Пересопряжение зубьев

Колебания холостого хода станка являются вынужденными случайными колебаниями, обусловленными множеством различных факторов, основными из которых являются эксцентриситет вращающихся деталей, пересопряжения зубьев шестерен, погрешности изготовления и сборки элементов привода главного движения, подшипников и т. п. Период наиболее низкочастотных составляющих процесса определяется частотой вращения самого тихоходного вала. Например, при вращении шпинделя с частотой 1480 об/мин этот период составляет 0,04 с, поэтому длина реализации была выбрана равной 0,512 с, частота дискретизации /д = =8000 Гц, число ординат в выборке 4096. Для формирования ансамбля отдельные реализации брались в случайный начальный момент времени с интервалом примерно 2 мин, общее число реализаций ансамбля составило L=20. На ЭЦВМ при использовании программы сортировки данных был организован ансамбль выборочных функций виброскорости, для которого проведен расчет [c.58]

Редуктор на амортизаторах, возбуждаемый пересопряжением зубьев [c.41]

НИИ В кромочном контакте ускоряет износ и может вызвать заедание. Более того, форма фланкированной части зуба способствует развитию гидродинамического давления и стабилизации масляной пленки. Повышение контактной и изгибной прочности фланкированных зубьев объясняется не только снижением максимальных нагрузок, но и выравниванием эпюр нагрузок и скоростей в момент пересопряжения зубьев (рис. 4). [c.213]

Пересопряжение зубьев шестерни редуктора колеса редуктора [c.393]

Рекомендации. Для наибольшего снижения виброактивности многопоточного механизма (машины) на частотах, определяемых действием рассмотренных (см. рис. 16, б) возмущающих сил, параметры п му этого механизма должны обеспечивать его соответствие тому типу (см. табл. 9), при котором наилучшим образом удовлетворяются требования по интенсивности возбуждения крутильных и поперечных колебаний и их спектральному составу. При известных характеристиках возмущающих сил оптимальный тип многопоточного механизма выбирают по табл. И и 12 или подобным нм, с использованием формул табл. 9 для количественной оценки интенсивности возбуждения крутильных и поперечных колебаний с той или иной гармоникой. Если характеристики действующих возмущающих сил неизвестны, но силы одинаковы, оптимальный тип механизма можно выбирать исходя из качественной оценки возбуждения колебаний. Для этого в формулах табл. 9 следует при нять значения средних квадратических отклонений равными нулю (а = 0). Это будет соответствовать теоретически предельным случаям, при которых крутильные или поперечные колебания с той или иной гармоникой вообще не будут возбуждаться. При этом в таблицах, подобных табл. II и 12, вместо типа системы будут обозначения, характеризующие возбуждаются или иет колебания с той или иной гармоникой, а если возбуждаются, то какого вида — крутильные или поперечные [9, 89]. Результаты качественной оценки возбуждения колебаний с к-й гармоникой частоты пересопряжения зубьев для зубчатых планетарных передач с п сателлитами приведены в табл. 13, а с к-й гармоникой лопастной частоты для центробежных насосов с разны.ми числами лопастей насосного колеса и направляющего аппарата 2 — в табл, 14, [c.127]

Пересопряжение зубьев сопровождается колебаниями зубьев, причем динамическая нагрузка рд может существенно отличаться от нагрузки р , определяемой рассмотренными выше условиями статического нагружения. В большинстве случаев нагрузка рд в характерных точках линии зацепления больше нагрузки в тех нш точках, что позволяет условно считать [c.174]

Полный расчет динамических нагрузок на зубьях является в настоящее время нерешенной задачей. Ниже излагается расчетный метод, опирающийся иа приближенную теорию динамического пересопряжения зубьев [13]. [c.176]

И отрезками времени, в течение которых протекают отдельные фазы пересопряжения зубьев. В формуле (101) принимают [ — fw или f fp в зависимости от участков линии зацепления. [c.207]

С увеличением окружной скорости величины и V становятся больше единицы, и тогда за время пересопряжения зубьев скорость вращения колес практически не успевает измениться. Входящая в зацепление пара зубьев воспринимает на себя всю дополнительную нагрузку от погрешности в основных шагах, а динамические усилия достигают своих максимальных значений. [c.208]

Для придания поверхности рейки режущих свойств зуборезной гребенке сообщают возвратно-поступательные движения резания, при которых ее режущая кромка описывает поверхность рейки и срезает весь тот металл, который попадает в зону воздействия поверхности исходной рейки. Гребенка имеет ограниченное число зубьев, обычно меньшее числа зубьев обрабатываемых колес. Это влечет за собой не беспрерывное, а периодическое нарезание зубьев. По этой причине кинематика станка должна предусматривать также периодическое движение пересопряжения зубьев гребенки и заготовки, т. а движение деления. [c.147]

Обработка конических колес с круговыми зубьями производится по методу обкатки резцовыми головками (фиг. 97,(3). Резцовая головка, расположенная на люльке, вращается вокруг своей оси с числом оборотов, обусловленным необходимой скоростью резания. Режущие кромки резцов головки при этом движении описывают один зуб производящего колеса. Этот зуб производящего колеса вводится в зацепление с заготовкой. Металл заготовки, попадающий в соприкосновение с рассматриваемым зубом, окажется срезанным. Поэтому при обкатке заготовки по производящему колесу произойдет обработка одной впадины зуба колеса. Обкатка заготовки по производящему колесу происходит за счет вращения люльки и связанного с ним вращения заготовки. После нарезания одной впадины следует произвести пересопряжение зубьев для обработки следующей в этой же последовательности. [c.180]

ПЕРЕСОПРЯЖЕНИЕ ЗУБЬЕВ - начало или окончание взаимодействия очередной пары зубьев зубчатых колес передачи. [c.282]

Локализация пятна контакта зуба 205 Основная теорема зацепления 261 Пересопряжение зубьев 282 Радиальный зазор 364 Сопряженные поверхности зубьев 429 Сопряженные профили зубьев 429 [c.551]

Поскольку динамическая нагрузка в косозубой передаче не связана с пересопряжением зубьев, постольку пара движок-толкатель моделирует только одну пару находящихся в зацеплении зубьев. [c.161]

При двухпарном зацеплении в формулу (110) следовало бы подставлять приведенный радиус кривизны не в полюсе зацепления, а в точке пересопряжения зубьев (точка М на рис. 147,6). Допускаемые контактные напряжения в этом случае теоретически могут быть приняты большими, чем в случае сопряжения зубьев в полюсе зацепления, где находится зона минимальной контактной прочности (см. гл. III). [c.193]

Числа зубьев наружного и внутреннего венцов кольца 50 принимаются взаимно некратными, благодаря чему можно путем пересопряжения зубьев венцов кольца 50 с зубьями деталей колеса 21 разворачивать колесо 21 относительно колеса 18 на любой выбранный угол. [c.131]

В колесах, получаемых методом обката, отклонение шага зацепления зависит главным образом от погрешности того же элемента нарезающего инструмента (червячной фрезы, долбяка, гребенки), которая переносится на обрабатываемое колесо. Незначительное влияние оказывает точность делительной цепи станка. При отсутствии отклонений шага зацепления пере-сопряжение профилей будет плавным, так как к моменту выхода из зацепления одной пары зубьев в контакт уже войдет следующая пара и т. д. При наличии отклонений /ры пересопряжение зубьев сопровождается ударами, повышенным шумом, передача работает неплавно. При этом увеличивается неравномерность нагрузки зубьев, что снижает их долговечность. [c.268]

На рис. 150, д показано зацепление в момент пересопряжения профилей. При равенстве основных шагов пересопряжение профилей будет плавным, так как к моменту выхода из зацепления одной пары зубьев в контакт уже войдет следующая пара зубьев и т. д. При наличии же отклонений в основном шаге в зацеплении будет находиться только одна пара зубьев, пересопряжение зубьев будет сопровождаться ударами, повышенным шумом, передача будет работать неплавно. [c.342]

Вследствие сложного характера воздействий (несбалансированности вращающихся деталей, пересопряжения зубьев колес, погрешностей подшипников, посторонних воздействий через фундамент и т.п.) колебания станка при холостом ходе обычно не рассчитывают, а определяют экспериментально в форме частотного спектра. [c.82]

При умеренных окружных скоростях Г/Т < 1 HV — Т/Тс< 1, где Гн и Тс — продолжительности начальных периодов кромочного и срединного ударов, когда точка контакта одной из пары зубьев находится вне линии зацепления. При этом за время пересопряжении зубьев успевает произойти несколько колебаний, сопровождающихся перераспределением нагрузки с одного зуба на другой. Pea- [c.206]

Полный расчет динамических нагрузок в зубьях — задача очень сложная и полностью ие решенная. Ниже приведена приближенная методика расчета, основанная на теории динамического пересопряжения зубьев и Экспериментально проверенная сопоставлением с результатами опытов разных исследователей практически во всем Возможном диапазоне измерения параметров относительных ошибок (от с О до = 50) н достаточно ши- [c.207]

Область зацепления зубьев 200 Определения и обозначения 184 Оценка возможности резонанса 205 Пересопряжение зубьев 205 Поломка зуба 211. 212 Предел выносливости 214. 215, 220 Приработка зубьев 1 97, 222 Прочность статическая 216, 217 Радиус кривизны приведенный 218 Размеры основные без смещения 185 Разрушение зубьев 182 Распределение нагрузки по ширине Зуба 192 [c.632]

Поэтому, казалось бы, естественно поставить задачу виброакустической диагностики прямозубой передачи как задачу разделения виброакустического сигнала на ряд компонент, обусловленных различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником виброакустической активности. Конечно, такое разделение без всяких оговорок возможно-лишь в том случае, когда зубчатая передача может рассматриваться как линейная механическая система с постоянными параметрами [6—8]. При этом1 различным факторам, обусловливающим виброакустичность, соответствуют различные по структуре правые части системы линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами, описывающих колебания передачи. Однако если необходимо учесть периодическое изменение жесткости зацепления в процессе пересопряжения зубьев (чередование интервалов однопарного и двупарного зацепления), то математическая модель передачи описывается системой дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами [9—12]. Здесь уже принцип суперпозиции действует только при условии, что жесткость зацепления как функция времени не зависит от вида правых частей уравнений. Даже при этом условии можно разделить те факторы возбуждения вибраций, которые определяют правые части системы уравнений при известном законе изменения жесткости, но нельзя выделить составляющую виброакустического сигнала, обусловленную переменной жесткостью зацепления. Наконец, учет нелинейностей приводит к принципиальной невозможности непосредственного разложения виброакустического сигнала на сумму составляющих, порожденных различными факторами. Тем не менее оценить влияние каждого из этих факторов на вибро-акустический сигнал и выделить основные причины интенсивной вибрации можно и в нелинейной системе. Для этого следует подробно изучить поведение характеристик виброакустического сигнала при изменении каждого из порождающих вибрации факторов, причем для более полного описания каж- [c.44]

Характер изменения жесткости за период пересопряжения зубьев Тз по фазам зацепления Т зависит от значения дробной части коэффициента осевого перекрытия ер (при постоянном коэффициенте торцевого перекрытия г ) и выражается кусочно-линейными функциями ts. = f t) трех вариантов, приведенных на рис. 2 при Еа = 1,5, причем тх = аТз, Tj = 0,5 Г3 и Тз = = ЬТз (й = а + 0,5). Значения постоянных параметров q, A max и а определяются в данном случае шириной зубчатого венца. [c.37]

TJ2q — продолжительность действия импульса q = 2/и Q = я/0 ш — частота пересопряжения зубьев, равная 2л Та. [c.37]

II. Типы колебательных многопоточных систем (см. табл. 8 н 9), соответствующие колебаниям с гармоникой частоты пересопряження зубьев центральных колес зубчатых планетарных передач с п сателлитами [c.123]

Характеристики возбуждения колебаний с к-й гармоникой частоты пересопряження зубьев центральных колес зубчатых планетарных передач с п сателлитами при а = 0 [c.125]

Скольжение профилей шевера и обрабатываемого колеса, обеспечивающее процесс резания, имеется только на боковых сторонах зубьев и отсутствует на вершинной режущей кромке, где отсутствует и задний угол. Поэтому эта кромка работает в неблагоприятных условиях и при перегрузке часто ломается особенно недопустима работа вершинной кромки по дну впадины обрабатываемого колеса и по переходной кривой, образующейся при предварительном нарезании колеса (например, червячной фрезой или долбяком). При касании вершинной кромки зубьев шевера переходной кривой появляется кромочное зацепление и нарушается правильное зацепление шевера с обрабатываемым колесом. Правильная работа шевера обеспечивается соответствующим выбором формы и размеров припуска под шевингование Он должен уменьшаться до нуля у ножки зуба. Наиболее часто применяемые формы припуска, приведены на фиг. 477. Для обработки колес под шевингование применяют фрезы ч долбяки, имеющие утолщения на вершине зуба (фиг. 477, а). Величина утолщения фиблизительно равна величине припуска на сторону, оставляемого на шевингование, т. е. 61= 0,04- 0,06 мм. Высота определяется расчетом . Для облегчения пересопряжения зубьев шевера и колеса в процессе их зацепления припуск на вершине зуба колеса также уменьшают аналогично форме зубьев колес со срезом, для чего предусматривают специальное утолщение у ножки зубьев предварительного инструмента (долбяка или червячной фрезы). Приведенная форма зубьев долбяка н фрезы затруднительна в изготовлении поэтому была разработана другая форма зубьев с плавно изменяющейся величиной припуска (фиг, 477, б). Профиль зубьев червячных фрез образуется по двум прямым с углами 01 и а долбяков — по двум эвольвентам. Расчет инструмента под шевингование имеется в [6], [7]. На Горьковском автомобильном заводе с целью уменьшения переходных кривых при нарезании заготовок под шевингование проектируют долбяки с малой или отрицательной величиной смещения исходного сечения а. При применении этих долбяков уменьшается угол зацепления при нарезании долбяком колеса, уменьшается диаметр начальной окружности колеса при нарезании, центроида обработки приближается к основанию профиля изделия и уменьшаются переходные кривые. [c.795]

Полный расчет динамических нагрузок в зубьях — задача очень сложная и полностью не решенная. Ниже приведена приближенная методика расчета, основанная на теории динамического пересопряжения зубьев и экспериментально проверенная соиостазленкем с результатами опытов разных исследователей практически во всем возможном диапазоне изменения параметров относительных ошибок (от фс до Фс 50) и в достаточно Шираком дяапазоке изменения параметров инерционности передач = О, 11 и = 0,510). При экспериментах окружные скорости достигали значений u = 50 м/с, удельная нормальная сила а д = 57 кгс/мм, ошибка основного шага Д,. = 72 мкм, передаточное число и = i 2. Расчетные оценки динамических сил вне резонансных режимов соответствуют, как прасило, верхним значениям экспериментальных данных. Для расчета динамических сил важное значение имеет правильное определение частоты собственных колебаний передачи и установление действительных наиболее вероятных значений ошибок основных шагов с учетом приработки зубьев. [c.208]

Рис. 147. Случай приложения изгибающей нагрузки Р в точке М пересопряженных зубьев

В колесах, получаемых методом обката, отклонение шага зацепления зависит главным образом от погрешности того же элемента нарезающего инструмента (червячной фрезы, долбяка, гребенки), которая переносится на обрабатываемое колесо. Незначительное влияние оказывает точ1юсть делительной цепи станка. При наличии отклонений пересопряжение зубьев сопровождается ударам , повышенным шумом, передача работает неплавно. При этом увеличивается неравномерность нагрузки зубьев, что снижает и.х долговечность. [c.184]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...