Расчет с внутренним зацеплением

Расчет геометрических параметров зубчатой передачи с внутренним зацеплением [c.174]

Табл. 7.10. Формулы для расчета геометрических параметров зубчатой передачи с внутренним зацеплением

Составьте схему планетарно-дифференциального двухрядного механизма с внутренними зацеплениями и изложите метод расчета его кинематики. [c.201]

Рассмотрим силовой расчет двухступенчатой зубчатой передачи с неподвижными осями, схема которой изображена на рис. 355, а, б. Пусть ведущим колесом, к которому приложен уравновешивающий (движущий) момент Му = Mi, является колесо / с внутренним зацеплением, а ведомым, нагруженным внешним моментом Мз — колесо 3. На ведущем звене / направление действия момента Му и заданной угловой скорости должно совпадать, а на ведомом звене 3 направление действия момента М3 сил сопро- [c.369]

Формулы расчета прямозубых передач с внутренним зацеплением без смещения [c.271]

Поэтому в последнем случае при выборе механизма нет необходимости дополнительно учитывать требуемую мощность электродвигателя. Результаты расчетов коэффициентов Ujv для плоских мальтийских механизмов с внутренним зацеплением (2о = 3 и 30) представлены в табл. 11. [c.37]

Расчет производительности шестеренного насоса с внутренним зацеплением можно производить по формуле (256), причем все входящие в нее параметры должны быть взяты по ведущей шестерне (с внутренними зубьями). [c.245]

Примечание. При геометрическом расчете корригирования зубчатых колес с внутренним зацеплением можно пользоваться аналогичными формулами, но с заменой в некоторых из них знака плюс на минус . [c.269]

Формулы для расчета колес с внутренним зацеплением [c.541]

Кинематические параметры для расчета механизма мальтийского креста с внутренним зацеплением [c.88]

Аналогично колесам с внешним зацеплением могут быть нарезаны колеса со сдвигом и с внутренним зацеплением с использованием сдвига долбяка. Формулы для расчета параметров такого зацепления могут быть получены из рассмотрения геометрии зацепления. I [c.458]

Механизм с внутренними зацеплениями значительно более компактен, чем с внешними, и поэтому такие механизмы применяются чаще. Применяя исправленное зацепление по специальному расчету [13], можно получить 2р = 1, и тогда передаточные отношения при внутреннем зацеплении могут иметь ту же величину, что и при внешнем. [c.269]

Расчет геометрии внутреннего зацепления приведен только для случая высотной коррекции в соответствии с рекомендациями, указанными на стр. 328. [c.379]

С целью упрощения кинематических расчетов при проектировании была составлена программа для ЭВМ, по которой производилось вычисление передаточных отношений волновых зубчатых механизмов типа Г-2Ж-Н в зависимости от числа зубьев зубчатых колес. Результаты вычислений сведены в табл. 4, из которой следует, что большие значения г я4 получаются в том случае, когда передаточное отношение механизма в относительном движении стремится к единице. При этом передаточное отношение будет также в значительной степени зависеть от точности вычисления Из табл. 4 видно, что одно и то же передаточное отношение можно получить при различных значениях чисел зубьев звеньев механизма. Это обстоятельство дает возможность выбрать по таблице более оптимальные габариты волнового зубчатого механизма при заданном его передаточном отношении. Табл. 4 может быть также использована при проектировании двухступенчатых планетарных зубчатых механизмов с внутренним зацеплением. [c.223]

Долбяки для колес с внутренним зацеплением обычно делаются хвостовыми (табл. 11 и 12). Расчеты их аналогичны расчету долбя- [c.855]

Из (11.24) с учетом (11.25) следует, что для передачи с выбранным передаточным числом расчет на контактную выносливость определяет межосевое расстояние передачи, т. е. ее габаритные размеры. При прочих равных условиях контактные напряжения в передаче с внутренним зацеплением колес меньше, чем в передаче с внешним зацеплением, что является следствием увеличения Рпр в первом случае, см. (11.23). [c.507]

Расчет геометрии цилиндрических зубчатых передач с внутренним зацеплением выполняется в соответствии с ГОСТ 19274—73. [c.459]

Расчет на прочность. Для расчета прочности зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления например (см. рис. 8.45), для наружного зацепления — колеса а и g, для внутреннего — колеса gn Ь. Так как силы и модули в этих зацеплениях одинаковы (см. рис. 8.46), а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а и g. При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют с целью подбора материала колеса или как проверочный. [c.162]

Порядок расчета на прочность зацеплений планетарных передач во многом определяется характером технического задания и выбранной схемой механизма. Если размеры передачи заранее не ограничены, то расчет следует начинать с определения межосевого расстояния пары колес с наружным зацеплением. Для передач дифференциального ряда этого вполне достаточно, так как при одинаковых действующих силах и модуле внутреннее зацепление прочнее наружного. Для таких передач расчет пары колес —Ь иногда выполняют как проверочный или с целью подбора материала коронного колеса. В передачах с двухвенцовым сателлитом (см. рис. 206) модули пар сопряженных колес могут быть различными, поэтому зацепление сателлит — коронное колесо рассчитывают всегда. [c.339]

Значения 0 приводятся в таблицах и используются при расчетах размеров зубьев колес. Элементы зубчатых колес. На рис. 2.8 Рис. 2.7 и 2.9 изображены внешнее и внутреннее зацепления круглых зубчатых колес. При вращении колес окружности с радиусами и катятся друг по другу без скольжения. Они являются центроидами относительного движения колес и называются начальными окружностями. Зубья колес должны иметь определенные профили и размеры. У обоих [c.40]

Особенности расчета на прочность. Для расчетов на прочность используют те же формулы, что и для расчетов прямозубых цилиндрических передач. Обычно на прочность при изгибе рассчитывают только зубья внешней передачи (сателлит — наружное колесо 5, см. рис. 20.37, й), так как модули зубьев одинаковы и внутреннее зацепление прочнее. При расчете колес с внутренними зубьями коэффициент формы зуба вычисляют по формуле [c.366]

При расчете прямозубых колес внешнего и внутреннего зацепления, косозубых венцов с внутренними зубьями, а также косозубых колес внешнего зацепления с отношением — 8 [c.459]

Сводка формул для расчета размеров корригированных колес внутреннего зацепления с высотной коррекцией без изменения межосевого расстояния [c.338]

Расчет на прочность колес планетарных зубчатых передач выполняется по тем же формулам, что и для простых передач, но с учетом некоторых особенностей. Так, например, у передачи, показанной на рис. 33.32, модули всех трех колес одинаковы, а передача внутреннего зацепления, благодаря своей геометрии, более прочна, чем передача наружного зацепления. Поэтому при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать зацепление солнечного колеса с сателлитами (с учетом количества последних). При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняется в целях подбора материала колеса или как проверочный. [c.445]

Геометрические расчеты цилиндрических передач производятся для передач внешнего зацепления в соответствии с ГОСТ 16532-70, для передач внутреннего зацепления - по ГОСТ 19274-73. [c.15]

Было установлено, что основными факторами, ограничивающими быстроходность, являются большие динамические нагрузки, дей ствующие на механизм поворота на участке снижения скорости (особенно при малом числе позиций планшайбы), и уменьшение надежности фиксации. Большое значение имеет правильный выбор момента трения в опорах. При увеличении скорости было обнаружено существенное уменьшение сил трения, что при небольших и средних скоростях скольжения Иср < 0,6 с приводило к неравномерности движения планшайбы (особенно при применении мальтийских механизмов с внутренним зацеплением) и к значительному увеличению динамических нагрузок (рис. 13). Была также установлена возможность определения дефектов сборки механизма по характеру осциллограмм. Дефекты сборки мальтийского механизма четко выявились при записи момента на валу креста. Эксперименты показали удовлетворительное совпадение типов кривых, определент ных по осциллограммам и приближенному способу расчета [43]. Однако при этом абсолютные величины ускорений и моментов были часто во много раз больше расчетных. Щ [c.65]

Расчет механизма с внутренним зацеплением см. в литературе [27]. Материалом для изготовления роликов могут быть рекомендованы стали марок ШХ15или ШХ12 с закалкой до твердости HR 59—63 или же сталь 20Х с цементацией и твердостью HR 58—62 после закалки. [c.73]

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]

Множитель (— 1) позволяет определить знак передаточного отношения сложного зубчатого механизма. Как это было показано в 43,1°, передаточное отношение пары колес с внешним зацеплением имеет знак минус, а с внутренним зацеплением знак плюс. Следовательно, если мы имеем в рядовом соединении т внешних зацеплений, то при передаче движения от одного вала к другому произойдет т раз изменение знака угловой скорости. Следовательно, для определения знака передаточного отношения рядового соединения надо соответствующие произведения отношений радиусов начальных окружностей или чисел зубьев помножить на множитель (— 1) ", взятый в степени, соответствующей числу внешних зацеплений. Для пр 1ктических расчетов можно пользоваться формулой [c.252]

Одной из особенностей внутреннего эвольвентного зацепления является возможность интер( ренции, т. е. наложения профиля колеса с внешним венцом на профиль колеса с внутренним венцом. Эго явление, отсутствующее у внешнего зацепления, значительно усложняет расчет зубчатых колес с внутренним зацеплением, особенно при проектировании передачи с числом зубьев колес, близким одно к другому. В этом случае может оказаться, что изготовленные зубчатые колеса нельзя ни при одном из положений ввести в зацепление из-за наложения профилей. Если интерференция появляется в процессе нарезания, то часть профиля головки колеса с внутренним венцом может быть срезана долбяком. [c.252]

Передачи между валами с параллельными осями называют цилиндрическими и выполняют в виде двух цилиндрических зубчатых колес с внешним (рис. 1.1) (расчет геометрии см. ГОСТ 16532—70) или внутренним (рис. 1.2) зацеплением (расчет геометрии см. ГОСТ 19274—73). В цилиндрических передачах с внешним зацеплением начальная поверхность (аксоидная поверхность — круговой цилиндр) одного колеса при работе передачи находится в относительном движении катится снаружи начальной поверхности (круговому цилиндру) другого колеса, В передачах с внутренним зацеплением наружная начальная поверхность одного колеса находится в относительном движении катится внутри начальной поверхности другого колеса. В первом случае мгновенная ось относительного движения располагается между валами колес, во втором — валы колес находятся по одну сторону относительно мгновенной оси. [c.9]

Формулы для расчета геометрических параметров зубчатой передачи внутреннего зацепления с колесами, нарезанными немсди-фицированным долбяком, приведены в табл. 7.10 (для модиф ци-рованного долбяка см. ГОСТ 19274—73), для передач внешнего зацепления см. 1 ч, гл. 6, табл. 6.1,, [c.174]

Строгий геометрический расчет зубьев конических колес достаточно сложен вследствие того, что профили зубьев располагаются на поверхности сферы. Исходя из того, что высотные размеры зубьев невелики по сравнению с радиусом сферы (рис. 12.16), в геометрических расчетах заменяют участок поверхности сферы 1, содержащей профили зубьев, поверхностью дополнительного конуса 2 с вершиной в точке О и пренебрегают отличием профиля квази-эвольвентного зуба от плоской эвольвенты. При этом расчет пространственного конического зацепления заменяют расчетом обычного плоского зацепления цилиндрических эвольвентных колес (гл. 10). Дополнительным конусом называют соосный конус, образующая которого перпендикулярна образующей делительного конуса. В зависимости от положения относительно вершин делиггшльные дополнительные конусы разделяют на внешние (наиболее удаленные от вершины), внутренние (наименее удаленные от вершины), средние (находящиеся на равном расстоянии от внешнего и внутреннего дополнительных конусов). Параметрам внешних дополнительных конусов присваивают индекс е, внутренних — i, средних — т. Сечение конического колеса одним из дополнительных конусов называют торцовым. [c.138]

Формулы для геометрического расчета эвольвентного зацепления приведены в табл. 27 они даны для общего случая косозубого зацепления с угловой коррекцией (но не распространяются на внепо-люсное зацепление) при расчете прямозубого зацепления следует положить р = О и отбросить индексы ц и з во всех обозначениях. Если перед величиной стоят два знака, то верхний знак относится к внешнему зацеплению, а нижний — к внутреннему (к колесу с внутренними зубьями). [c.365]

Зуборезчик 4-г о разряда. Нарезание на специальных зуборезных станках нескольких распростраЕ1енных моделей шестерен с прямыми зубьями средней точности нарезание фрезой червячных колес, реек, шестерен наружного и внутреннего зацеплений на зубодолбежных станках червячное строгание конических шестерен, а также черновое ирорезание крупных шестерен диаметром до 3000 мм с прямыми зубьями. Точное нарезание шестерен. Установка изделия на оправке, и I подставках, в тисках или в специальном приспособлении с выверкой индикатором. Перестройка зуборезных станков и простейшие расчеты настроек. Пользование рейсмусом, индикатором, кронциркулем, штангенциркулем, метром, рулеткой, зубомерами разных систем, модульными шаблонами. Настройка станка под руководством мастера или наладчика. Установление режима резания согласно технологической карте и чертежу. [c.114]

При выполнении этого условия следует учитывать, что внутреннее зацепление практически не осуществимо без смещений исходного контура. Выполняют С., варьируя величины коэффициентов смещений, а также, йапри-мер, углы наклона зубьев Pi и Ра (сх. а). Коэффициент смещения для сателлита в сх. б один и тот же при расчетах внутреннего и внешнего зацеплений. Путем выбора коэффициентов смещений можно обеспечить соосность звеньев в сх. в при изготовлении сателлита с одним общим венцом для обоих зацеплений. При этом числа зубьев центральных колес могут отличаться на 1, 2, 3 и т. д. Разность чисел зубьев выбирают совпадающей с числом сателлитов или кратной этому числу. [c.334]

С к в о р ц о в а Н. А. и Л у к и-ч е в Д. М. Геометрический расчет эвольвентных зубчатых передач внутреннего зацепления. Передовой научно-технический и производственный опыт. Вып. 5. Тема 20, № М-62-60 5, ГОСНТИ, 1962. [c.515]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...