Жесткость зубчатого соединения

Демпфирование и жесткость зубчатого соединения учитываются с помощью комплексной жесткости [c.81]

ЖЕСТКОСТЬ ЗУБЧАТОГО СОЕДИНЕНИЯ [c.68]

Принято различать крутильную жесткость зубчатого соединения Сф и распределенную жесткость пары зубьев с. [c.68]

Рис. 73. Зависимость распределения нагрузки по длине зуба зубчатой передачи от жесткости зубчатого соединения

Крутильной жесткостью зубчатого соединения считают предел отношения приращения крутящего момента ДМ к приращению относительного поворота вала и втулки Aij [c.134]

Продольно-угловой, или изгибной жесткостью зубчатого соединения считают предел отношения приращения изгибающего момента к приращению относительного поворота (перекоса) втулки и вала [c.167]

Для иллюстрации зависимости распределения нагрузки вдоль зубчатого венца р (и) от жесткости зубчатого соединения на рис. 6.2 представлены кривые р (и), построенные для гс = 0,1Ср и гс — ОСр. При малой жесткости соединения функция р (и) сходна с функциями q (и) и М1 (и), при большой — с функцией М2 (и), имеющей максимум. Неравномерность распределения нагрузки в зацеплении, оцениваемая отношением Ртах Рср, умень- [c.198]

Рис. 6.2. Зависимость распределения нагрузки по длине зацепления в зависимости от жесткости зубчатых соединений

Принимая во внимание, что в зубчатом соединении произведение жесткости С на разность смещений первой и второй подсистем (U] — равно усилиям F и используя уравнения (1), запишем [c.81]

Рис. 1. Схема модели 1— масса солнечной шестерни 2 аз — массы сателлитов для крутильных и поперечных колебаний 4 и. 5 — массы эпициклов и водила i и Сз — жесткости зубчатых зацеплений солнечная шестерня — сателлиты и сателлиты—эпицикл Сз и i — жесткости опор сателлитов и соединения эпицикла с корпусом передачи с — жесткость выходного вала водила Vi и Vi — зазоры в зубчатых зацеплениях Va — зазор в опорах сателлитов

Следует отметить, что в быстроходных передачах (авиационные редукторы частоты вращения, автомобильные коробки передач) зубчатые соединения для посадки зубчатых колес применяются сравнительно редко, так как центрирование деталей в зубчатом соединении недостаточно точное. Кроме того, зубчатые соединения вызывают повышенный шум, связанный с переменной поперечной жесткостью соединения [16], [c.62]

Кривая 1 на рис. 32, полученная на модели зубчатого соединения из оргстекла [4], соответствует жесткости Сш, кривая 2 — жесткости гс. [c.69]

Между тем, экспериментальные кривые Сщ =Сш ( ) и с = с (д), полученные на образцах и на плоских моделях зубчатых соединений различных типов 10], [25], [33], [38], показывают, что распределенная жесткость пары зубьев непостоянна, особенно при малых значениях нагрузки. С ростом же нагрузки жесткость с приближается к некоторому постоянному значению, от нагрузки не зависящему. [c.70]

Если поперечная деформация соединения не превосходит радиального зазора между центрирующими поверхностями, то поперечная сила уравновешивается геометрической суммой реакций на боковых поверхностях впадин втулки. При равной суммарной жесткости всех пар зубьев распределение нагрузки между ними не зависит от величины поперечной силы. Это является отражением свойства зубчатого соединения самоустанавливаться т. е. стремиться к соосному положению деталей под действием крутящего момента. [c.98]

В общепринятых методиках расчета зубчатых передач не учитывается жесткость соединения зубчатого колеса с валом при определении неравномерности распределения нагрузки по длине зацепления. Между тем крутильная жесткость соединения существенно влияет на такое распределение. С одной стороны, это влияние может быть определено при рассмотрении кручения деталей, входящих в передачу [13], с другой стороны, оно выявляется при рассмотрении относительного перекоса зубчатых колес, имеющих зубчатые соединения с валами. [c.160]

Специальные типы зубчатых соединений применяют в том случае, когда к соединению предъявляются особые требования. Так, торцовые соединения применяют в тех случаях, когда требуется беззазорное соединение, передающее значительный крутящий момент в сочетании с изгибающим моментом при частом реверсировании, например в приводе валков прокатного стана. Те же соединения применяют при ограниченных радиальных габаритах, когда не хватает места для вала необходимой жесткости. В приводах управления и следящих системах необходимы беззазорные соединения точность центрирования не играет роли. Поэтому здесь широко распространены конические соединения (рис. 1.28, а), чаще всего с треугольным профилем зубьев, и соединения с клеммовой затяжкой (рис. 1.28, б). [c.71]

Жесткость элементов зубчатого соединения [c.74]

Крутильная и поперечная жесткость плоского зубчатого соединения [c.134]

Зубчатое соединение никогда не является самостоятельным узлом механизма, хотя и может быть сборочной единицей. Как и все соединения типа вал—ступица, зубчатые соединения выполняют не только свою прямую функцию — передачу крутящего момента от вала к ступице или наоборот, — но и несут еще, как было показано выше, побочные нагрузки. При передаче основных и побочных нагрузок происходят упругие взаимные перемещения, следовательно, упругие характеристики узла находятся в зависимости от упругих характеристик соединений, входящих в него. Эти зависимости, как правило, не выражены достаточно явно, поэтому во многих случаях при проектировании и расчете узлов не учитываются упругие свойства соединений. Здесь можно отметить две крайности либо соединение считают абсолютно жестким — при расчете, например, продольной концентрации нагрузки на зубьях шестерни, либо его жесткость не учитывают совсем, как например, при расчете валов на изгиб. Ниже рассматриваются основные случаи, когда учет свойств зубчатого соединения при проектировании и расчетах узлов представляется необходимым. [c.196]

Зубчатая передача, даже простейшая, одноступенчатая, представляет собой довольно сложную динамическую систему с широким спектром частот взаимосвязанных крутильных и поперечных колебаний. Прямой путь исследования этих процессов для инженерной практики неприемлем, так как расчетная схема, составленная с учетом всех податливостей, распределенных масс и т. д., приводит к чрезвычайно сложной математической модели. Поэтому в зависимости от поставленной задачи реальную передачу приводят к упрощенной расчетной схеме, позволяющей исследовать раздельно низкие и средние частоты. Упрощения, применяемые при этом, неравноценны например, замена податливых зубьев шестерен жесткими не внесет существенной ошибки, поскольку их жесткость в 10—20 раз выше жесткости других элементов передачи. В то же время пренебречь податливостью зубчатых соединений без ощутимой погрешности нельзя она соизмерима с податливостью валов. По данным [22], до 40 % угла закручивания цепи главного движения металлорежущих станков составляет закрутка соединений. [c.210]

Учет влияния зубчатых соединений при расчете валов на жесткость [c.220]

На рис. 6.1 исполнение I — с гибким дном и фланцем для присоединения к валу исполнение II — с зубчатым (шлицевым) присоединением к валу. Зубчатое соединение может быть как внешним, так и внутренним по отношению к цилиндру. На рис. 6.1 изображено внешнее зубчатое соединение. Как показали исследования, при жестком (исполнение III) соединении цилиндра с валом уровень напряжений в цилиндре значительно возрастает, увеличивается его изгибная жесткость и связанная с ней нагрузка на генератор, Такая конструкция нежелательна и применяется редко. [c.87]

Зубчатое соединение, обеспечивая осевую подвижность, уменьшает напряжения и жесткость цилиндра. [c.87]

Для уменьшения осевых габаритов волнового привода и в случае, если к приводу предъявляют требование повышенной жесткости, гибкое зубчатое колесо выполняют в виде кольца (рис. 46). При этом к. п. д. и кинематическая точность привода ниже, а конструкция привода сложнее вследствие наличия зубчатого соединения кольца с фланцем ведомого вала и дополнительных деталей для предотвращения осевых перемещений кольца (см. рис. 47). [c.83]

В качестве примера приведем узел шлицевого соединения приводного зубчатого колеса с валом (рис. 425, а). Диск колеса смещен по отношению к шлицам. Крутящий момент, передаваемый колесом, воспринимается преимущественно участком шлицевого соединения, расположенным в узле жесткости — в плоскости диска (распределение напряжений смятия на рабочих гранях шлицев представлено эпюрой). При обратном расположении шлицевого венца (рис. 425, б) крутящий момент, идущий с носка вала, вызывает закручивание последнего, в результате чего шлицы, расположенные слева от зубчатого колеса, смыкаются по длине со шлицами ступицы, в свою очередь вызывая скручивание ступицы, вследствие чего крутящий момент передается по длине соединения более равномерно. Система до известной степени обладает свойством саморегулирования чем больше крутящий момент и закручивание вала, тем равномернее становится нагрузка на шлицы. [c.585]

Решение. Предположим, что имеется два диска с моментами инерции /1 и J на валах, соединенных с зубчатыми колесами Л и В, моменты инерции которых У2 Jз Жесткости валов при кручении и С2, а передаточное отношение [c.196]

Для типовых звеньев (зубчатых колес, цилиндрических и призматических стержней и др.) и отдельных их частей (шарикоподшипников, резьбовых соединений и т. п.) имеются справочные данные, в которых содержатся формулы для определения коэффициентов жесткости или же возможные диапазоны их изменения. Иногда вместо коэффициента жесткости указывается обратная величина, называемая коэффициентом податливости. [c.231]

Из всех возможных методов определения собственных частот многомассовых систем рассмотрим только два метод непосредственного анализа систем дифференциальных уравнений движения и метод матриц переноса. Оба метода поясним на примере трехмассовой динамической модели, состоящей из трех сосредоточенных масс с моментами инерции /2, /з, соединенных упругими элементами, имеющими коэффициенты жесткости l и q (рис. 72). Эта модель может быть использована для анализа крутильных колебаний валов зубчатых механизмов, образующих цепную систему. В последнем случае при определении углов закручивания отдельных элементов надо учитывать передаточные отношения так, как было указано при вычислении [c.243]

Так как изменение жесткости звеньев, связанное с переменной жесткостью зубчатых соединений, невелико, в обычных условиях динамическими нагрузками при параметрическом процессе можно пренебречь. Однако при резонансной или близкой к ней частоте эти нагрузки могут достигать ощутимого уровня, поэтому при проектировании передачи, в конструкцию которой входят зубчатые соединния, передающие нагрузку неполным числом ву( >ев, желательна проверка на отсутствие резонансов в рабочей полосе частот. [c.210]

Рассмотрим определение жесткости зубчатого передаточного механизма (рис. 23.3). При зафиксированном положении звена 4 и приложении к колесу / момента М из-за деформации всех звеньев и пар этой кинематической цепи оно повернется на угол ф. Тогда жесткость механизма составит См = М/ф. Определяя угловые деформации (податливости) каждого из упругих соединений и приводя их к колесу 1, получтш [c.295]

Необходимо отметить, что экспериментальные замеры показывают, что при малых нагрузках распределенная жесткость пары зубьев не является постоянной. Кривая. 1 на рис. 1.31, полученная на модели зубчатого соединения из оргстекла [3 ], свидетельствует о том, что с увеличени м [c.75]

Кесткость зубчатого соединения влияет на характер колебательного процесса в передаче двояко. Зо-перьих, деформативность зубчатого соединения сказывается на жесткости звена, т. е. й есткость зубчатого соедннения входит в число параметров, от которых зависит собсгвен- [c.209]

Определить частоты свободных крутильных колебаний системы, состоящей из двух валов, соединенных зубчатой передачей. Моменты инерции масс, насаженных на валы, и моменты инерции зубчатых колес относительно оси валов имеют величины /i=875-10" кг-см , У2 = 560-10 кг-см , i =3020 кг-см , 2=105 кг-см , передаточное число fe = 21/22 = 5 жесткости валов при кручении i =316X10 Н-см, С2 = 115-10 Н-см массами валов пренебречь. [c.424]

Пусть, например, кинематическая цепь состоит из п последовательно соединенных пар зубчатых колес с упругими валами. Обозначим через С коэффициент жесткости звена i и через Сп — приведенный коэффициент жесткости. Если вращающие моменты Mi для звена i и М ля звена прнведения выражают только моменты упругих сил Мг = сАфг Mn = A pn, где Аср,- — угол закручивания звена i Афп — угол закручивания звена приведения, то условие равенства потенциальной энергии до и после приведения имеет вид [c.111]

Динамика механизмов с последовательно соединенными упругими звеньями. На рис. -67, а была показана схема зубчатого механизма, который можно рассматривать как последовательное соединение жестких звеньев (зубчатых колес, маховиков и т. п.), соединенных упругими элементами (упругими валами и муфтами). Такое соединение иногда называют цепной системой. Общее число степеней свободы цепной системы с упругими элементами равно сумме числа степеней свободы механизма с жесткими звеньями и числа упругих элементов. Если воспользоваться методом приведенных жесткостей, то можно уменьшить общее число степеней свободы. Например, число степеней свободы механизма, показанного на рис. 67, а, при трех упругих валах равно 4. Если при рассмотрении условий передачи сил от од1ГОго звена к смежному с ним пренебречь инерцией зубчатых колес, то можно выполнеть приведение последовательно соединенных жесткостей и рассматривать двухмассовую динамическую модель (см. рис. 67, 6), которая при постоянной скорости вала двигате-яя имеет одну колебательную степень свободы и, соответственно, одну собственную частоту. При анализе резонансных рел имов такое рассмотрение недопустимо, так как резонанс может наступить при других значениях собственных частот, число которых равно числу степеней свободы. [c.243]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...