Расчет зубчатых колес редуктора

II. Расчет зубчатых колес редуктора [c.292]

II. Расчет зубчатых колес редуктора (рис. 10.25) [c.253]

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА [c.476]

Отсюда очевидно, почему для зубчатых колес редукторов характерны широкие венцы и большие значения отношения фт. Только в тех случаях, когда в редукторах применяют колеса, зубья которых после термической или химико-термической обработки получают высокую твердость рабочей поверхности (ЯВ 350), может оказаться, что размеры передачи, вообще лимитируются расчетом зубьев на изгиб, а не на контактную прочность. [c.156]

Основные принципы расчета свободных и вынужденных крутильных колебаний упругих систем рассмотрены в гл. III первого тома [33]. Кроме того, в гл. XV рассмотрены крутильные колебания ротора турбины, вызываемые циклическими погрешностями зубчатых колес редуктора. Эти колебания, имеющие относительно высокую частоту, при наличии торсионных валиков не распространяются на большое колесо редуктора и линию валопровода с гребным винтом. [c.267]

Основным расчетом зубьев зубчатых колес редукторов является расчет их на контактную прочность. После этого производится проверочный расчет зубьев на изгиб. [c.148]

При проектировочном расчете зубьев зубчатых колес редукторов на контактную прочность их для цилиндрической передачи определяется межосевое расстояние А, а для конической передачи вычисляется конусное (дистанционное) расстояние L. [c.148]

Пользуются также методикой расчета зубьев зубчатых колес редукторов на прочность рабочих поверхностен зубьев по контактным напряжениям сдвига. [c.149]

Расчет зубчатых передач редуктора аналогичен рассмотренному выше для механизма передвижения тележки мостового крана (гл. II), поэтому далее приводим, только расчеты конической передачи (см. рис. 63) и второй передачи на ходовые колеса. [c.209]

Смазка зубчатых колес редукторов при окружных скоростях до у = 12- -15 м сек осуществляется путем окунания колес в масляную ванну. Соответственно такой способ смазки зубьев называется смазкой окунанием, или картерной смазкой. Емкость масляной ванны принимается из расчета 0,35ч--Ч- 0,7 л на 1 кет передаваемой мощности (меньшее значение — при меньшей вязкости масла, и наоборот). [c.278]

После расчета зубьев зубчатых колес редукторов на контактную прочность производится проверочный расчет этих зубьев на "изгиб, который осуществляется последующим формулам [c.149]

Выбор материала зубчатых колес и расчет зубчатой пары редуктора (см. гл. IV, 24). [c.283]

Класс нагрузки и его численная характеристика — коэффициент эквивалентности Кц — общие для всех зубчатых колес редуктора. Нагруженность каждого отдельного зубчатого колеса определяют участком упорядоченного графика нагрузки, расположенным до базы контактных напряжений Nhq. Для расчета переменную нагрузку этого участка заменяют эквивалентной постоянной [c.79]

Работоспособность волновой зубчатой передачи определяет гибкое колесо, поэтому расчет зубчатого волнового редуктора целесообразно начинать с выбора материала и собственно конструкции гибкого колеса. Геометрические параметры гибкого колеса определяют из допускаемых напряжений смятия зубьев, т. е. условия прочности [о]с . [c.82]

При расчете воздействия энергии вращающихся масс на пассажира в процессе движения закрывания приведение энергии вращающихся масс ротора, зубчатых колес редуктора и т.п. к энергии поступательного перемещения створок должно производиться с учетом потерь энергии от действия сил трения. [c.297]

На рис. Э.32 дан чертеж конического редуктора. Определить из расчета на изгиб и контактную прочность величину допускаемой мощности на ведущем валу основные параметры редуктора и сведения о материалах зубчатых колес указаны в таблице. [c.175]

В некоторых случаях, например при расчете редукторов, диаметр быстроходного вала, соединяемого с электродвигателем, предварительно определяют по формуле (27.2) и —диаметр выходного конца вала согласуют с диаметром вала электродвигателя а дв, что необходимо для использования стандартных муфт к = (0,8-т-1,2) й(ди. Кроме того, диаметры ведомых валов редукторов в местах посадки зубчатых колес можно предварительно определить по формуле й = (0,25-ь0,30) а, где а — межосевое расстояние ступени. [c.422]

Далее следует решить две задачи на расчет валов. В первой из них можно рассмотреть случай, когда изгибающая нагрузка действует в одной плоскости, например одну из задач 7.13 — 7.15 [15], или 8.17 [38], или 221 [1]. Во второй задаче надо рассмотреть расчет вала редуктора. На этом валу должно быть обязательно насажено цилиндрическое косозубое, червячное или коническое зубчатое колесо, т. е. помимо нагрузок, перпендикулярных валу, должна быть осевая нагрузка. Эта рекомендация связана с тем, что учащиеся зачастую допускают ошибки в эпюре изгибающих моментов — теряют момент от внецентренно приложенной осевой силы. Такого типа задачи имеются в задачниках для техникумов 7.27 — 7.29 7.31 7.33 [15] 8.20 8.24 [38]. [c.168]

Основные параметры (а ,. редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами стандартизованы (ГОСТ 2185—66). При проектировании редуктора для индивидуального производства допустимо отступление от параметров, указанных в ГОСТе. Значение а , полученное по расчету, должно быть округлено до целого числа (в миллиметрах). [c.218]

Нагрузки на валы и расчетные схемы. Для расчета на прочность необходимо знать напряжения в сечениях вала от внешних нагрузок (постоянных и переменных), которые передаются от сопряженных деталей (зубчатых колес, шкивов и др.). Нагрузки рассчитывают (в редукторах, конвейерах, гру- [c.409]

Расчет на жесткость. Размеры вала во многих случаях определяются не прочностью, а жесткостью (валы коробок передач, редукторов и др.). При недостаточной жесткости вала действующие на него силы могут вызвать недопустимо большой прогиб. Величина этого прогиба при пульсирующей нагрузке не остается постоянной. Неизбежно появляются вибрации вала, ухудшающие условия передачи в зубчатых колесах возникает дополнительное скольжение зубьев, появляется неравномерность распределения давлений по длине зубьев. Кроме того, возникают значительные динамические нагрузки на зубья, которые ухудшают условия работы подшипников. В таких случаях производят поверочный расчет на изгибную и крутильную жесткость валов. [c.390]

При этом имеют место большие потери мощности на перемешивание масла, и в корпусе редуктора может образоваться в большом количестве масляная пена. Уровень масла в масляной ванне выбирается с таким расчетом, чтобы все ведомые колеса при окружных скоростях, близких к предельным, погружались в масло не менее чем на высоту зуба. Тихоходные зубчатые колеса могут погружаться в масляную ванну значительно глубже (до 100 мм). [c.8]

Если вал двигателя и -вал зубчатого редуктора, а также вал зубчатого колеса и главный вал соединены упругими муфтами, то дальнейшее упрощение эквивалентной схемы за счет объединения масс может привести к заметным погрешностям расчета. [c.17]

Величина ошибки при пренебрежении тем или иным фактором зависит от того, какие факторы учтены в расчете. Это объясняется тем, что связь между переносными и абсолютными разностями углов поворота зубчатых колес, как видно из выражения (7. 5), также зависит от многих параметров. Следует отметить, что на величины приведенных моментов инерции иногда могут значительно влиять деформации корпуса редуктора н подшипников опор валов. [c.251]

Пример 33.1. Выполнить проверочный расчет вала зубчатого колеса редуктора (см. рис. 248). Усилия в зацеплении 2 = 4200 Н P,j = 1550 Н = 760 Н. Материал вала - сталь 45 нормализованная, j = 650 МПа, От = 320 МПа. На выходном конце вала установлена упругая пальцевая муфта (муфта МУВП-1-40 МН 2096-64). [c.318]

Пример 2. Зубчатое колесо редуктора, скрепленное со ступицей И нестандартными болтами (примерная схема для расчета см. рис. 18), передает мощность N = 5 000 л. с. при числе оборотов п = = 360 об1мин толщина фланцев S = 16 мм. Si = 20 мм болты размещены по диаметру Dg = 720 мм и поставлены под развертку марка материала — сталь 45 (нормализованная). Допускаемое напряжение смятия для фланца колеса и болтов [а]см = 1 ООО кПсм . [c.148]

В закрытых передачах (редукторах), имеющих пластмассовые колеса, расчет последних на контактную прочность не производят, так как контактная прочность капрона и других пластмасс этой группы значительно выше изгибной прочности исходя из этих особенностей пластических материалов, а также учитывая их хорошую прирабаты-ваемость, расчет зубчатых колес в открытых и закрытых передачах достаточно вести только на прочность по изгибу. [c.381]

Смазка зубчатых колес редукторов при окружных скоростях до г = = 12... 15 м/с осуществляется окунанием колес в масляную ванну. Такой способ смазки зубьев называется смазкой окунанием или картерной смазкой. Вместимость масляной ванны принимается из расчета 0,35...0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности (меньшее значение — при меньшей вязкости масла, и наоборот). Масло должно покрывать рабочие поверхности зубьев, а потери передаваемой мощности на сопротивление масла вращению зубчатых колес и соответственно на нагрев масла должны быть минимальньпли. Так как во время работы редуктора происходят колебания уровня масла, то рекомендуется зубчатые колеса погружать в масляную ванну для цилиндрических передач на глубину не менее 0,75 высоты зубьев, а для конических передач вся длина нижнего зуба должна находиться в масле. Тихоходные зубчатые колеса второй и третьей ступеней редуктора при необходимости допускается погружать в масло на глубину до 7з радиуса делительной окружности. Чтобы избежать глубокого окунания колес в ванну, колеса первой ступени смазывают с помощью смазочной текстолитовой шестерни (рис. 12.33, а) или другого подобного устройства. Иногда для колес разных ступеней предусматривают раздельные ванны. В редукторах с быстроходными передачами применяют струйную или циркуляционную смазку под давлением. Масло, прокачиваемое насосом через фильтр, а при необходимости и охладитель, поступает к зубьям через трубопровод и сопла. При окружной скорости до V = 20 м/с для прямозубых передач и до и = 50 м для косозубых масло подается непофедственно в зону зацепления (рис. 12.33, б), а при более высоких скоростях во избежание гидравлических ударов масло подается на зубья шестерни и колеса отдельно на некотором расстоянии от зоны зацепления. Смазку подшипников редукторов при окружной скорости зубчатых передач V > [c.214]

Расчеты показывают, что коэффициент жесткости тихоходного участка трансмиссии с учетом податливости зубьев, подщипников, щпоночных соединений и муфт можно определить по соотнощению [34] с 0,3 где с рз-условный коэффициент жесткости трансмиссионного вала, рассчитанный в предположении, что вал имеет один диаметр на всем расстоянии от тихоходного зубчатого колеса редуктора до ходового колеса, соединительных муфт нет и зубчатое и ходовое колеса выполнены заодно с валом. При симметричном расположении ходовых колес относительно зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора, = где Су -коэффициент жесткости одного участка трансмиссионного вала между зубчатым и ходовым колесами [c.91]

Расчет зубьев колес редуктора ТНА является в известной мере условным, а его результаты используются как ориентировочно-сравнительные с подобными имеющимися данными для зубчатых передач в авиационных газотурбинных двигателях. При расчете очень сложно учесть комплексное влияние деформащ1Й от вала и корпуса, подаваемой смазки и других элементов, определяющих значение усилия, возникающего при работе зубьев. С целью снижения контактных напряжений угол зацепления принимается не менее 20° (лучше 25°), что приводит к повышению изгибной прочности зуба, а также снижает скорость относительного скольжения, при этом повышается стойкость зуба против задиров. В высокоскоростных передачах (до 100 м/с) для повышения работоспособности зубьев целесообразно применять серебряное покрытие толщиной 5...10 мкм. [c.259]

Для всех вариантов принять 1) кривошип уравновешен 2) центральный момент инерции н атуна 2 /5 =0,17 3) I =0,35 1лв] 4) фазовые углы поворота кулачка срп = фоп, фв.в = 10° 5) модуль зубчатых колес планетарного редуктора И1 = 4 мм 6) число сателлитов в планетарном редукторе А = 3 7) массой н моментами инерции звеньев, значения которых не указаны, в расчетах пренебречь. [c.260]

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]

Лри построении динамической схемы редуктора было принято допущение о несвязности поступательных и поворотных движений зубчатых колес. Это допущение, как показывают расчеты, является приемлемым для неконсольных схем расположения зубчатого колеса с валом на опорах. Наряду с указанным допущением будем полагать, что трение в опорах не влияет на форму колебаний динамической системы зубчатое колесо — вал — подшипниковые опоры. -Тогда будут справедливы соотношения [c.94]

На основании результатов расчета частот и форм собственных колебаний mojkho сделать некоторые предварительные выводы относительно интенсивности развивающихся в системе колебаний. При известных источниках и спектре частот возбуждения колебаний, основными из которых в редукторе являются погрешности изготовления и монтажа зубчатых колес, определяются возможные резонансные режимы в рабочем диапазоне оборотов. Так как для систем с малыми потерями, к которым относится редуктор, различие в с )ормах вынужденных и свободных колеба- [c.72]

Пример, Произвести повероч- ный расчет вала встроенного редуктора. Вал передает момент ют конического зубчатого колеса А к прямозубому цилиндрическому венцу Б, выполненному за одно целое с валом. [c.152]

Параметр 12=22/21 по ГОСТ 16532 — 70 назьшают передаточным числом и определяют как отношение большего числа зубьев к меньшему независимо от того, как передается движение от 2] к 22 или от 22 к 2]. Это передаточное число и отличается от передаточного отношения I, которое равно отношению угловых скоростей ведущего колеса к ведомому и которое может быть меньше или больше единицы, положительным или отрицательным. Применение и вместо 2 связано только с принятой формой расчетных зависимостей для контактных напряжений [см. вывод формулы (8.9), где выражено через d (меньшее колесо), а не через 2/2 (большее колесо)]. Величина контактных напряжений, так же как и передаточное число и, не зависит от того, какое колесо ведущее, а величина передаточного отношения 2 зависит. Однозначное определение и позволяет уменьшить вероятность ошибки при расчете. Передаточное число и относится только к одной паре зубчатых колес. Его не следует применять для обозначения передаточного отношения многоступенчатых редукторов, планетарных, цепных, ременных и других передач. Там справедливо только обозначение г. [c.140]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...