Зубчатые Усилия в зацеплении — Расчет

Прй передаче крутящего момента зубчатой парой возникающие в зацеплении усилия создают в опорах вала реактивные силы, которые воспринимаются подшипниками. Направления усилий в зацеплении и опорных реакций зависят от взаимного положения ведущего и ведомого зубчатых колес, угла зацепления, величины угла наклона зубьев или витков червяка и направления вращения. В конических передачах с непрямыми зубьями направление радиальных и осевых усилий зависит также и от передаточного числа. Правильное определение усилий от зубчатых передач позволяет произвести выбор, расчет и установку соответствующих подшипников. [c.69]

Зубчатые колеса конические косозубые (тангенциальные) 466, 471 — Зубья — Размеры контрольные — Определение 480 — Размеры и характеристики 467 — Расчет геометрический 474—481 —Усилия в зацеплении 487 [c.780]

Таким образо.м, проектировочный расчет зацепления Ь—д сводится к получению ширины зубчатого венца (Ь )1,д, а прочность зацепления а — д контролируют уже на стадии проверочного расчета. Расчет завершает определение усилий в зацеплении, необходимых для подбора подшипников сателлита, а также значений КПД. [c.138]

Расчеты по (VI.5) показывают, что для тракторных коробок передач величина Рзат сравнима с величиной окружных усилий в зацеплениях. Для уменьшения Рзат следует стремиться к уменьшению М , в частности, не допускать расположения зубчатых колес таким образом, чтобы знаки и М2 совпадали (рис. 76). [c.165]

Размеры 648 — Примеры расчета 712—718, 725, 726 — Расчет зубьев на изгиб 66Э, 707 —Расчет зубьев по контактные напряжениям 668 — Усилия в зацеплении 668 Зубчатые (шлицевые) соединения 342—362 -Диаметры нецентрирующие — Допуски 359 [c.958]

Указания. Расчет начать с определения величины окружного усилия Р в зубчатом зацеплении. Радиальное усилие в зубчатом зацеплении не учитывать. При определении диаметра цапфы А принять ее длину равной полутора диаметрам (1,5 )- То же цапфы В. [c.213]

Если принятая технология изготовления зубчатых колес не обеспечивает высокой гладкости или, наоборот, приводит к очень высокой гладкости поверхностей зубьев, и условия работы поверхностей в контакте соответствуют низкой величине коэффициента трения в зацеплении (высокая окружная скорость, высокая вязкость и низкая температура смазки, высока.ч гладкость поверхностей), то расчет таких передач целесообразно уточнить, выбирая коэффициент окружного усилия по формуле [c.88]

Следует отметить, что в ряде случаев путем простейших конструктивных мероприятий можно свести к минимуму изгибающий момент и перекосы деталей соединения. Например, косозубые шестерни выгодно проектировать несимметричными в осевом сечении, смещая зубчатый венец относительно ступицы с таким расчетом, чтобы изгибающий момент от осевой составляющей усилия в зубчатом зацеплении уравновешивался изгибающим моментом от осевого смещения поперечной силы. [c.134]

Усилия, действующие в зацеплении цилиндрических передач. При расчете усилий, действующих на валы и опоры зубчатых колес, распределенную нагрузку в зацеплении обычно заменяют сосредоточенной си.чой, приложенной к середине зубчатого венца При этом пренебрегают влиянием сил трения, отклоняющих вектор нормального усилия от нормали к контактирующим поверхностям и полагают, что он действует в плоскости зацепления. [c.28]

Принципы классификации. Для удобства изучения механизмов и разработки общих методов проектирования и расчета их целесообразно классифицировать. Могут быть использованы разные признаки классификации по характеру движения — плоские и пространственные по видам кинематических пар — механизмы с низшими и высшими парами по назначению — механизмы приборов для контроля давлений, температуры, уровня ИТ. п. по принципу передачи усилий — механизмы трения и зацепления по конструктивному признаку — шарнирно-рычажные, кулачковые, фрикционные, зубчатые, червячные и т. д. по количеству звеньев — четырех-, шести- и многозвенные. В зависимости от задач, поставленных перед исследователем, пользуются той или иной классификацией, лучше всего удовлетворяющей решению этих задач. [c.14]

Указания. Расчет начать с определения величины окружного усилия Р в зубчатом зацеплении. Радиальное усилие [c.174]

С целью облегчения расчетов в табл. 3—6 приводятся к. п. д. цилиндрических прямозубых передач, вычисленные по формуле (3.1) при = 22 180 и окружных усилиях до 3000 Г для четырех значений коэффициента трения в зубчатых зацеплениях ц. При г> 180 полагают т) 1. С помощью таблиц легко определить к. п. д. и тех передач, где [c.14]

С целью облегчения расчетов в табл. 16—19 приводятся к. п. д. конических передач, вычисленные по формуле (3.28) при 21 = 2з < 120 и нормальных усилиях до 3000 Г для четырех значений коэффициента трения в зубчатых зацеплениях (х. [c.33]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

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]

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]

Расчет нагрузок на опоры зубчатых и ременных передач. Опоры зубчатых передач (рис. 100). Обозначения Doi и Doa — диаметры начальных окружностей цилиндрических колес или средние диаметры начальных конусов конических колес, см 2 и 2а — число зубьев колес R — нормальное усилие, действуюш ее в зацеплении, И Р — окружное усилие в зацеплении, Н Т — радиальное усилие в зацеплении, Н Л — осевое усилие в зацеплении, Н а — угол зацепления в плоскости, перпендикулярной боковой поверхности зуба р — угол трения скольжения между зубьями (для большинства случаев принимают равным 3°) Ffi, Frii, Fr III — радиальные нагрузки на подшипники, И — угол наклона зуба 6i и бд — углы начальных конусов, зубчатых колес конической передачи t угол подъема винтовой линии червяка h — ходовая высота подъема винтовой линии червяка а — число заходов червяка Fa — осевая нагрузка на подшипник, Н G — масса, кг. [c.524]

На рис. 361, о изображена схема промежуточного вала двухступенчатого редуктора. На валу закреплены два косозубых колеса. В зацеплении зубчатых колес в точках и приложены по три взаимно перпендикулярные силы Pi = 6000 н ( 600 кГ), Ti = 2 200 (- 220 кГ), А, = 1 800 н 180 кГ) Р, = 2000 н (—200 кГ), Т = 700 н ( 70 кГ), Л, = 600 н 60 кГ). Определить диаметр вала, если допускаемое напряжение [от] = 70 Мн/м ( 700 кПсм ). Осевое усилие воспринимает левый подшипник. Расчет вести по III теории прочности. Напряжениями сжатия от осевых сил пренебречь. [c.269]

Расчет зубчатых цилиндрических эвольвентных передач. Это наиболее распространенный тип передач. Используют их при параллельных осях зубчатых колес в виде прямо-, косозубых и шевронных передач. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют более высокую нагрузочную способность, плавность вращения их основной недостаток — возникновение в зацеплении осевь1х усилий. Шевронные передачи, колеса которых состоят из двух жестко соединенных меЩу собой ко цов с противоположным-направлением линий зубьев, при обеспечении самоустанавливаемости зубчатых Колес лишены этих недостатков. Зубчатые передачи применяют с внешним или с внутренним зацеплением. Последние обладают повышенной нагрузочной способностью и меньшими размерами. Зубчатые колеса передач с внутренним зацеплением имеют одинаковые направления вращения, с внешним — противоположное. [c.187]

Силовой расчет передач. Он сводится к расчету каждой пары зубчатых колес в отдельности. Распределение усилий в паре показано на рис. 3.9. Усилие передается с одного колеса на другое по линии, совпадающей с линией зацепления. Величина этого усилия определяется модулем вращающего мэмента на валу колеса 1 и радиусом основной окружности [c.109]

В выражениях (111.13) и (III.Г4) приняты следующие обозначения Ро р — окружное усилие на делительном диаметре рассчитываемого зубчатого колеса в кгс а — угол зацепления я — коэффициенты Пуассона для материала шестерни и колеса и Е2 — модули упругости при растяжении для шестерни и колеса в кгс1см кц VI кр — коэффициенты нагрузки и угла наклона определяются, как и при расчете зубьев на изгиб к , — коэффициент материала (значения его приведены ниже). [c.78]

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]

Модель 7АСРСК дает возможность определить допускаемую силу на ползуне по прочности зубчатой передачи. Для расчета этой силы, как и при расчете допускаемой силы на ползуне по усталостной прочности коленчатого вала, введем постоянную нагрузку на ползуне, равную номинальному усилию пресса и направленную вверх. Приложение постоянной нагрузки воспроизводится с помощью модели источника фазовой переменной типа потока (элемент ТК). В полюсах модели 7АСРСК на каждом шаге интегрирования вычисляются радиальные силы и крутящие моменты в виде фазовых переменных типа потока. При этом учитываются упругие свойства контакта зубьев, силы трения в зацеплении, их распределенность по длине рабочей части линии зацепления, изменения на- [c.519]

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]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

При выборе величины бокового зазора необходимо учитывать пецифические особенности пластмасс как конструкционных материа-пов, в частности малую жесткость и высокие коэффициенты линейного расширения пластмасс в сравнении с металлами. Вследствие малой жесткости пластмасс прогибы зубьев (перемещение точки приложения нормального усилия) могут быть столь значительными, что их необходимо учитывать при выборе величины бокового зазора. При расчете пластмассовых зубчатых зацеплений величину бокового зазора необходимо определять по следующим формулам [c.227]

УтпВКи где К и Л ии — коэффициенты нагрузки и нагрузочной способности принимаются такими же, как и при расчете на контактную прочность Р — окружное усилие передачи Шп — нормальный модуль зацепления В — ширина зубчатого венца У — коэффициент, учитывающий форму зуба, определяется в зависимости ог действительного числа зубьев для прямозубых передач и приведенного (эквивалентного) гир для косозубых и шевронных передач (2пр=г/соз Р). а также в зависимости от коэффициента смещения производящего контура (для корригированных зубьев). В табл. 111-91 приведены значения этого коэффициента для передач с углом зацепления 20° и при /о=Й1/тп=1. [c.176]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...