Указания по расчету зубчатых передач

Указания по расчету зубчатых передач [c.150]

Д. Указания по расчету зубчатых передач станков [c.250]

Указания по расчету зубчатых зацеплений планетарных передач на прочность. Расчет выполняют по тем же формулам, что и расчет зубчатых передач с неподвижными осями. [c.508]

Указания к проектировочному расчету зубчатых передач. Цилиндрические передачи. Проектировочный расчет цилиндрических передач производится по формулам ([) и (2) табл. [7 при этом из условия прочности рабочих поверхностей зубьев определяют либо либо А, затем находят остальные размеры. [c.825]

См. методические указания по расчету цилиндрических зубчатых колес на прочность и долговечность (стр. 124). Открытые передачи на выносливость рабочих поверхностей зубьев не рассчитываются. [c.92]

Учебно-справочное пособие составлено в соответствии с третьим разделом программы технической механики машиностроительных техникумов, относящимся к курсу деталей машин. В нем приведены сведения, необходимые для выполнения курсовых проектов по деталям машин указания по расчетам и конструированию типовых и наиболее распространенных объектов курсового проектирования — зубчатых и червячных редукторов, ременных и цепных передач, муфт для соединения валов и др. [c.3]

Выход нового стандарта на цилиндрические зубчатые редукторы (ГОСТ 2185-55) потребовал внесения некоторых изменений в методику расчета зубчатых передач. Одновременно был частично пересмотрен вопрос о методике определения коэффициента нагрузки — в отличие от первого издания указан лишь один метод его вычисления, представляющий собой несколько упрощенную трактовку способа, рекомендуемого ЦНИИТМАШ. Обновлены и дополнены материалы по выбору допускаемых напряжений для зубчатых и червячных передач. [c.3]

Наибольшее внимание при разработке методов расчета деталей на износ необходимо уделить методам расчета типовых наиболее изнашиваемых узлов машин направляющих металлорежущих станков, зубчатых передач, подшипников скольжения и качения, кулачковых механизмов, фрикционных передач, уплотнений валов. По вопросам расчета указанных сочленений имеются фундаментальные разработки, которые достаточно подробно описаны в технической литературе и широко используются на практике. [c.397]

Расчет на статическую прочность. Расчет зубчатых колес на статическую прочность следует производить по нагрузкам, возникающим при резком включении сцепления с использованием кинетической энергии маховика (см. гл. И). Трогание автомобиля с места осуществляется на первой или второй (в грузовых автомобилях) передаче или передаче заднего хода, поэтому проверять по инерционному моменту Му следует шестерни указанных передач коробки и главной передачи. При наличии в трансмиссии автомобиля гидромуфты или гидротрансформатора расчет на статическую прочность следует производить по максимальному крутящему моменту двигателя М<,шах. так как в этом случае пиковые нагрузки уменьшаются. [c.239]

Приводим указания по выбору исходных данных для расчета конических зубчатых передач. [c.70]

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]

Учитывая указанную аналогию, в числовых расчетах к. п. д. винтовых зубчатых передач с параллельными осями можно определять с помощью табл. 3—6. При необходимости вести вычисления непосредственно по формуле (3.14), значения С могут быть взяты из табл. 2. [c.21]

Если зубчатая передача работает с часто повторяющимися пиковыми нагрузками, то можно производить ориентировочный (в запас надежности) расчет такой передачи на заедание по наибольшей нагрузке, условно считая последнюю постоянной. Расчет даст тем более точные результаты, чем большую часть времени цикла занимает пиковая нагрузка. При проектировании передач, достаточно надежных в отношении заедания, конструктору необходимо придерживаться следующих указаний [c.215]

Проектирование приводных устройств следует начинать с кинематического расчета привода. Исходными данными, необходимыми для расчета, могут быть такие показатели номинальный вращающий момент на валу приводимой в движение машины, его угловая скорость, график изменения нагрузки (или момента) во времени с указанием соответствующего изменения угловой скорости для транспортеров задают нередко вместо момента на приводном валу окружное усилие на валу барабана (или звездочки), скорость ленты или цепи, диаметр барабана. По этим данным легко определить значения моментов и угловых скоростей. Определив предварительно требуемую номиналь ную мощность электродвигателя и угловую скорость его вала, вычис ляют общее передаточное число для одного или нескольких вариантов Оценивая полученное значение передаточного числа всего привода намечают конкретные способы его реализации, иными словами, рас сматривают несколько вариантов компоновки приводного устройства представляющего собой сочетание нескольких передач, например зубчатых, зубчато-червячных, ременных, цепных. Решение задачи может быть существенно упрощено, если воспользоваться для привода мотор-редуктором с зубчатой передачей, встроенной в корпус электродвигателя. Однако это не всегда возможно, нередко требуется устанав- [c.4]

Расчет, предложенный авторами указанной книги Зубчатые передачи из пластмасс , базируется на опыте эксплуатации полимерных и металлополимерных передач и в то же время на известных методах расчета металлических эвольвентных зубчатых передач. Новым является метод определения допускаемых напряжений [0]к и [сг]и. Порядок расчета оказывается более громоздким (см. стр. 180—190 указанной книги), чем отработанная последовательность расчета металлических колес. Результаты расчета практически такие же, как и при расчете по методике для металлических колес. [c.300]

УКАЗАНИЯ К РАСЧЕТАМ ЗУБЬЕВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ПО КОНТАКТНЫМ И ИЗГИБНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ [c.687]

Результаты вычислений при базовом числе циклов перемены напряжений 4- Ю и показателе степени = 6 (значение рекомендуется ГОСТ 21354-87, СТ СЭВ 5744-86 для зубчатых колес с твердостью НВ < 350 независимо от термообработки, способа поверхностного упрочнения и параметров упрочнения зубьев) представлены в табл. 5.4. Из анализа полученных данных следует, что выбранным маркам сталей соответствуют разные значения соотношений а следовательно, и значения допускаемых напряжений при неизменных конструктивных и технологических параметрах зубчатой передачи, что в настоящее время практически не учитывается рассмотренными выше и другими нормами расчета. При отсутствии поверхностного упрочнения переходной поверхности зуба допускаемое напряжение зависит от материала и коэффициента смещения X. Это влияние более существенно при малых числах циклов нагружений, приближающихся к области малоцикловой усталости. При увеличении коэффициентах напряжения для нормализованной стали 45 близки к значениям, рекомендуемых ГОСТ 21354-87, а в некоторых случаях совпадают. В то же время для колес из улучшенной стали 40Х по мере возрастания величины X отмеченное выше различие в допускаемых напряжениях по сравнению с ГОСТ 21354-87 сохраняется. При применении поверхностного упрочнения переходной поверхности указанное выше различие в допускаемых напряжениях возрастает. [c.120]

Специального метода расчета планетарных передач на прочность еще нет. Расчет ведется по тем же методам, что и простых зубчатых передач, но с учетом указанных выше особенностей планетарных передач. [c.130]

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]

При проектировочном расчете нз условия прочности активных поверхностей зубьев искомый размер (обычно или а. ,) зубчатой пары определяют по формулам (1) или (2) из табл. 6.1. При этом для отдельных схем передач следует руководствоваться данными табл. 4.1 и указаниями на стр. 46. [c.108]

Методика расчета гарантированного бокового зазора в конических и гипоидных передачах аналогична указанному для цилиндрических зубчатых передач. Величину бокового зазора, соответствующего температурной компенсации, приближенно, можно определтъ по формуле [3J [c.481]

Привод, т. е. двигатель и передача, является одной из основных частей любой машины. Правильный выбор типа привода, его рациональная компоновка и проектирование в значительной степени определяют возможность получения наиболее благоприятных технико-экономических и эксплуатационных характеристик будущей машины. Однако несмотря на безусловную важность указанных вопросов в технической литературе практически до последнего времени отсутствовали спра-вочно-методические издания, исключавшие необходимость поиска основных данных по расчету и конструированию элементов привода в многочисленной литературе по отдельным видам привода и передач. Именно это обусловило выпуск первого издания справочника в 1975 г. С мо.мента выхода в свет указанного издания прошло значительное вре.мя, в течение которого практически полностью изменился тип выпускаемых электродвигателей, мотор-редукторов, редукторов общего назначения и другого оборудования введены в действие новые нормативы расчета зубчатых передач по ГОСТ приведены расчеты планетарных и волновых передач. В связи с указанным второе издание справочника существенно изменено и дополнено. [c.5]

Геометрический расчет эвольвентных зубчатых передач при заданных смещениях. В зависимости от смещений каждого колеса можно получить три типа передач, отличающихся расположением начальных и делительных окружностей. Эти окружности совпадают в тех передачах, у которых по делительным окружностям толщина зуба одного колеса равна ширине впадины другого. Указанному условию удовлетворяют передачи при Х1+Х2 = 0, т. е. передачи, составленные из колес без смещения, и передачи, в которых отрицательное смещение одного колеса равно по абсолютной величи- [c.189]

Зубчатые колеса должны иметь правильный шрофиль зубьев, равномерно выдержанный шаг и полагающуюся по расчету толщину зуба. Отклонения указанных элементов от норм могут колебаться в пределах допусков заданных классов точности передач. [c.95]

Указания к проектировочному расчету. При проектировочном расчете конических передач величинами К ц и К н приходится задаваться, так как они зависят от неизвестных на этой стадии размеров зубчатых колес. При назначении и К ца можно пользоваться рекомендациями для цилиндрических передач (см. 2.3). Допускаемые контактные напряжения [а я] определяются по указаниям, данным в 2.3 при расчете [а л] и [стдг] по формуле (2.65). [c.87]

Чертежи конических зубчатых колес с прямолинейным профилем исходного контура выполняются по ГОСТ 2.405—75 в части указания параметров зубчатого венца и по другим стандартам ЕСКД. Расчет геометрии конических зубчатых передач с прямыми зубьями производится по ГОСТ 19624—74, конических зубчатых передач с круговыми зубьями — по ГОСТ 19326—73. Основные параметры конических зубчатых передач установлены ГОСТ 12289—76. [c.381]

Подбор и проверочный расчет шпоношого соединения. Для передачи крутящего момента от коинческогс колеса иа муфту применим призматическую шпонку со скругленными торцами по СТ СЭВ 189—75 (табл. 4,1). Примем диаметр соединения полумуфт с зубчатыми колесами 2, и Zi d = 55 мм (см, рлс. 8,15). Выписываем из указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов (мм) [c.315]

Показатели кинематической точности, плавности работы и показатели, определяющие контакт зубьев зубчатых реек и передач, приведены в табл. 5.64—5.66, допуски и отклонения по нормам, кинематической точности, нормам плавности работы и нормам контакта зубьев — в табл. 5.67—5.70. В таблицах даны значения норм тех показателей, которые в основном будут необходимы конструктору при расчете и выборе степеней точности, разработке чертежей зубчаты х реек со стандартным исходным контуром, а также при выполнении некоторых инженерных расчетов. В слу- чае нёрбхрдимости использования иных норм и показателей (например, при разработке чертежей зубчатых реек с нестандартным исходным контуром) из числа указанных в табл. 5.64—5.66 значения этих норм и показателей см. ГОСТ 10242г-81 и ГОСТ 13506—81. [c.507]

Далее определяют размеры тихоходной ступени при остановленном водиле (т. е. —зацепления b-f) в соответствии с указаниями в п, 7.1. Диаметры зубчатых колес передачи a-g находят по известному из расчета зацепления b-f -. ежоссвому расстоянию и по величине и = /и . Поэтому проектировочный расчет зацепления a-g из условия прочности зубьев сводится к получению величины Ь . При Р = О рекомендуется принять % = 0,5 и л ., = Xg 0,5. [c.118]

Нормы точности изготовления водила, связанные с точностью нарезания зубчатых колес, отсутствуют. Если отверстия в водиле растачиваются с помощью делительного приспособления, то с увеличением диаметра погрешность возрастает. При обработке водила на координатно-расточном станке погрешность определяется лишь классом -станка. Обычно для передач с зубчатыми колесами степени точности 7—о по ГОСТ 1643—72 ошибка межосевого расстояния и расстояния между соседними сателлитами составляет Д = 70 -120 мкм при диаметре начальной окружности центрального колеса — 250ч-1000 мм. Для передач с зубчатыми колесами 5-, 6-й степени точности Д = 50-г-100 мкм при (d )h = 250-ь 1500 мм. Указанные значения допусков принимаются также при расчете смещений e ,a и е ь. [c.245]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...