных напряжений, допустимых напряжений изгиба. Поясните смысл коэффициентов, входящих в формулы. 13. В каких случаях проектный расчет выполняют по контактным напряжениям, а в каких случаях — по напряжениям изгиба 14. В чем особенности расчета планетарных передач 15. Какие требования необходимо соблюдать при подборе чисел зубьев для колес планетарной передачи 16. Перечислите основные кинематические и геометрические параметры конических зубчатых передач. 17. В чем особенности проектирования двухступенчатых цилиндрических и коническо-цилиндрических редукторов 18. Расскажите порядок эскизной компоновки зубчатых цилиндрических и конических редукторов. [c.100]

Проектировочный расчет нормализованных конических передач с круговыми понии-аюшими зубьями и средним углом наклона линии зуба = 35° сводится к выбору основных геометрических параметров, размеров и матергшла колес пары иа оснонанни табл. 7.1 и заключается в следующем [c.65]

Эвсльвсптиые профили впадин колеса с внутренними зубьями (см. рис. 4.3) совпадают с эвольвентными профилями зуба зубчатого колеса с внешними зубьям-и, если у каждого из них одинаковые г, т, Р и если ширина впадины по дуге делительной окружности одного из них равна толщине зуба на то-й же окружности у другого. Поэтому мысленно можно представить себе зацепление колеса с внутренними зубьями и рейки, показанной на рис. 4.3 тонкими. линиями. Таким образом, по аналогии с зубчатыми колесами с внешними зубьями геометрия зубчатого колеса с внутренними зубьями помимо параметров т, z и р характеризуется и коэффициентом смещения х исходного контура, находящегося в беззазорном зацеплении с зубчатым колесом с внешними зубьями, эвольвентные профили которого совпадают с профилями колеса с внутренними зубьями. Формулы для расчета основных геометрических параметров цилиндрических передач с внешним и внутренним зацеплениями даны в табл. 4.3 и рнс. 4.7—4.13. [c.53]