711 - Размеры 713, 714 - Условия зацепления

Размеры зубьев шестерни и колеса для зубомера определяются по формулам табл. 5. Удовлетворительность условий зацепления проверяется (при необычном зацеплении) по формулам табл. 6. [c.236]

Формулы для проверки удовлетворительности условий зацепления приведены в табл. 28, соответствующие номограммы — на фиг. 13—15. Расчеты по этим формулам можно производить с помощью логарифмической линейки. Формулы для определения специальных измерительных размеров см. [15 , [25]. [c.365]

Для улучшения условий зацепления зубчатых колес принимают 2щ>17 зубьев. Для тихоходных зубчатых передач при машинном приводе, а также при ручном приводе для уменьшения габаритных размеров передач допускается z ,> 12 зуб. В особых случаях гц, принимается и меньшим. [c.165]

Формулы для проверки удовлетворительности условий зацепления и для определения специальных измерительных размеров см. [4], [7]. [c.647]

Если вообразить, что у двух цилиндрических зацепляющихся колес (рис. 244) зубья постепенно уменьшаются пропорционально по высоте и толщине (как показано на рис. 244, а), а условия зацепления (частоты вращения колес, делительные диаметры и межосевое расстояние) остаются постоянными, то при уменьшении размеров зубьев до бесконечно малой величины зубчатые колеса трансформируются (превратятся) в гладкие цилиндры, вращающиеся от трения друг о друга (без проскальзывания). Цилиндры-катки полученной фрикционной передачи называются начальными, их диаметры по ГОСТ 16530—70 обозначаются 4,. [c.169]

Размеры зубьев шестерни и колеса для зубомера определяются по формулам табл. 5 или по табл. 7 и 8. При необычном зацеплении (при лта-лых числах зубьев, при больших коэффициентах коррекции и т. п.) следует производить проверку удовлетворительности условий зацепления по формулам табл. 9. Если эта проверка даст неблагоприятные результаты, то следует изменить и 1пк и произвести расчет снова. [c.50]

Размеры зубчатых колес в большинстве случаев определяются не условием прочности зубьев на изгиб, а контактными напряжениями. Для уменьшения напряжений изгиба достаточно увеличить размеры зуба, не изменяя размеров зубчатых колес, за счет снижения их чисел зубьев. Однако уменьшение чисел зубьев при соответствующем увеличении модуля приводит к возрастанию потерь на трение в зацеплении и к опасности заедания, к некоторому ухудшению условий зацепления и к увеличению стоимости нарезания зубчатых колес. Поэтому точные быстроходные зубчатые колеса крупных размеров и небольшой твердости при отсутствии значительных перегрузок выполняют обычно с весьма большими числами зубьев шестерни и колеса, какие только допускаются по условию достаточной прочности зубьев на изгиб, причем для избежания чрезмерной концентрации нагрузки на краях зубьев зубья шестерни утоняют с каждого конца (с рабочей стороны) приблизительно на 0,1 мм со сходом на нет на расстоянии приблизительно 10 мм от торца. [c.62]

Если приняты коэффициенты коррекции меньше рекомендованных выше, следует проверить удовлетворительность условий зацепления по формулам табл. 44 и в случае необходимости размер увеличить. [c.166]

Формулы для проверки удовлетворительности условий зацепления см. в приложениях 1 и II (стр, 366) фор му.чы для определения специальных измерительных размеров см. [10], 113], [14]. [c.327]

Определенные по табл. 7 значения могут быть положены в основу конструкции, но окончательные расчеты надо делать по данным поставщиков зуборезных станков, так как размеры шестерен зависят от метода нарезания зубьев. Особенностью конической винтовой передачи является несимметричность углов зацепления обоих профилей зубьев, что создает на поверхностях зубьев выравнивающие условия зацепления (равные дуги зацепления, подобные относительные радиусы кривизны профиля, предотвращение подрезания зубьев). [c.323]

Для определения условий зацепления рассмотрим зацепление колеса с условным эквивалентным шевером, радиус делительной окружности которого равен радиусу кривизны эллипса в точке контакта (в полюсе Р). Аналогично определяем размеры условных нового и переточенного шеверов. Радиусы последних точек участков профиля зуба колеса, правильно обработанных шевером, определяют с учетом полученных значений условного шевера (рис. 3.63, в) [c.240]

На основании изложенного можно сделать заключение, что эвольвентное зацепление возможно только при том условии, что окружность вершин зубьев нарезающего колеса пересекает нормаль не далее точки В, т. е. точки, соответствующей концу линии зацепления АВ. При большой высоте зубьев может наступить явление подрезания. Так как размеры зуба колеса-инструмента стандартизированы и выполняются при одном и том же модуле у разных колес-инструментов одной и той же высоты, то при прочих равных условиях возможность подрезания определяется положением точки В на нормали п — п (рис. 22.30), т. е. размерами колеса 2 и, следовательно, его числом зубьев. [c.452]

На рис. 12.20, а —г приведены варианты конструктивного оформления узла промежуточного вала при установке подшипников врастяжку . Представленные схемы отличает простота исполнения, возможность регулирования опор, большая их жесткость и поэтому лучшие условия работы зацепления, меньшие, чем в схеме враспор реакции опор. Применение более грузоподъемных конических роликоподшипников (рис. 12.20, в, г) позволяет уменьшить радиальные размеры опор, повысить жесткость узла. Регулирование подшипников при осевой фиксации врастяжку проводят круглой шлицевой гайкой 7. [c.205]

Таким образом, заданное передаточное отношение можно обеспечить множеством различных схем планетарных передач, которые будут значительно отличаться по размерам, к. п. д., динамическим качествам. Схемы должны выбираться как с учетом качества простых планетарных передач, из которых компонуется зубчатый редуктор, так и назначения механизма, условия и режима его работы, места установки, а также учета типа передачи и вида зацепления, распределения и г ц по ступеням и выбора числа ступеней, оценки потерь на трение, вибрации и упругости звеньев и пр. Поэтому в общем случае выбор схемы с учетом множества факторов может быть выполнен только методами оптимизации с применением ЭВМ. [c.420]

Нагрузочная способность передач с зацеплением Новикова по условиям контактной прочности примерно в два раза больше, чем цилиндрических эвольвентных тех же размеров. Дальнейшее увеличение нагрузочной способности достигается применением шевронных передач. [c.373]

В силовых передачах условиями рационального распределения общего передаточного отношения г,, по ступеням являются 1) получение оптимальных размеров и обеспечение необходимых условий смазки зацеплений 2) соосное расположение валов редуктора. Чтобы колеса и быстроходной, и тихоходной ступеней одинаково погружались в масло, принимают ге,, ,.р (1,2. .. 1,3)Гт х- [c.221]

Геометрия зубьев зацепления Новикова определяется исходным контуром зацепления. Параметры элементов исходных контуров, радиусы кривизны и другие размеры зубьев выбираются в таких соотношениях, чтобы обеспечить наивыгоднейшие условия работы зацепления и надлежащую прочность зубьев. Для цилиндрических [c.124]

Соосное расположение колес позволяет сократить размеры механизма. При этом для нормальной работы и сборки передачи необходимо обеспечить условие соосности колес —сумма радиусов всех пар колес, находящихся в зацеплении, должна быть одинаковая а = Г2 + Г1 = Гз 4- Г2 = Г4 + Гз или а — Шг (22 + Z ) — [c.55]

Для вычисления монтажного угла зацепления двух колес воспользуемся условием, заключающимся в том, что сумма размеров и толщины зубьев, находящихся в соприкасании, по начальным окружностям колес равна шагу , зацепления по тем же окружностям (рис. 23), т. е. [c.44]

Рассмотренные планетарные механизмы с цилиндрическими зацеплениями должны удовлетворять условию соосности, и размеры радиусов их колес должны подчиняться следующим зависимостям [c.121]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев, как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит в первую очередь от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса z nd=pz, где р — окружной шаг, т. е. расстояние, измеренное по дуге окружности диаметра d между двумя соответствующими точками соседних зубьев. Отсюда [c.184]

Точки а VI Ь пересечения окружностей вершин зубьев с линией зацепления АВ определяют активную линию зацепления, т. е. ту часть линии зацепления, по которой при выбранных размерах зубьев перемещается точка контакта профилей зубьев. Активный участок профиля зуба колеса 1 (отмечен двойной линией со штриховкой) располагается от вершины зуба до точки пересечения профиля с окружностью, проведенной из центра через точку а. Соответственно для колеса 2 надо провести окружность из центра О2 через точку Ь. Переходные (нерабочие) участки профиля скругляются у окружности впадин радиусом 0,4 т, причем, если радиус основной окружности больше радиуса окружности впадин на величину, превышающую 0,4 т, то дополнительно вводится участок, очерченный по радиусу к центру колеса. Переходные участки можно очерчивать и по другим кривым при соблюдении обязательного условия, что они не будут участвовать в зацеплении. Обычно эти кривые получаются при обработке профиля зуба как траектории точек инструмента в движении его относительно заготовки. [c.192]

Оба колеса передачи на рис. 61, в нарезаны со сдвигом, причем >0. Угол зацепления а ><Хр. Такую коррекцию называют угловой. Из рисунка видно, что при угловой коррекции изменяются размеры зубьев обоих колес, уменьшаются их скольжение и износ, так как точки а, и а, еще больше приближаются к полюсу зацепления. Таким образом, положительная коррекция не только предупреждает возможность подреза зубьев, но и увеличивает прочность и улучшает условия их работы. Поэтому корригированные зацепления находят все большее применение в самых различных отраслях машиностроения. [c.87]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит, в первую очередь, от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса г [c.424]

Расчет на прочность зубьев по контактным напряжениям. Размеры зубчатых колес определяются из условия наибольших напряжений в зоне контакта зубьев в процессе их зацепления. В основу такого расчета положена формула Герца—Беляева о напряженном состоянии сжатых цилиндров (рис. 16.3, а). При расчете колес на основе теории двух сжатых цилиндров принимается ряд допущений, так как условия статически сжатых [c.301]

Связь трения и износа с неровностями поверхности. Современная молекулярно-механическая теория трения объясняет силу сухого (и граничного) трения скольжения образованием и разрушением адгезионных мостиков холодной сварки контактирующих участков шероховатой поверхности и зацеплением (и внедрением) неровностей 110, 40]. Трение обусловлено объемным деформированием материала и преодолением межмолекулярных связей, возникающих между сближенными участками трущихся поверхностей. При этом износ протекает в виде отделения частиц за счет многократного изменения напряжения и деформации на пятнах фактического контакта при внедрении неровностей истирающей поверхности в истираемую поверхность. Во многих случаях износ имеет усталостный характер растрескивания поверхностного слоя под влиянием повторных механических и термических напряжений, соединения трещин на некоторой глубине и отделения материала от изнашиваемого тела. Интенсивность изнашивания зависит от величины фактического контакта и напряженного состояния изнашиваемого тела, которые в свою очередь в сильной степени зависят от размеров и формы неровностей и, в частности, от радиусов закругления выступов. В обычных условиях истирающая поверхность является существенно более жесткой и шероховатой по сравнению с той, износ которой определяется, и ее неровности оказываются статистически стабильными при установившемся режиме трения. Таким образом, в отношении износостойкости деталей неровности их поверхностей имеют первостепенное значение. [c.46]

Водило и вращающееся вокруг неподвижной оси А, входит во вращательную пару В с колесом 2, входящим в зацепление с неподвижным колесом 3. Колесо 2 имеет палец С. скользящий в прорези Ь кулисы 4, движущейся в направляющих d — d. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям Аз = 2 2 и ВС = Г2, где /-2 и /-д — радиусы колес 2 и 3. При указанных размерах звеньев механизма точка С двигается по прямой, совпадающей с диаметром колеса 3. Угловые скорости oi и С02 водила 1 и колеса 2 равны и противоположны по знаку. Скорость 1>4 звена 4 равна [c.105]

Зубчатый сектор /, вращающийся вокруг неподвижной оси А, входит в зацепление с рейкой 2, движущейся поступательно п неподвижных направляющих а— а. Зубья рейки 2 имеют круговую форму, что позволяет рейке иметь возможность дополнительного вращения вокруг неподвижной оси F. Механизм шарнирного четырехзвенника А B D представляет собой параллелограмм. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям АВ =D и ВС = AD. Угловые скорости звеньев I п 4 равны, равны и скорости точек В а С. [c.116]

Размеры зубьев шестерни и колеса для зубомера определяются по формулам табл. 5 Удовлетворительность условий зацепления про веряется (при необычном зацеплении/ по фор мулам табл. 6. Кроме того, следует графиче ски или аналитически удостоверит[ я в от сутствин интерференции между зубьями ше стерни или долбяка и колеса. [c.305]

Целью геометрического расчёта является также проверка удовлетворительности условий зацепления, для чего производится подсчёт (при малых числах зубьев или при больших коэфициентах коррекции) и расчёт на отсутствие подрезания или на запас против подрезания (производится при малом числе зубьев, например, при 2 <17 os p os if, если n=0) и расчёт на запас против заострения (производится nfiH больших коэфициентах коррекции и малых числах зубьев), а также определяется коэфициент сдвига торцев зуба д. Для проверки удовлетворительности условий зацепления можно воспользоваться формулами для цилиндрических зубчатых передач, приведёнными в табл. 6 (стр. 230). Для этого конические колёса следует заменить эквивалентными цилиндрическими, размеры которых (как шестерни, так и колеса) определяются по формулам (в правой части формул — размеры конических колёс, в левой - эквивалентных цилиндрических) [c.329]

При значениях Z2, близких к нижнему пределу, несколько уменьшаются габаритные размеры передачи. Однако для получения заданного передаточного числа при уменьшении числа зубьев колеса приходится уменьшать число заходов червяка, в результате чего понижается КПД передачи. В этом случае при проектировании передачи следует исходить из того, что является наиболее важным уменьшение габаритных размеров или повышение КПД передачи. При малых числах зубьев колеса (zjOO) возможно их подрезание, что приводит к ухудшению условий зацепления и снижению допускаемой нагрузки. Поэтому необходимо проверить зубья колеса на отсутствие подрезания. Число зубьев колеса Z2>S0 принимать не рекомендуется, так как в этом случае несущая способность передачи ограничивается прочностью зубьев по изгибу, в осо- [c.391]

Требуемая толщина зубьев фрезы S выдерживается по среднему цилиндру (фиг. 424, в). Поэтому, прямая, заменяющая профиль, фактически совпадает не с секущей профиля 5, проходящей через расчетные точки и С, а проходит параллельно ей — прямая 4, через точку профиля Е, лежащую на среднем расчетном цилиндре фрезы. Это приводит к увеличению толщины зуба фрезы на ножке и головке против теоретических размеров 2. Такая фреза вместо требуемого профиля зуба колеса 1 образует профиль большей кривизны 5, подрезанный на ножке и срезанный по головке зуба, что благоприятно сказывается на условиях зацепления влияние получаемой модификации профиля зуба колеса аналогично влиянию среза профиля исходного контура, установленному ГОСТо.м 3058-54 (см. кривую I—I на фиг. 425). [c.706]

Граничные условия. Это — пределы, ограничивающие число зубьев колес заданные радиальные габариты передачи, размеры венцов сателлитов или их число по условию соседства, возможность возникновення интерференции в процессе изготовления колес или в зацеплении зубчатой пары. [c.42]

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы 5), 6j и 62, а при монтаже обеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, аначительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают кон-сольнр. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.13). В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что по опытным данным нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки ме-хяНйШ бв"иногда необходимо располагать валы под углом. [c.130]

Выкрашивание заключается в появлении на рабочих поверхностях небольших углублений, напоминающих оспинки, которые потом растут и преврантаются в раковины. Размеры ямок-раковин в зависимости от стадии выкрашивания, материала и других условий бывают весьма малыми, едва различимыми невооруженным глазом, и значительными, величиной в несколько миллиметров. Выкрашивание носит усталостный характер. В результате зацепления зубьев контактные напряжения в каждой точке рабочей поверхности зубьев изменяются по отнулевому циклу, а напряжения в поверхностных слоях --даже по знакопеременному, хотя и несимметричному циклу. Усталостные трещины обычно зарождаются у поверхности, где возникает концентрация напряжений из-за микронеровностей. При относительно малой толщине упрочненного слоя, а также при больших контактных напряжениях трещины могут зарождаться в глубине. При увеличении твердости поверхности значение глубинных напряжений возрастает. [c.158]

Все другие размеры остаются неизменными. Смещение оказывает большое влияние на форму зубьев колеса и геометрию зацепления. По условию неподрезания и незаострения зубьев значение X выбирают в пределах 1. Пз формулы (3.187) следует, что, варьируя значение х при заданных йщ, т и д, можно получить различные 22 и и. Это позволяет осуществить ряд значений и в одном корпусе. [c.382]

Для обеспечения сопряжения эвольвентных зубчатых колес, изгот ов-ленных в различных условиях, необходимо, чтобы любое колесо соответствовало требованиям, стандарта, устанавливающего основные параметры зацепления. Стандарт на параметры зубчатой рейки установлен на основании свойства сопряженности пря.молинейнрго профиля рейки с эвольвентой окружности. Реечный контур ] (рис. 10.10), положенный в основу стандарта, т. е. принятый в качестве базового для определения теоретических форм и размеров зубчатых колес, называется теоретическим исходным контуром, или исходным контуром. Прямая а — а, перпендикулярная осям симметрии зубьев рейки, по которой их толщина равна ширине впадин, называется делительной. Расстояние между одноименными профилями, измеренное по делительной или любой другой параллельной ей прямой, называется шаго.и исходного контура Р, а расстояние между этими же профилями, измеренное по нормали,— основным шагом Pj исходного контура. Они связаны соотношением [c.101]

Рабочие чертежи деталей механизма вычерчиваются на стандартных листах бумаги установленной формы. На чертеже каждой детали проставляются все необходимые размеры, посадки, классы точности сопряженных поверхностей и шероховатость всех поверхностей детали. На чертеже указывают материал детали и технические условия (твердость по Бринелю или Роквеллу после термической или термохимической обработки, виды защитных покрытий и др.). На чертежах зубчатых и червячных колес и червяков должны быть таблицы параметров зубчатого зацепления по ГОСТ. [c.448]

Кривошипы 1 к 3 шарнирного параллелограмма AB D вращаются вокруг неподвижных осей А и D. Зубчатое колесо 4 входит во вращательную пару Е с шатуном 2 и в зацепление с неподвижным зубчатым колесом 5. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям АВ = D = г ВС = AD и / 4 4- б = где 4 и Г5 — радиусы начальных окружностей колес 4 я 5. При указанных размерах звеньев передаточное отношение Uu с учетом знака равно [c.121]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...