Коэффициент нагрузки. Точность зубчатых передач

Коэффициент нагрузки. Точность зубчатых передач [c.47]

Таким образом, для определения резонансных амплитуд колебаний шестерен I ж II ступеней 4, 6, 11 — по рис. 4) редуктора по ветвям турбин высокого и низкого давления достаточно решить дифференциальные уравнения типа (14). В силу специфики структуры дифференциальных уравнений (14) отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования всех масс системы. Оказывается достаточным найти коэффициенты демпфирования лишь тех масс, амплитуды колебаний которых определяются для резонансного режима. В том случае, если зацепления колес и шестерен редуктора были бы выполнены с идеальной точностью и звенья зубчатого механизма были бы абсолютно жесткими, не наблюдалась бы неравномерность вращения колес и шестерен. Однако благодаря неизбежно возникающим при изготовлении периодическим погрешностям шага и профилей зубьев, а также вследствие деформаций зубьев под нагрузкой при работе зубчатой передачи возникают периодические нарушения равномерности вращения и, следовательно, аналогичные изменения передаваемого системой момента. Вследствие этого все вращающиеся элементы системы находятся под воздействием переменных по времени сил, которые и могут в этом случае рассматриваться как возбуждающие. [c.85]

Расчет конических зубчатых передач производится по схеме алгоритма, представленной на рис. 4.9. При нагрузке, заданной в виде циклограммы, выбор Тщ и расчет коэффициентов Кц производится по схеме алгоритма, изображенной на рис. 2.30. Выбор степени точности проектируемой передачи производится по табл. 2.10. Так как окружная скорость передачи на этом этапе расчета не известна, то для вариантов заданий на курсовое проектирование можно задаться 6 — 7 степенью точности. [c.87]

V = 10- 20 м/с и 7-й степени точности = 1,0-г 1,1, при V до 10 м/с и 8-й степени точности = 1,05 ч-1,15 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по щирине венца. При проектировании закрытых зубчатых передач редукторного типа принимают значения Кяр по табл. 3.1. [c.32]

Здесь и К — внешнее и среднее конусные расстояния, мм Ки — коэффициент нагрузки, принимаемый таким же, как и для цилиндрических прямозубых передач (см. 3.2), при условии, что степень точности конических колес на единицу выше, чем цилиндрических Г2 — вращающий момент на колесе, Н мм Ь — ширина зубчатого венца, мм. [c.48]

Коэффициент динамической нагрузки. Вследствие особенности работы пары червяк — колесо ( ввинчивание червяка) червячная, передача работает более плавно, чем зубчатая. Поэтому можно принимать меньшие значения коэффициента динамической нагрузки к , чем для зубчатых передач для передач 7 и 8-й степени точности при 1)2 < 3 м/сек к = - , 2 при = 3 8 м/сек к — 1,1 1,3 при 8 м/сек к = 1,2 1,4. [c.289]

При большом коэффициенте перекрытия зубчатые передачи спокойнее работают и менее требовательны к точности изготовления зубьев. Объяснить это можно следующим образом. Если работает одна пара зубьев, то всякий дефект в профиле (например, выемка) вызывает изменение закона движения ведомого колеса, сопровождающееся динамическими нагрузками, шумом и т. п. Если работают одновременно две пары зубьев, то выемка в одном из профилей вызывает только перераспределение нагрузок между зубьями и почти не влияет на закон движения ведомого колеса. Поэтому избыточную связь, возникающую вследствие одновре- [c.183]

Коэффициент Ки учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Для всех видов зубчатых передач коэффициент Kv определяют в зависимости от окружной скорости V (для конических передач — скорости г на среднем диаметре ф, степени точности и твердости рабочих поверхностей зубьев. [c.135]

Повышение несущей способности планетарных передач достигается конструктивными и технологическими мероприятиями как общими для всех зубчатых передач, так и специальными. К общим мероприятиям относятся применение легированных сталей с более высокими механическими показателями фланкирование зубьев и бочкообразная форма их угловая и высотная коррекция поверхностное упрочнение, обеспечивающее высокую твердость рабочих поверхностей, сохранение вязкой сердцевины и снижение концентрации напряжений на переходных участках применение зубьев с большей высотой, что увеличивает деформацию, равномерность распределения нагрузки и коэффициент перекрытия применение лучших материалов для наиболее нагруженных колес. К специальным мероприятиям относятся высокая жесткость водила и его балансировка в сборе с сателлитами конструкция сдвоенных сателлитов, допускающая шлифование зубьев центрирование центральных колес с высокой степенью точности применение надежно работающих подшипников. [c.122]

Первый случай типичен, с одной стороны, для зубчатых колес невысокой (8—9-й) степени точности или статически мало нагруженных (при фе 1), когда в зацеплении находится фактически одна пара зубьев, с другой — для высокоскоростных передач, когда срединный удар реализуется неполностью. Значения номинального коэффициента формы зуба для стороны растяжения при прило>кении нагрузки к вершине зуба в зависимости от числа зубьев 2 II коэффициента коррекции даны на рис. 34. [c.197]

Для упрощения расчетов в настоящем пособии коэффициент учитывающий распределение нагрузки между двумя парами зубьев прямозубой передачи, дан только с учетом точности изготовления и для зубчатых пар с Х1 = Хг = 0. В уточненном расчете приравнивается большему из двух значений А, и 9 (см. с. 25 в ГОСТ 21354 — 75 и с. 106 в справочнике [42], где = У ) и зависит не только от точности, но и от геометрических параметров зацепления и от нагрузки приходящейся на единицу щирины зубчатого венца. В свою очередь, при использованной несущей способности передачи, Р /Ь зависит от материалов [c.226]

Зубошевннгованне дисковым шевером является наиболее распространенным и экономичным методом чистовой обработки зубьев незакаленных (с твердостью до ИКС 33) прямозубых и косозубых цилиндрических колес с внешним и внутренним зацеплением после зубофрезерования или зубодолбления. Шевингование применяют для повышения точности зубчатого зацепления, уменьшения параметра шероховатости поверхности на профилях зубьев, снижения уровня шума и т. д. Шевингованием можно повысить точность на одну-две степени. Точность шевингованных зубчатых колес достигает 6 —8-й степени, параметр шероховатости поверхности Ка = 0,8 -ь 2,0 мкм. Точность зубчатых колес в процессе шевингования зависит главным образом от их точности после зубофрезерования или зубодолбления и коэффициента перекрытия шевера с обрабатываемым колесом, который должен быть не менее 1,6. При шевинговании можно проводить продольную и профильную модификацию зуба. При образовании продольной бочкообразности исключается опасность концентрации нагрузки на концах зубьев. Модификация эвольвентного профиля зубьев позволяет уменьшить уровень шума и повысить срок службы зубчатой передачи. Модификацию формы зуба проводят также для компенсации деформации в процессе термической обработки. [c.349]

Коэффициент 2 зависит от схемы передачи, числа сателлитов п , от степени точности зубчатых колес и конструктивных мероприятий, направленныд на выравнивание нагрузки между сателлитами (плавающие звенья, податливые венцы колес, упругие связи и т. д.). В проектировочных расчетах при п. 3 и степени точности аубчатых колес [c.161]

В современных зубчатых передачах коэффициент перекрытия всегда бывает больше единицы. Это указывает на то, что в начале и конце линии зацепления одновременно работают две пары зубьев (при е < 2), нагрузка между которыми распределяется сгатически неопределимо, т. е, имеется одна избыточная связь в кинематической паре, а не в механизме, и поэтому она не является вредной, так как кинематическую пару легко сделать с достаточной точностью. [c.183]

С — коэффициент, зависящий от материала (см. табл. 21) kl — коэффициент, учитывающий динамические нагрузки, прини1>.аемый для зубчатых передач, изготовленных по 3-му классу точности и с твердостью поверхности зубьев НВ = 200- -350 в следующих пределах [c.228]

Пример 13.1. Требуется определить дисперсию коэффициентов полинома (13.7) для расчета подвески центрального колеса и коэффициента неравномерности распределения нагрузки среди сателлитов передачи по схеме А. Зубчатые колеса выполнены со степенью точности 6 по ГОСТ 1643—72, допуск на смещение осей посадочных диаметров центральных колес и смещение осей сателлитов 70 мкм. Начальные диаметры центральных колес и сателлитов — S6 мм ( щ)й = 234 мм = 69 ми. Допуск на разнозазорность подшипников качения сателлитов и разнотолщинность зубьев соответственно 20 и 30 мкм при условии выполнения селективной сборки. Число сателлитов = 5. [c.245]

Для нефланкированных цилиндрических прямозубых колес, работающих в закрытых масляных ваннах, во многих случаях целесообразно применять угловую коррекцию зацепления с такими коэффициентами коррекции и (см. приложение 1, стр. 366), при которых осуществляется угол зацепления а, максимально допустимый по условиям заостреаия зубьев [толщина зубьев по окружности выступов Sg > (0,4-i-0,5)mJ и получения достаточного коэффициента перекрытия (е 1,2, а при повыщенной точности по наружным диаметрам зубчатых колес и по межцентровому расстоянию t > 1,1). Чем больше угол зацепления а, тем бо. 1ьшую нагрузку могут передавать прямозубые колеса (см. табл. 32). Размеры зубчаток следует определять по формулам, приведенным в табл. 22, причем высоту зуба А можно увеличивать на 0,05т. Допуски на наружные диаметры зубчатых колес при 1,1 < е < 1,2 должны быть выбраны по 2-му классу точности, и верхнее отклонение межцентрового расстояния в корпусе передачи не должно превышать 35т мк, где т — в мм. [c.328]

Для передач с круговым зубом коэффициент концентрации нагрузки от смещения пятна контакта принимают при консольном расположении одного зубчатого колеса 1,1—1,25, а обоих колес — 1,25—1,4. От местного контакта зубьев возникает концентрация, зависящая от соотношения радиусов кривизны зубьев, относительной ширины венца г 3т = Ымпт и степени точности. Это может быть учтено дополнительным множителем, равным приблизительно 1,4. Теоретически коэффициент концентрации получается значительно больше, но частично компенсируется дуговой формой зубьев и другими допущениями в расчетах. [c.304]

Для передачи мош,ности паровых турбин к гребному валу большинстве атомных подводных лодок применяют двухступ чатые зубчатые редукторы с достаточно высокими коэффици тами контактного напряжения на рабочих поверхностях зубц у подводных танкеров 7 кГ/см для колес первой и 9 кГ/см I колес второй ступени редуктора. У боевых атомных лодок коэффициенты составляют 14—19 и 12—14 кГ см соотв ственно. Повысить удельные нагрузки на зубцы удалось в зультате применения высокотвердых материалов для изгот ления колес, а также в результате повышенной точности и стоты обработки зубцов и соответствующей коррекции профиля. [c.216]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...