Передачи Числа зубьев шестерни и колеса

Задаться углом наклона зубьев и определить суммарное число зубьев передачи, числа зубьев шестерни и колеса. В необходимых случаях пересчитать межосевое расстояние. [c.254]

Определить суммарное число зубьев передачи, числа зубьев шестерни и колеса. [c.104]

Задаться углом наклона зубьев р и определить суммарное число зубьев передачи, числа зубьев шестерни и колеса и [c.117]

Основными параметрами зубчатой цилиндрической передачи являются т — модуль зацепления Zi и г, — числа зубьев шестерни и колеса и — передаточное число и — диаметры начальных [c.222]

Числа зубьев шестерни и колеса 499 Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями - Выбор коэффициентов изменения расчетной толщины зуба исходного контура 490 [c.870]

Числа зубьев шестерни и колеса ортогональной конической зубчатой передачи выбирают по принятому передаточному числу. [c.155]

Для выполнения чертежа конической зубчатой передачи (рис. 23) должно быть известно число зубьев шестерни и колеса г , а также внешний окружной модуль зацепления т . По формулам геометрического расчета и данным измерения каждого зубчатого колеса опреде- ляют необходимые для вычерчивания размеры. [c.237]

В число исходных данных для геометрического расчета входят числа зубьев шестерни и колеса Их назначают из геометрических и технологических условий. Минимальные числа зубьев шестерни и колеса ортогональных конических передач можно определить по табл. 6.16, где — расчетный угол наклона зуба для передач, исходный контур которых регламентирован ГОСТ 16202—81. Иногда используют и более простую рекомен- [c.310]

Л6. Минимально допустимые числа зубьев шестерни и колеса орто опальной конической передачи при стандартных исходных контурах но гост 13754 -81 и ГОСТ 13755-81 [c.311]

Числа зубьев шестерни и колеса ортогональной конической передачи следует выбирать с учетом данных табл. 4.3. Для цементованных зубчатых передач число зубьев шестерни определяется по формулам для прямозубых передач [c.75]

При высотной коррекции прочность зубьев шестерни увеличивается при одновременном снижении прочности зубьев колеса. При большом числе зубьев шестерни и колеса корригирование малоэффективно, так как форма зубьев изменяется незначительно. Поэтому высотную коррекцию применяют только при малом числе зубьев шестерни и больших передаточных числах передач. [c.222]

Начальные окружности в передачах данного типа, так же как и у зубчатых колес без смещения, совпадают с делительными, и угол зацепления не изменяется. Толщина зубьев шестерни увеличивается за счет уменьшения толщины зубьев колеса. Но сумма толщин по делительной окружности пары сцепляющихся зубьев остается постоянной, равной шагу зубьев. Поэтому зубчатая передача осуществляется без изменения межосевого расстояния передачи. Прочность зубьев шестерни увеличивается при одновременном снижении прочности зубьев колеса. При большом числе зубьев шестерни и колеса данная передача мало эффективна. Эту передачу применяют только при малом числе зубьев шестерни и больших передаточных отношениях. [c.168]

Числа зубьев шестерни и колеса 2 определяются в зависимости от суммы зубьев зубчатых колес передачи 2с, которой задаются, и передаточного числа передачи I по формулам [c.148]

Если в цилиндрических передачах коэффициент смещения исходного контура х выбирают независимо от передаточного числа, то в конических передачах величина этого коэффициента для каждого передаточного числа различна. Каждому передаточному числу соответствует свой постоянный коэффициент смещения. При одинаковом числе зубьев шестерни и колеса коэффициент смещения исходного контура х = 0. [c.65]

Определение числа зубьев шестерни и колеса по суммарному числу зубьев передачи и известному передаточному числу. Если известно и и z , то число зубьев шестерни и колеса можно определить по формулам [c.88]

Выбор передачи. Передачу выбирают исходя из кинематической схемы механизма. Рхли в схеме имеется открытая зубчатая ступень или ее необходимость вызвана большим передаточным числом механизма, то вначале надо определить основные параметры открытой зубчатой ступени передаточное число и , модуль зубьев т, числа зубьев шестерни и колеса и и межосевое расстояние а ,. Передаточное число и следует назначать из ряда стандартных передаточных чисел (ГОСТ 2185-66) 2,0 (2,24) 2,5 (2,8) 3,15 (3,55) 4.0 [c.43]

В формулах приняты следующие обозначения г — число зубьев нарезаемого колеса и Zi — числа зубьев шестерни и колеса нарезаемой передачи [c.311]

Числа зубьев шестерни и колеса ортогональной конической зубчатой передачи при исходном контуре по ГОСТ 13754-81 следует выбирать с учетом данных, приведенных в табл. 67. [c.525]

Для выполнения чертежа конической зубчатой передачи (рис. 580, а) должны быть известны числа зубьев шестерни и колеса, внешний окружной модуль Ше и параметры исходного контура. [c.489]

Исходными параметрами для выполнения прочностных расчетов зубчатых передач являются угол зацепления, число зубьев шестерни и колеса, коэффициенты смещения исходного контура, угол наклона зуба, коэффициенты торцового и осевого перекрытия. [c.58]

Для передач без смещения контура или со смещением, когда Xi + Х2 = о, числа зубьев шестерни и колеса определяют по зависимостям [c.52]

Геометрические параметры определяют по ГОСТ 19624—74 для прямозубых конических колес и по ГОСТ 19327—84 для колес с круговыми зубьями. При проектном расчете конической зубчатой передачи (см. гл. 2) определены основные параметры колес числа Z и Zj зубьев шестерни и колеса, внешний окружной модуль т ддя прямозубых колес и для колес с круговыми зубьями и др. Ниже приведен порядок расчета геометрических параметров конических колес со стандартным исходным контуром для прямозубых колес и для колес с круговым зубом формы I, необходимых для оформления рабочего чертежа конического колеса. Расчетные зависимости для колес с осевой формой II и III см. ГОСТ 19326—73 или 8]. [c.365]

Основная кинематическая характеристика всякой зубчатой передачи—передаточное число, определяемое по стандарту как отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни и обозначаемое м, следовательно, [c.107]

Последовательный ряд зубчатых колес с кратным зацеплением представляет собой ряд зубчатых колес, показанный на рис. 510. Изображенная здесь зубчатая передача имеет четыре вала. На первом валу Ох (ведущем) заклинена шестерня с делительным радиусом и числом зубьев 2 , на последнем валу О4 (ведомом) заклинено колесо с делительным радиусом и числом зубьев 24. На каждом промежуточном валу закреплено по шестерне и колесу на валу 0 — шестерня с радиусом г2, числом зубьев 2а и колесом 2 с числом зубьев 2а на валу Оз — шестерня Гз с числом зубьев 2з и колесо с радиусом Rз и числом зубьев Zз. Ставится задача по угловой скорости ведущего вала найти угловую скорость ведомого вала 4. [c.507]

Функция А ( ) является функцией ошибок изготовления профилей зубьев шестерни и колеса. Как правило, эти ошибки принимаются изменяющимися гармонически [8, 10, 11]. Частоты гармоник ошибок на шестерне и колесе определяются числами зубьев делительных колес, использовавшихся при их изготовлении. Амплитуды ошибок лежат в пределах, обусловленных точностью обработки. При анализе колебаний передачи относительное изменение деформации зацепления получается как алгебраическая сумма отклонений профилей шестерни и колеса. [c.46]

Для редукторов PUO, РЦД и PUT устанав ливаются основные параметры межосевые расстояния, модули, углы наклона и ширина колес, а также задается смещение исходного контура в зависимости от числа зубьев шестерни. В табл. 88 приведены основные параметры зубчатых передач. Фактические передаточные числа одноступенчатых редукторов и числа зубьев шестерен и колес приведены в табл. 89. [c.136]

Основными параметрами зубчатых передач являются шаг зацепления (расстояние между двумя одноименными точками двух соседних зубьев, взятое по делительной окружности шестерни или колеса), модуль зацепления (отношение шага зацепления к числу я), делительная окружность (окружность, диаметр которой равен произведению модуля зацепления на число зубьев шестерни или колеса). В зацеплении могут находиться только шестерни и колеса с одинаковым модулем (шагом). [c.18]

Геометрия передачи. Число зубьев шестерни гх = 11 и колеса гг = г1 12= 11-4 =44, что при Рт = 35° соответствует ГОСТ 19326—73, приложение 1. [c.141]

Изложенный выше графо-аналитиче-ский метод выбора коэффициентов смещения применим в равной мере как к цилиндрическим прямозубым передачам, так и к цилиндрическим косозубым и коническим. В двух последних случаях следует применять эквивалентные числа зубьев, причем для косозубых цилиндрических передач применять коэффициенты смещения в нормальном сечении зуба. Для конических передач применима, в сочетании с обычной радиальной коррекцией, тангенциальная коррекция, с помощью которой можно обеспечить равнопрочность зубьев шестерни и колеса- , учитывая одновременно и другие требования к передаче. Наиболее целесообразной формой использования этого графо-аналитического метода является построение комбинированных графиков с нанесением на них изолиний характерных (предельных для данных условий) значений показателей качества зацепления. На фиг. 45 приведен при- [c.377]

Шаг зацепления = тг/ц, угловой шаг х = 3б0 г. Диаметр начальной окружности й=тг, межосевое расстояние =/ (г,> 22) 2. Основные параметры колес часового зацепления для модулей /п = 0,05. .. 1,0 мм и допуски на них определяются по формулам и таблицам ГОСТ 13678—73. Радиус кривизны профиля головки зуба определяется по формуле р = р /п, где р выбиранэт по таблицам ГОСТ в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса. Значение р = 1,9. .. 3 для передач I типа и р = = 1,9. .. 21 для передач II типа. Значения смещения окружности центров Дс = также берут из ГОСТа, где Дс = [c.196]

С помощью метода меченых атомов Проблемная лаборатория износостойкости зубчатых передач (радиоизотопная) Рижского политехнического института в настоящее время определяет реальные границы контактно-гидродинамического (без-ызносного) режима работы среднескоростных тяжелонагру-женных зубчатых передач. Для эвольвентных прямозубых передач избранного типоразмера в первую очередь определяются величины предельных нагрузок по изнашиванию и заеданию испытуемых зубчатых колес, характерные скорости изнашивания за пределами безызносного режима, зависимость предельных нагрузок от скорости вращения, температуры зубчатых колес и поступающего в зацепление масла, влияние на величину предельных нагрузок и на характер процессов изнашивания различных сортов смазочных масел и присадок к ним, влияние кратковременных перегрузок на приработку, изнашивание и заедание зубчатых передач, зависимость процессов приработки от режима нагружения (при кратном и некратном отношении числа зубьев шестерни и колеса). Исследуются также изменения механических свойств и структуры поверхностного слоя сталей при изнашивании и нейтронном облучении. Закончен цикл испытаний зубчатых передач Новикова с одной и с двумя линиями зацепления. [c.268]

Вал электродвигателя Д/, параметры которого мощность P, кВт, и угловая скорость (О, рад/с, при помощи предохранительной муфты МП1 соединен с червячной передачей, имеющей модуль т, мм, чясло заходов Zi, коэффициент диаметра q червяка и число зубьев колеса га- Глухая (фланцевая) муфта МФ1 Связывает вал червячного колеса с валом шестерни первой цилийдричеекой косо-вубой передачи ПЩ с параметрами модуль нормальный Шп, м , угол наклона еубьев Р, град, число зубьев шестерни и колеса и г . С помощью кулачковой муфты МК1 вал колеса этой ступени соединен с валом шестерни второй цилиндрической прямозубой передачи ПЦ2, имеющей параметры т, Zj и Z2- Далее движение передается зубчатыми колесами цилиндрической передачи ПЦ4. С колесом этой ступени соединена шестерня реечной передачи ПР1, предназначенная для перемещения стола. [c.88]

При увеличении габаритов передачи (ащ,= 160 мм, 2 = 64 мм) масса и стоимость передачи возрастут, что, конечно, следует считать недостатком варианта а). Достоинство этой передачи в ее повышенной плавности работы, так как число зубьев шестерни и колеса больше, чем при расчете яо варианту б). Предпочтительными являются варианты и в), обеспечивающие меньшие габариты передачи (ада=152мм, 2 = 60 мм), меньшую массу и стоимость. Эти варианты и использует практика расчета. [c.103]

Основные параметры и кинематика конических передач. Основными параметрами конических передач являются trite — внешний окружной модуль, мм, определяемый на внешнем делительном (начальном) диаметре d/, величину Ши обычно округляют до стандартного значения (см. табл. 6.8) для конических колес с прямыми и тангенциальными зубьями, выполненными по форме I (нормально понижаюш,иеся зубья, вершины начального и внутреннего конуса совпадают) — ширина зубчатого венца, мм Re = mteZil 2 sin 61) — внешнее конусное расстояние, мм 1 и Zj — соответственно число зубьев шестерни и колеса 61 и 62 — углы делительных конусов шестерни и колеса, град К е = = = 0,25...0,3 — коэффициент ширины зубчатого венца (меньшие значения при и > 3, большие при и 3)-, и = = = tg 81 = tg 62 — передаточное число. [c.62]

Дозаполюсное зацепление имеет две линии зацепления, проходящие через точки а и 6. Соответственно в два раза увеличивается к число точек контакта зубьев. В таких передачах зубья шестерни и колеса имеют одинаковый профиль выпуклый у головки и вогнутый у ножки. На рис. 8.53 изображен момент, когда первая пара зубьев соприкасается в точке а, расположенной в передней торцовой плоскости. При этом головка зуба шестерни соприкасается с ножкой зуба колеса. У второй пары зубьев в передней торцовой плоскости наблюдается зазор. В этот момент контакт второй пары зубьев (в данном случае) осуш,ествляется в точке bi, расположенной в другой торцовой плоскости, смещенной относительно первой на отрезок bbi. Линия bi пересечения этой плоскости с боковой поверхностью зуба колеса изображена штриховой линией. В точке bi ножка зуба шестерни соприкасается с головкой зуба колеса bbi линия зацепления второй пары зубьев. По стандарту обе линии зацепления аа, и bbi расположены в одной плоскости с полюсной линией flfli. [c.167]

Износ по первой причине в закрытых передачах обычно ограничивается периодом приработки или начальным периодом работы зубчатых колёс, после чего поверхности зубьев становятся достаточно гладкими, чтобы их шероховатости не превышали толщины масляной плёнки и не задевали друг за друга. Такой износ называется приработочним. Если одна из поверхностей много твёрже другой и зубчатые колёса не подвергались притирке, то более мягкая поверхность может значительно износиться, прежде чем твёрдая поверхность станет достаточно гладкой, чтобы износ прекратился. Однако при правильном выборе соотношения твёрдостей зубьев шестерни и колеса (в зависимости от передаточного числа) высокая гладкость рабочих поверхностей зубьев достигается в работе очень быстро, и в дальнейшем при чистой смазке среднескоростные и быстроходные зубчатые колёса могут работать десятками лет без заметного износа. При большом различии в твёрдости рабочих поверхностей зубьев для достижения гладкости твёрдых зубьев обычно применяется притирка (с притиром или в паре). [c.243]

Понижающие конические передачи можно выполнять с передаточным отношением и = 1...10. Обычно и <6. Повышающие передачи (мультипликаторы) имеют и не более 3. Большие передаточные отношения усложняют конструкцию шестерни и ее опор. Число зубьев шестерни следует выбирать больше по графикам рис. 11.26. Число зубьев колеса zj = z u. Для достижения равнопрочности зубьев шестерни и колеса по изгибу применяют коррегирование — увеличивают расчетную толщину- зуба шестерни и на такую же величину уменьшают толщину зуба колеса. Для шестерни принимают положительное смещение [c.282]

Дозаполюсное зацепление имеет две линии зацепления, проходящие через точки анЬ. Соответственно в два раза увеличивается и число точек контакта зубьев. В таких передачах зубья шестерни и колеса имеют одинаковый профиль выпуклый — у головки, вогнутый — у ножки. На рис. 8.53 изображен момент, когда первая пара зубьев соприкасается в точке а, расположенной в передней торцовой плоскости. При этом головка зуба шестерни соприкасается с ножкой зуба колеса. У второй пары зубьев в передней торцовой плоскости наблюдается зазор. В этот момент контакт второй пары зубьев (в данном случае) осуществляется в точке >1, расположенной в другой торцовой плоскости, смещенной относительно первой на отрезок ЬЬ . Линия 6, с пересечения этой плоскости с боковой поверхностью зуба колеса изображена [c.203]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...