Расчет зубчатых передач редуктора

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]

Соответственно при расчете зубчатых передач редукторов, выполняемых в виде самостоятельных агрегатов, основные параметры этих передач должны быть согласованы с ГОСТ 2185—66 и ГОСТ 12289—66, а модули зацепления с ГОСТ 9563—60. [c.282]

Передаточное число передачи i определяется по формуле (293) иногда оно дается в условии к расчету передачи. При расчете зубчатых передач реДукторов, выполняемых в виде самостоятельных агрегатов, i окончательно принимается по соответствующему ГОСТу. [c.142]

При расчете зубчатых передач редукторов, выполняемых в виде самостоятельных агрегатов, основные параметры их (для цилиндрических — т, А, I и фл и для конических — т, йдк, I и 6) должны быть согласованы с соответствующим ГОСТом. [c.146]

Как было отмечено ранее, для зубчатых передач редукторов основным расчетом зубьев является расчет их на контактную прочность. Поэтому при проектном расчете зубчатой передачи редуктора зубья ее прежде всего рассчитываются на контактную прочность, а затем — на изгиб при этом расчет зубьев на изгиб производится обычно как проверочный. [c.147]

При использовании ЭВМ роль проектировщика остается ведущей напри.мер, если расчет зубчатых передач редуктора выполнен на ЭВМ. но модуль передачи, определенный в проектировочном расчете, не обеспечивает сопротивления усталости по изгибным или контактным напряжениям в проверочном расчете, то именно студент-проектировщик должен принять решение, каким образом обеспечить условие прочности, не снижая значения других параметров, влияющих на оптимизацию конструкции редуктора в целом. Для машины невозможно создать алгоритм, который учитывал бы все факторы, влияющие на выбор того или иного решения. [c.11]

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА [c.355]

Расчет зубчатой передачи редуктора [c.403]

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]

Для зубчатых передач редукторов основным параметром, характеризующим их работоспособность, является межосевое расстояние А, определяемое из расчета на контактную прочность поверхностного слоя материала зубьев. Модуль не входит в указанный расчет и никак не влияет на его результат. [c.156]

Схема станции жидкого смазывания редуктора показана на рис. 36, где 1 - насос 2 - фильтр-холодильник 3 - бак-отстойник 4 - предохранительный клапан 5 - манометр 6 - указатель течения масла 7—вентиль. Во многих случаях дйя более удобного слива масла из ванны редуктора станцию помещают значительно ниже редуктора. При струйном смазывании зубчатых передач редукторов для определения размеров и производительности централизованных станций необходимо установить количество масла, подаваемого на зацепление. В этом случае ориентировочно расход масла принимается 3.. .4,5 л в минуту на 1 кВт потерь мощности в зацеплении. Предполагается, что масло будет охлаждаться в холодильниках на 5...8°С. Для более точного определения объема масла, подаваемого к зацеплению и подшипникам, требуется расчет. [c.450]

В методах расчета зубчатых передач предполагается существование длительного предела контактной выносливости, тогда как подбор подшипников качения базируют на кривых выносливости, не имеющих горизонтального участка. Поэтому с увеличением и снижением растет величина отношения массы опорных узлов с подшипниками качения к массе зубчатых пар. Это обстоятельство существенно влияет на конечные результаты фавнения передач с различными значениями С уменьшением Пз ,м и увеличением х /,,,, и )lт xi/, растет удельный вес в общей массе редуктора массы опорных узлов с подшипниками качения. Помимо этого с увеличением растет величина Кц , что, в свою очередь, оказывает влияние на массу передачи. [c.221]

Расчет зубчатых передач. Этот расчет рассмотрим на примере первой передачи (редуктор). [c.301]

Зубья червячных колес так же, как и зубья зубчатых колес, рассчитываются на прочность по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба, причем расчет этот совершенно аналогичен. При проектном расчете червячных передач редукторов зубья червячных колес в основном рассчитываются на контактную прочность и затем проверяются расчетом их на изгиб. [c.177]

Определение передаточных отношений, выбор и расчет передач и редукторов. При использовании стандартных редукторов, серийно выпускаемых отечественной промышленностью, подбор редуктора должен быть сделан в соответствии с указаниями нормали на редукторы. Поверочного расчета зубчатых передач, валов и подшипников в этом случае производить не требуется. В остальных случаях необходим полный расчет всех элементов редуктора. [c.8]

Возраст волновых передач невелик, принцип действия их отличается от классических зубчатых передач. Эти передачи интенсивно исследуют, поэтому на данный период единой установившейся методики их расчета пока не существует. В настоящем пособии приведена несколько упрощенная, но достаточная для курсовых проектов методика расчета зубчатых волновых редукторов, выпол- [c.81]

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]

Расчет конической зубчатой передачи редуктора [c.438]

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]

IV. Расчет зубчатых передач цилиндрического соосного редуктора (фиг. 246) [c.366]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

Смазывание зубчатых или червячных передач редукторов в большинстве случаев осушествляется погружением, а подшипников — разбрызгиванием или пластичным смазочным материалом. В корпус редуктора заливают масло из расчета 0,4...0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности, при этом колесо или червяк должны погружаться в масло на глубину не менее высоты зуба или витка. [c.240]

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]

Такая ситуация, в частности, возникает при расчете колебаний планетарного редуктора, где в качестве одной из подсистем принимается зубчатая передача. Предполагается, что в диапазоне 500—1000 гг часть элементов зубчатой передачи колеблется как сосредоточенные массы на жесткостях зацеплений валов и осей. Зубчатые барабаны, эпициклы, корпус редуктора и фундамент в указанном диапазоне частот приходится рассматривать как подсистемы с распределенными параметрами. [c.27]

Весьма продолжительные испытания различных сортов масел и присадок к ним в редукторах общего назначения позволили установить, что работоспособность зубчатых передач может быть значительно повышена при использовании масел, обеспечивающих упрочнение контактирующих поверхностей за счет химико-физического воздействия их на рабочие слои металла зубьев. Так, например, для косозубых передач общего назначения допустимые нагрузки в зависимости от выбора сорта масел и присадок можно повышать в 1,1 —1,6 раза против существующих норм расчета [6]. [c.386]

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]

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]

Тепловой расчет зубчатых редукторов производится так же, как и червячных редукторов (см. Червячные передачи ). [c.176]

Ф01 6221 501 ПС). Все = 8 6 34"), Максимальные вращения зубчатых передач, а также формула для расчета моЩ кости те же, что и для редукторов типа Ц2. По ГОСТ 16162—85 допускаемая консольная нагрузка Р Н, приложенная к середине посадочной части тихоходного вала, Ру = 250 -/Жр, где М — вращающий момент на выходном тихоходном валу, Н-м. Типоразмеры редукторов, их нагрузочные и геометрические характеристики приведены в табл. V.L49—V.L63, а схемы сборок — на рис. V.I.6. Эти редукторы часто используют для механизмов передвижения кранов. [c.216]

Использование САПР в наши дни ограничено. Она охватывает такие группы изделий, которые имеют конструктивную, технологическую и эксплуатационную преемственность. САПР целесообразно применять при проектировании типовых, многократно повторяющихся конструкций разных типоразмеров. Подсистемы автоматизированного проектирования могут быть применены при разработке штампов, проектировании разных изделий и механизмов, например зубчатых передач, редукторов, насосов, виброустройств, двигателей и др. В некоторых случаях САПР целесообразно применять для выполнения отдельных проектных процедур проверочных расчетов, оптимизации параметров и т. п. (Проектными процедурами называют составные части этапа проектирования, которые заканчиваются получением проектного решения.) [c.196]

Пример 9.3. Вал зубчатой передачи (редуктора) изготовлен из стали 35(0т= 310н/л1Ж ). 1 левому концу вала (рис. 9.11, а) подводится от электродвигателя мощность = 28 кет. Вал вращается со скоростью п = 630 об/жин. Проверить прочность вала в сечении под серединой зубчатого колеса, не учитывая влияния шпоночной канавки. Принять [ге,.] = 4,0. Расчет выполнить по V гипотезе прочности. [c.391]

В связи с тем чго поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка — от напряжений изгиба, зубья червячных колес, так же как и зубья зубчатых колес, рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач редукторов определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи затем проверяют зубья колеса на изгиб. В большинстве случаев оказывается, что расчетные напряжения изгиба значительно ниже допускаемых. Лишь в случае мелкомодульного зацепления при большом числе зубьев колеса 7.2 > 100) может оказаться, что прочность на изгиб недостаточна. При этом приходится изме1шть размеры зацепления и вновь производить проверку. [c.236]

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]

IV. Расчет зубчатых передач коническо-цилиндрического редуктора [c.402]

Расчет редукторов состоит из расчепа чле-ментов — зубчатых передач, валов, подшнпни ков и теплового расчета (для быстроходных передач). Тепловой расчет быспроходных редук торов производят по аналогии с расчетом червячных редукторов. [c.212]

Учебник написан в соответствии с действуювдими Государственными стандартами СССР, утвержденными до 1982 г., в частности со стандартами на термины, определения, обозначения, расчет геометрии, расчет на прочность зубчатых цилиндрических передач, редукторы общего назначения, ременные передачи, подшипники качения, зубчатые (шлицевые) соединения, механические муфты. [c.3]

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]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...