Особенности расчета зацепления

Проверочный расчет передачи с зацеплением Новикова но представляет особого труда. Сложнее проектные расчеты, в которых необходимо определить размеры передачи по немногочисленным исходным данным. Особенностью расчета зацепления Новикова является необходимость обеспечить определенное значение коэффициента перекрытия е. При проектных расчетах рекомендуется придерживаться следующего порядка, близкого к порядку расчета эвольвентных передач [c.273]

Особенности расчета зацепления [c.148]

Расчет зубьев колеса на контактную прочность. Для расчета зубьев на контактную прочность в качестве исходной принимается формула Герца (10.3). Эта формула преобразовывается в соответствии с геометрическими особенностями червячного зацепления. Приближенно зацепление колеса G червяком в осевом сечении червяка можно рассматривать как зацепление косозубого колеса с зубчатой рейкой. При этом приведенный радиус кривизны р в точке контакта будет равен радиусу кривизны профиля зуба колеса р , так как для профиля червяка Р1 = со. [c.200]

Особенности расчета на прочность. Для расчетов на прочность используют те же формулы, что и для расчетов прямозубых цилиндрических передач. Обычно на прочность при изгибе рассчитывают только зубья внешней передачи (сателлит — наружное колесо 5, см. рис. 20.37, й), так как модули зубьев одинаковы и внутреннее зацепление прочнее. При расчете колес с внутренними зубьями коэффициент формы зуба вычисляют по формуле [c.366]

Отметим еще, что расчет коррекции конических колес по методу смещения инструмента при помощи заменяющих цилиндрических колес является лишь приближенным методом. Точный метод корригирования основан здесь на учете особенностей так называемой конической прямобочной рейки (см. ниже) и применения для расчета зацепления методов сферической тригонометрии или аналитической тригонометрии в пространстве 113, 151. [c.480]

Формулы передаточных чисел планетарных передач ем. в табл. V.l.25 и работах tO.26 0.S2,0.47,0.59,5,14,15,231. Определение усилий в зацеплениях планетарных передач см. ниже. Особенности расчета лебедок закалочных кранов см. в работе 10.471. [c.399]

При расчете геометрии зацепления и прочности некоторого зацепления планетарной передачи зубчатым колесам помимо принятых буквенных обозначений (см. рис. 6.1 и табл. 6.1) присваиваются индексы 1 и 2 соответственно меньшему и большему элементу сцепляющейся пары. Так, например, при расчете зацепления а — д при z индекс 1 закрепляется за обозначениями, относящимися к центральному колесу а, а индекс 2 относится к сателлиту д. Возможные сочетания зубчатой пары шестерня — колесо для основных типов планетарных передач представлены на рис. 6.13. Значения и и других параметров передач, выделенных из планетарных механизмов А, В и Зк, приведены в табл. 6.10. Для расчета геометрии зацепления планетарных передач в основном используются зависимости и соответствующие схемы алгоритмов из 2.1 с учетом некоторых особенностей внутреннего зацепления, отмеченных ниже. [c.126]

Настоящая методика предназначена для расчета на прочность элементов червячных передач кранов и лифтов. С учетом особенностей геометрии зацепления цилиндрических и глобоидных передач определение нагрузочной способности из условия прочности их зубьев (контактной и на излом) приведено раздельно. [c.291]

Вычислять необходимо по формулам, учитывающим особенности станочного зацепления колеса с долбяком. Целесообразно при расчете исходить из того, что оба колеса пары нарезают одним и тем же долбяком, однако в принципе возможно и рассчитывать на нарезание каждого из колес пары различными долбяками. При малых коэффициентах смещения (до 1,5—2,0) О,, можно вычислять также и по формулам, общепринятым для колес, нарезаемых реечным инструментом. [c.14]

Особенностью расчета колес с арочными зубьями является определение допустимой ширины венца. Для повышения изгибной прочности при заданных размерах инструмента желательно иметь более широкий венец, но при чрезмерной ширине венца зацепление у торцов колеса может оказаться неудовлетворительным появится сильное подрезание или интерференция. [c.279]

В проектируемых приводах рассчитывают одноступенчатые зубчатые передачи внешнего зацепления закрытые цилиндрические косозубые и конические с круговым зубом открытые цилиндрические и конические — прямозубые. Порядок расчета передач с прямыми и непрямыми зубьями одинаковый, поэтому в приводимой методике расчета закрытых передач с непрямыми зубьями в отдельных пунктах указывают особенности расчета открытых — с прямыми зубьями. [c.58]

При консольном расположении одного из колес возрастают деформации вала и опор, что усиливает концентрацию нагрузки по длине зуба. Износ подшипников нарушает регулировку зацепления, из-за чего в передаче возникают дополнительные динамические нагрузки. Все эти особенности понижают несущую способность передач. Проф. В. Н. Кудрявцев рекомендует принимать несущую способность конических зубчатых передач с линейным контактом при расчетах на выносливость по изгибным и контактным напряжениям равной 0,85 от несущей способности цилиндрической передачи, рассчитанной на ту же нагрузку. [c.124]

Расчет передач с зацеплением Новикова ведется аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением, но естественно, с учетом их особенностей (см. [4, И, 141). [c.471]

Силовой расчет звена 1 мы также рассматривать не будем, ибо с решением такой задачи мы уже знакомы. Не будем мы определять и величины потерь на трение в подшипниках, но остановимся на особенностях определения потерь на трение в зацеплениях Так кан [c.108]

Передачи с зацеплением Новикова стандартизованы. Расчет их ведут аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением с учетом их особенностей [10]. Результаты расчета показали, что габариты передач Новикова по сравнению с эвольвент-ными на 20...25% меньше при одинаковом нагружении, т. е. они более компактны и допускают большие передаточные числа. [c.221]

Расчет передач с зацеплением Новикова ведут аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением, но с учетом их особенностей. [c.162]

В построенной математической модели механизма отражено влияние технологических ошибок в длине звеньев в предположении, что зазоры в зубчатых зацеплениях компенсированы механизмом выбора люфтов, а зазоры в подшипниках качения, помещенных в шарнирных соединениях звеньев режущего механизма, на порядок ниже отклонений между осями шарниров. Математическая модель для расчета точности механизма разработана с учетом особенности сборки. [c.116]

Возможность учета элементов с нелинейными упругими характеристиками при расчете вибраций в зубчатых передачах редукторов различного назначения представляет значительный практический интерес. Такой учет позволяет выявить особенности поведения систем при малых нагрузках и в резонансных режимах (в случае, когда динамические силы в зубчатых зацеплениях превосходят статические нагрузки). Указанные особенности не обнаруживаются при рассмотрении линейных моделей соответствующих систем. [c.5]

Вычисление момента трения в подшипниках 7] показано в 11.14. При проектном расчете можно принимать = 0,005... 0,01 (большие значения для схемы 3 в табл. 11.8). Силы в зацеплении. Особенности определения сил в зацеплении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами (рис. 11.31). В передаче с тремя сателлитами момент 7 на центральном колесе уравновешивается силами в зацеплениях сателлитов [c.302]

Расчет напряжений базируется на формулах ГОСТ 21354—75, включающих ряд коэффициентов, которые зависят от типа передачи, геометрии зацепления, условий нагружения и других факторов. Применительно к зубчатым колесам агрегатов трансмиссии автомобилей на основе указанного стандарта разработана методика расчета напряжений, учитывающая их особенности [ПО]. В дальнейшем эта методика использована при расчете коэффициентов преобразования моментов в напряжения. [c.140]

Необходимо учесть некоторые особенности при расчете сателлита g. Величину (см. табл. V.1.3) следует принимать как при двусторонней нагрузке, поскольку зубья сателлита g при изгибе- работают в симметричном цикле. В то же время зубья сателлита входят в зацепление о центральными колесами а н Ь разными сторонами, поэтому при определении числа циклов перемены напряжений I = 3600 (см. табл. V.1.14). [c.200]

Расчет на прочность колес планетарных зубчатых передач выполняется по тем же формулам, что и для простых передач, но с учетом некоторых особенностей. Так, например, у передачи, показанной на рис. 33.32, модули всех трех колес одинаковы, а передача внутреннего зацепления, благодаря своей геометрии, более прочна, чем передача наружного зацепления. Поэтому при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать зацепление солнечного колеса с сателлитами (с учетом количества последних). При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняется в целях подбора материала колеса или как проверочный. [c.445]

Если в зубчатой передаче с внешним зацеплением имеется четное число осей зубчатых колес внешнего зацепления, то общее передаточное число будет иметь знак минус в этом случае ведущее и ведомое колеса будут вращаться в обратные стороны при нечетном числе осей зубчатых колес внешнего зацепления в зубчатом механизме общее передаточное число будет иметь знак плюс ведущее и ведомое колеса будут вращаться в одну сторону. Это особенно важно помнить учащемуся при расчете зубчатых передач машины. [c.186]

Особенности геометрии зубчатых передач внутреннего зацепления. При одних и тех же параметрах исходного контура и коэффициентах смещения и при одной и той же системе расчета зубья колес, нарезанных долбяками, получаются более высокими, чем зубья колес, нарезанных реечным инстру.ментом. [c.159]

В первой части справочника содержались указания по выбору коэффициентов смещения (коррекции), формулы для геометрического расчета и альбом блокирующих контуров для зубчатых передач, составленных из колес, нарезанных инструментом реечного типа (червячные фрезы, гребенки, шлифовальные круги и т. д.). Вторая часть содержит аналогичные материалы для передач внешнего и внутреннего зацепления, составленных из колес, нарезанных долбяками. Необходимость выделения этих материалов в особую книгу объясняется теми особенностями геометрии колес, которые вызваны спецификой нарезания их долбяком. [c.3]

Предусмотренный расчетом радиальный зазор в зацеплении сохраняется только до тех пор, пока параметры Deu и Долбяка совпадают с расчетными. С износом долбяка радиальные зазоры изменяются. Если передача рассчитана на нарезание новым долбяком, то при 2 — и > О зазор с износом долбяка будет уменьшаться и при больших gj может дойти до нуля. При — 5и < О зазор с износом долбяка увеличивается. Если колесо рассчитано на нарезание предельно изношенным долбяком, то новый долбяк, особенно при больших 2. дает увеличенные зазоры. [c.239]

Расчет на прочность рабочих поверхностей зубьев. Основной особенностью зацепления Новикова является то, что в течение короткого начального периода работы передачи происходит приработка зубьев и пятно контакта приобретает сложную форму, поэтому затрудняется определение напряженного состояния в зоне контакта. Кроме того, сопротивление выкрашиванию на отдельных участках по высоте вогнутых зубьев резко отличаются. [c.268]

Расчет зубьев на прочность производится по формулам, приведенным в гл. 15 с учетом следующих особенностей. Зацепление каждой пары колес рассматривается отдельно например, для передачи на рис. 21.1, а внешнее зацепление — колеса 1—2, и внутреннее зацепление — колеса 2—3 (меньшему колесу каждой из этих передач будем приписывать индекс ш ). Момент, действующий на меньшее колесо, [c.343]

Н016 представление о различии в прочности косозубых и прямозубых передач, так как многие специфические особенности косозубого зацепления трудно поддаются расчету. В связи с этим целесообразно величину V, определять на основе сравнительных испытаний косозубых и прямозубых передач. При диапазоне углов р = = 8 -г- 20° можно принимать для зубчатых колес из мягких сталей [c.302]

Особенности расчета и проектирования косозубчатого зацепления [c.243]

Особенности расчета косозубых передач по нащ>яжениям изгиба. Как учитывается многопарность зацепления и наклона линии контакта к основанию зуба [c.186]

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]

Усилия В зацеплении. Особенности расчета усилий планетарной передачи связанъ с распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) к одновременным зацеплением сате 1лита с двумя центральными калесами рис. 16.28, в). Благодаря этому масса н габариты планетарных передач меньше, чем у обычных (рядовых). [c.174]

Условия зацепления и несущая способность передач с цилиндрическими червяками основных типов весьма близки, особенно при малом числе витков черняка. Поэтому расчеты, которые ведут в применении к передачам с архимедовым червяком, распространяются на передачи с ДРУ1ИМИ цилиндрическими червяками. [c.237]

Особенности определения модуля зацепления косозубых цилиндрических колес. При изучении конструкции и расчета косозубых колес приходится рассматривать геометрию зацепления в торцевой и нормальной плоскостях (рис. 16.5, б). Угол, составленный этими плоскостями, равен 90°—р. Величина шага зубьев в плоскости торца связана с величиной шага в нормальном сечении зависимостью pt — pj os p. Аналогичная зависимость су-ЩбСТВуеТ И МбЖДу значениями модуля в торцевом ш/ и нормальном гпп сечениях rtit = m / os p. [c.307]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

Было установлено, что основными факторами, ограничивающими быстроходность, являются большие динамические нагрузки, дей ствующие на механизм поворота на участке снижения скорости (особенно при малом числе позиций планшайбы), и уменьшение надежности фиксации. Большое значение имеет правильный выбор момента трения в опорах. При увеличении скорости было обнаружено существенное уменьшение сил трения, что при небольших и средних скоростях скольжения Иср < 0,6 с приводило к неравномерности движения планшайбы (особенно при применении мальтийских механизмов с внутренним зацеплением) и к значительному увеличению динамических нагрузок (рис. 13). Была также установлена возможность определения дефектов сборки механизма по характеру осциллограмм. Дефекты сборки мальтийского механизма четко выявились при записи момента на валу креста. Эксперименты показали удовлетворительное совпадение типов кривых, определент ных по осциллограммам и приближенному способу расчета [43]. Однако при этом абсолютные величины ускорений и моментов были часто во много раз больше расчетных. Щ [c.65]

Планетарный редуктор. В планетарных редукторах имеются две основные особенности, затрудняющие их динамический расчет, — многопоточность системы и повышенная податливость ободьев центральных колес, предусматриваемая обычно для более равномерного распределения нагрузки по потокам мощности. При изучении колебаний планетарных редукторов необходимо рассматривать их распространение от зубчатых зацеплений по всем трем возможным направлениям — к обоим центральным колесам и к водилу через сателлиты. [c.95]

Скольжение профилей шевера и обрабатываемого колеса, обеспечивающее процесс резания, имеется только на боковых сторонах зубьев и отсутствует на вершинной режущей кромке, где отсутствует и задний угол. Поэтому эта кромка работает в неблагоприятных условиях и при перегрузке часто ломается особенно недопустима работа вершинной кромки по дну впадины обрабатываемого колеса и по переходной кривой, образующейся при предварительном нарезании колеса (например, червячной фрезой или долбяком). При касании вершинной кромки зубьев шевера переходной кривой появляется кромочное зацепление и нарушается правильное зацепление шевера с обрабатываемым колесом. Правильная работа шевера обеспечивается соответствующим выбором формы и размеров припуска под шевингование Он должен уменьшаться до нуля у ножки зуба. Наиболее часто применяемые формы припуска, приведены на фиг. 477. Для обработки колес под шевингование применяют фрезы ч долбяки, имеющие утолщения на вершине зуба (фиг. 477, а). Величина утолщения фиблизительно равна величине припуска на сторону, оставляемого на шевингование, т. е. 61= 0,04- 0,06 мм. Высота определяется расчетом . Для облегчения пересопряжения зубьев шевера и колеса в процессе их зацепления припуск на вершине зуба колеса также уменьшают аналогично форме зубьев колес со срезом, для чего предусматривают специальное утолщение у ножки зубьев предварительного инструмента (долбяка или червячной фрезы). Приведенная форма зубьев долбяка н фрезы затруднительна в изготовлении поэтому была разработана другая форма зубьев с плавно изменяющейся величиной припуска (фиг, 477, б). Профиль зубьев червячных фрез образуется по двум прямым с углами 01 и а долбяков — по двум эвольвентам. Расчет инструмента под шевингование имеется в [6], [7]. На Горьковском автомобильном заводе с целью уменьшения переходных кривых при нарезании заготовок под шевингование проектируют долбяки с малой или отрицательной величиной смещения исходного сечения а. При применении этих долбяков уменьшается угол зацепления при нарезании долбяком колеса, уменьшается диаметр начальной окружности колеса при нарезании, центроида обработки приближается к основанию профиля изделия и уменьшаются переходные кривые. [c.795]

О некоторых методах моделирования турбулентности. Помимо статистического подхода к моделированию турбулентности в настоящее время все более широкое применение находит феноменологический (полуэмпириче-ский) подход и методы прямого численного моделирования турбулентности на основе решения специальных кинетических уравнений или нестационарной системы трехмерных уравнений Навье-Стокса, хотя в силу стохастичности данного явления в реальности удается получать лишь осредненные характеристики движения. Это позволяет, тем не менее, иногда проследить не только эволюцию образований различных пространственных структур с течением времени, но также изучать общую динамику и природу развития турбулентности. Например, результаты численного моделирования явления перебросов в гидродинамической системе (сконструированной в виде многоярусной модели зацепления простейших элементов - триплетов) иллюстрируют каскадный процесс передачи энергии в развитом турбулентном потоке, соответствующий известному закону Колмогорова-Обухова Гледзер и др., 1961) и подкрепляют представления об общих свойствах в поведении динамических систем. Интересно также отметить, что исследование процесса стохастизации динамических систем и сценариев перехода к хаосу при численном моделировании турбулентности служит аналогом решения некорректных задач с использованием оператора осреднения и параметрического расширения Тихонов и Арсенин, 1986). При таком подходе упорядоченная структура турбулентного течения, которая определяется как аттрактор асимптотически устойчивого решения для осредненных величин, представляет собой его регуляризованное описание Белоцерковский, 1997). Следует однако заметить, что использование методов прямого численного моделирования турбулентности для решения практически важных задач (особенно задач, связанных с расчетами турбулентного тепло-и массопереноса в многокомпонентных химически активных смесях) часто затруднительно или является слишком громоздким. Поэтому подобные задачи целесообразнее решать с помощью более простых, полуэмпирических теорий. [c.16]

Расчет по условным ( начальным ) коэффициентам смещения. При этом методе коэффициент смещения Хи, характеризует смещение производящего контура относительно начальной (но не делительной) поверхности колеса. При таком подходе любая передача является равносмещенной с некоторым, наперед назначенным, углом зацепления Используя особенности технологического процесса нарезания зубьев конических колес, этот метод позволяет при любых Хц, и ц, сохранить высоту зуба [c.146]

Преимущества конических колес с постоянной высотой зубьев, по сравнению с переменной, состоит в том, что образующая конуса впадин параллельна образующей делительного конуса, угол ножки колеса и шестерни равен нулю, благодаря чему зубья колеса и шестерни теоретически правильно сопряжены между собой. При изготовлении таких колес требуется незначительная корректировка пятна контакта на зубьях. Расчет наладочных установок зуборезного станка и его наладка проще и менее трудоемка, чем при нарезании зубьев с переменной высотой, где углы ножек колеса и шестерни имеют различные значения. Зацепления с циклоидальной линией зубьев особенно выгодно применять при изготовлении крупномодульных конических колес в небольших количествах, в этом случае отпадает необходимость в дополнительногл изготовлении дорогостоящих заготовок для наладки зуборезного станка. [c.44]

Одной из особенностей внутреннего эвольвентного зацепления является возможность интер( ренции, т. е. наложения профиля колеса с внешним венцом на профиль колеса с внутренним венцом. Эго явление, отсутствующее у внешнего зацепления, значительно усложняет расчет зубчатых колес с внутренним зацеплением, особенно при проектировании передачи с числом зубьев колес, близким одно к другому. В этом случае может оказаться, что изготовленные зубчатые колеса нельзя ни при одном из положений ввести в зацепление из-за наложения профилей. Если интерференция появляется в процессе нарезания, то часть профиля головки колеса с внутренним венцом может быть срезана долбяком. [c.252]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...