Зубчатые колеса Зацепления Расчетные формулы

Как уже указывалось, жесткость зубьев не зависит от модуля и в условиях расчетного случая — контакта у полюса зацепления для некорригированных зубчатых колес определяется из формулы i/ =0,05139 + 0,1425/2 + 0,1860/2 2. Торцовая жесткость С, = С ба os р с уче- [c.183]

Если действительные диаметры зубчатых колес равны расчетным, то пара — нормального зацепления, если же они отличаются от расчетных, то она корригированная. Эквивалентный коэффициент высотной коррекции можно определить по формуле (4), подставив туда вместо т значение ОТд. [c.330]

Выразив все параметры, входящие в предыдущую формулу, через параметры, наиболее удобные для технических расчетов, подставив численные значения плотности материала и жесткости зубьев и выразив корень из действующей ошибки шагов зацепления зубчатых колес эмпирической зависимостью от номера степени точности передачи n , получаем расчетные формулы. [c.179]

Из приведенных соотношений видно, что шаг зацепления выражается через диаметр делительной окружности несоизмеримым числом, так как в формулы входит трансцендентное число п. По этой причине для удобства определения основных размеров зубчатых колес и возможности их измерения вводится основной расчетный параметр, который назван модулем зубчатого зацепления. [c.250]

На рис. 155 показаны пара конических зубчатых колес в зацеплении, а также все размеры, необходимые для их изготовления. Расчетные формулы даны в табл. 14. [c.300]

Расчет зубьев зацепления М. Л Новикова на контактную прочность производят по формулам, аналогичным расчетным формулам на контактную прочность зубьев эвольвентного зацепления (см. 56), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления М. Л. Новикова по контактной прочности при г , = 124-25 принимают в 1,75ч-2 раза больше, чем для эвольвентных косых зубьев. Соответственно этому расчет на контактную прочность зубьев стальных зубчатых колес цилиндрических передач с зацеплением М. Л. Новикова производят по формулам п р о е к т н ы й [c.264]

Следует иметь в виду, что максимальная величина угла p iax получена без учета сил трения в подшипниках и зубчатых зацеплениях и сил сопротивления масляной среды. Поэтому при конструировании синхронизатора угол, найденный по приведенной выше формуле, следует уменьшить на 2—3°. Этот запас по условию блокировки гарантирует также полное выравнивание угловых скоростей зубчатого колеса и вала перед жестким соединением их зубчатой муфтой в случае некоторого отклонения фактических коэффициентов трения от расчетных. [c.188]

Расчетные формулы для цилиндрической зубчатой передачи с некорригированными колесами (нулевое зацепление) [c.67]

Расчетные формулы в табл. 10.5 для уравнительных устройств с одним зубчатым сочленением получают из решения уравнений (10.27), (10.28), (10.31)—(10.34) при 72 = 0. Индекс 3 сохранен при обозна ниях параметров для зацеплений центрального колеса с сателлитами. [c.205]

В приведенных выше формулах приняты следующие обозначения А — межосевое расстояние в см В — рабочая ширина зубчатого венца в см т — модуль зацепления в нормальном сечении в см I — передаточное число зубчатого зацепления 2к(ш) — число зубьев рассчитываемого колеса (шестерни) — крутящий момент на валу колеса п — число оборотов в минуту — расчетное [c.75]

При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления f рис. 12.15), направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения = где / — коэффициент трения. Сила невелика по сравнению с силой Р, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между ЗЫБЯМИ направлена по нормали к их профилям. Под действием силы F и F зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения Стд в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут бьггь причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба Tf вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения Он — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев — опасный вид разрушения, так как при этом может выйти из строя не только зубчатая передача, но и валы и подшипники из-за попадания в них отколовшихся кусков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб. Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев — распространенный и опасный вид разрушения большинства закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач. Выкрашивание заключается в том, что при больших контактных напряжениях на рабочей поверхности зубьев обычно на ножках, вблизи полюсной линии) появляются усталостные трещины. Это приводит к выкрашиванию мелких частиц материала зубьев и образованию небольших осповидных углублений, которые затем под влиянием давления масла, вдавливаемого с большой силой сопряженным зубом в образовавшиеся углубления и трещины, растут и превращаются в раковины. Для предотвращения выкрашивания зубьев их рассчитывают на контактную прочность. [c.181]

Геометрический расчет bq.ihobux передач. Ниже приводятся формулы для геометрического расчета приближенного зацепления волновых передач с зубьями эвольвентного профиля. Число зубьев гибкого колеса гр = и р. Число зубьев жесткого колеса гс = гр -[- j. Расчетный модуль т = dpizp предварительно определяется по найденному при прочностном расчете делительному диаметру гибкого зубчатого колеса с последующим округлением в большую сторону по СТ СЭВ 267—76, табл. 7.7. Если модуль получится меньше 1 мм, то выбирается из ряда 0,1 0,12 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,7 0,8 0,9. [c.186]

Расчетные формулы для высотного корригирования колес цилиндрической зубчатой передачи (равносмещенное зацепление) [c.70]

Расчетные формулы для углового корригирования колес цилиндрической зубчатой передачи (неравносмещенное зацепление) [c.71]

Распределение нагрузки среди зубьев соединительных муфт центральных колес с тонкостенным ободом. Рассчитьгааемая конструкция зубчатого сочленения представлена на рис. 10.13. Оболочка соединительной муфты охватывает обод центрального колеса внутреннего зацепления. Зубчатое сочленение оболочки и этого колеса смещено относительно середины зубчатого венца. Начало отсчета угловых координат совпадает с плоскостью оси сателлита с номером / = 1. Нагрузка среди сателлитов распределена неравномерно. Имеются отклонения профилей б зуба муфты И б/в зуба обода от теоретически правильного положения на делительной окружности сочленения. Ниже будет показано, как можно распространить расчетную формулу на другие варианты исполнения зубчатых сочленений. [c.195]

Полученные расчетные формулы можно распространить и на случай зацепления сателлита с центральным колесом, где при перекосе осей также возникают реактивные моменты упругих сил и сил трения. С этой целью зацепление всех сателлитов планетарной передачи рассматривают как зубчатое сочленение вала водила к и центра.чьного колеса а (о). Числи зубьев этого сочленения нриравнивают числу сателлитов — Ящ,. [c.201]

Для обозначения параметров, относящихся к шестерне и к колесу, к символам добавляют индексы (соответственно 1 или 2). При разработке чертежей зубчатых к-олес приходится расчетным способом находить ряд величин, характеризующих элементы зацепления. Приведенная ниже табл. XIII-44 содержит формулы и при,>iep геометрического расчета передачи. При необходимости снлоыого расчета следует обратиться к источникам [4, 9, 10, 11 . [c.543]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...