Зубья Схема построения

Рис. 3.18. Схема построения цевочного зацепления. Приняв К, = О и R2 = г (см. рис. 3.17), получим эпициклоиду и гипоциклоиду для колеса Zj, выродившиеся в точки, а для первого колеса — профиль ножки, выродившийся в точку. Зуб на колесе Z2 выполняется в виде цилиндра, а на первом колесе очерчивается кривой (штриховая кривая), эквидистантной эпициклоиде а, получившейся в результате качения окружности 2 по окружности 1.

Принципиальная схема построения прибора отвечает идеальным условиям измерения, потому что линия измерения здесь полностью совпадает с нормалью к профилям, по которой происходит работа зубьев. [c.433]

На рис. 48 дана схема построения храпового останова с внутренними зубьями. Порядок построения заключается в следующем описываются окружности впадин и выступов зубьев. По окружности выступов, которая одновременно является и начальной окружностью, последовательно откладываются размеры шага t. От любой [c.95]

Основные конструктивные схемы построения зубчатых профилей звездочек при нормальном зацеплении звеньев цепи с зубьями звездочек < 3 ) [c.140]

Рис. 6. Схема построения зуба звездочки

Звездочки к зубчатым цепям по конструктивной схеме построения зубчатого профиля ввиду специфической формы элемента зацепления относятся к типу 2 (см. табл. 2), что определяет форму зубьев, отличающуюся постоянным углом вклинивания а = 60° и диаметром окружности выступов зубьев, меньшим диаметра делительной окружности, который определяется по юрмуле [c.168]

Зубчатые профили звездочек при зацеплении за звенья одного вида по схеме построения относятся к типу 4 (см. табл. 2). Применение их сопровождается значительными динамическими нагрузками. Зубчатый профиль звездочек при комбинированном зацеплении по схеме построения относится к типу 5 (см. табл. 2). В этом случае динамические нагрузки почти в 1,5 раза меньше, что объясняется наличием только одного удара звена цепи о зуб звездочки и удвоенного числа зубьев звездочки при сохранении ее габаритов. [c.173]

При работе звездочек с различными схемами построения зубчатого профиля и схемами зацепления компенсация увеличения шага цепи в результате ее износа в шарнирах осуществляется по-разному. При якорном и комбинированном зацеплениях шарниры цепи перемещаются на окружность большего радиуса. Однако, если при якорном зацеплении в основном изнашиваются шарниры, входящие в контакт с зубьями звездочек, то при комбинированном зацеплении все шарниры изнашиваются равномерно. Увеличение шага цепи из-за износа шарниров компенсируется при зацеплении за горизонтальные или вертикальные звенья путем подъема звеньев, контактирующих с зубьями звездочки, на окружности большего радиуса. При этом звенья, опирающиеся на впадины зубьев, не изменяют своего радиального положения, что приводит к выпрямлению цепи. При достижении некоторого износа зацепление переходит к якорному типу. При этом износ соседних шарниров цепи неравномерен из-за различного относительного угла поворота звеньев, образующих шарниры. Такой механизм изнашивания шарниров цепи, связанный со схемой зацепления и типом зубчатого профиля звездочек, определяет предельно допустимое увеличение шага цепи 61 из-за износа, которое ограничивается прочностью цепи. Его вычисляют по формулам [c.173]

Для круглозвенных цепей применяют звездочки с различной формой основного профиля, который зависит как от конструктивной схемы построения зубчатого профиля, так й от условий контакта звеньев цепи с зубом звездочки. [c.175]

Рис, 6.6. Схемы построения профиля зуба храпового колеса для зацепления [c.210]

Нарезание конических колес с косыми и дуговыми зубьями производят на станках, построенных по более сложным схемам . [c.262]

На рис. 27, а показана схема замкнутого дифференциала, который образован из однорядного дифференциала замыканием звеньев <3 и Я через зубчатую передачу, состоящую из колес с числами зубьев 2з, 24 и 25. Графическое построение для определения передаточных отношений не отличаются от построений, применяемых при анализе простых планетарных механизмов, причем построения удобно начинать с линии Я, а затем строить линии 4, 3, 2 п 1 (рис. 27, б, в). [c.57]

При построении линеаризованной динамической схемы планетарной передачи будем предполагать, что одно- и двухступенчатые планетарные передачи имеют несколько (3 4) симметрично располол<енных сателлитов. Будем также считать, что при динамических процессах в планетарном механизме в отдельных одно-и двухступенчатых передачах этого механизма нагрузка равномерно распределяется между всеми сателлитами. Принятое допущение означает, что подшипники центральных колес и водила указанных передач не испытывают радиальных нагрузок и, следовательно, отсутствуют поступательные смещения центров инерции этих звеньев за счет деформаций опор, корпуса и изгибных деформаций валов. Кроме того, подсчеты показывают, что результирующая крутильная податливость планетарного ряда и двухступенчатой -планетарной передачи определяется в основном (помимо чисто крутильных деформаций валов) деформациями подшипниковых опор сателлитов и незначительно зависит от изгибно-контактных деформаций зубьев. [c.108]

На фиг. 609 показана принципиальная схема проверки винтовой поверхности зубьев. В приборах, построенных по этой схеме, измерительный наконечник совершает относительно зуба движение по винтовой линии, имеющей ось, совпадающую с осью зубчатого колеса. Обычно измерительный супорт поступательно перемещается параллельно оси колеса, а колесо согласованно вращается вокруг собственной оси. Дополнительные движения наконечника, касающегося поверхности зуба, отмечаются индикатором. [c.447]

Структура построения стандарта показана на схеме 1.2. Особенности стандарта заключаются в следующем точность изготовления зубчатых колес характеризуется кинематической точностью, плавностью работы колеса и контактом зубьев, на которые имеются нормы для каждой из трех норм предусматриваются степени точности для каждой нормы точности имеются несколько комплексов контроля, но изготовитель использует только по одному в каждой норме независимо от точности изготовления выбирается один из шести видов сопряжения, определяющий гарантированный (наименьший возможный) боковой зазор между профилями в передаче. [c.215]

Из построения профилей фрез стандартных наборов по схеме фиг. 392 вытекает низкая точность нарезаемых ими колес, так как профиль фрезы, как правило, не совпадает с профилем зуба нарезаемого колеса. Применение при нарезании этими фрезами для деления обычных делительных головок дает точность по окружному шагу ниже 9-й степени точности. Таким образом, стандартными зуборезными дисковыми фрезами можно получить колеса с точностью ниже 9-й степени. [c.663]

При построении начальной схемы не следует принимать заниженные габаритные размеры, так как в дальнейшем могут возникнуть затруднения в выборе оптимальных шага цепи и числа зубьев звездочек. [c.5]

Кинематические схемы цепных передач начальные — Выбор, расчет и построение 5 — 14 — Типы 6 — 9 — см. так же Цепные передачи Коэффициент высоты зуба звездочки 164, 165 [c.371]

Для построения схемы определим следующие размеры и предельные отклонения для ширины впадины калибра-кольца е используем номинальный размер толщины зуба вала 5, верхнее отклонение толщины зуба вала еб, нижнее отклонение ширины впадины кольца ез — Т е, предельное отклонение износа кольца по ширине впадины ез+Т для толщины зуба калибра-пробки 5 используем номинальный размер ширины впадины втулки е, нижнее отклонение ширины впадины втулки Е1, верхнее отклонение толщины зуба пробки Е1+Т е и предельное отклонение износа пробки по толщине зуба Е1—Т. [c.317]

Первый шлицевой зуб в группу не объединяют, выкружки на нем не делают. При отсутствии фасочных зубьев для первого шлицевого зуба предусматривают групповое построение (два зуба в группе), а диаметр его определяют в зависимости от схемы расположения зубьев. [c.84]

Принцип построения расчета по определению длины пути резания и толщины среза для головок зубьев фрезы, наиболее подверженных износу, приведен на рис. 108. Колесо н фреза входят друг в друга, как два цилиндра с перекрещивающимися осями. Касание между головками зубьев фрезы и детали возможно только в пределах области, ограниченной кривой пересечения двух цилиндров. Стружка снимается только в заштрихованной области конфигурация этой области зависит от метода фрезерования (по подаче или против подачи), от самой подачи и от направления вращения детали. Прорезание впадин зубьями фрезы производится в соответствии со схемой, показанной в левой части рис. 108. При этом зубья фрезы, прорезающие одну и ту же впадину, имеют различный путь резания и срезают головкой зуба стружки [c.109]

На схеме изображают профили не менее трех зубьев. Используют вычисленные длины хорд окружного шага по делительной окружности для поворота построенного профиля относительно оси колеса О . При повороте используют профиль, вычерченный на кальке при его вращении относительно оси О у. Профили имеют общие контактные точки на линии зацепления. [c.248]

Ниже приведены значения чисел зубьев (табл. 1) и передаточные отношения (табл. 2) трансмиссии тепловоза ТГМЗА, которые используются при построении тяговой характеристики тепловоза. Схема трансмиссии тепловоза изображена на рис. 4. [c.13]

Иногда говорят, что планетарные коробки передач на небольшие мощности как для легковых автомобилей, так и для. других машин имеют несколько больший вес и даже большие габариты по сравнению с простыми механическими коробками. В таких случаях надо иметь в виду, что у многоступенчатых планетарных коробок передач с двумя степенями свободы значительный объем занимают фрикционные элементы. Но, во-первых, в настоящее время начали широко применяться планетарные коробки передач с тремя степенями свободы, у которых при том же числе передач число фрикционных элементов и планетарных рядов меньше. Кроме того, в настоящее время широко применяются новые фрикционные материалы, которые позволяют уменьшать габариты тормозов и фрикционных муфт, а современные методы зубонарезания упрощают изготовление колес с внутренними зубьями, что позволяет широко применять наиболее компактные и с большим к.п.д. планетарные ряды внутреннего и внешнего зацепления (см. рис. 1). Наконец, габариты и вес коробок передач при прочих одинаковых условиях зависят от грамотности выбора их схем, конструкции фрикционных элементов и подшипниковых узлов. Схема трансмиссии любой машины должна создаваться на основе существующих научных методов построения схем планетарных передач. Неудачная схема приво- [c.74]

По тому же принципу и подобной кинематической схеме построен стан типа С-19, предназначаемый для волочения проволоки диаметром от 3 до 6,5 мм. Стан приводится в движение от электродвигателя, имеющего мощность 4,3 кет и делающего 1440 об/мин. Передаточное отношение червяч1 ого редуктора равно 1 48. Передаточное отношение конических колес, передающих движение от горизонтального к вертикальному валу, равно единице, число зубьев этих колес равно 30. Вертикальный вал стана, несущий барабан диаметром 550 лш, делает 30 об/мин. Скорость волочения ш этом стане составляет 51,8 м/мин. Габариты стана длина 2140 мм, ширина 1275 мм, высота 2065 мм. [c.11]

Чистовые зубья выполняют также по групповой схеме. Группа ЧИСТОВ1ЫХ зубьев состоит из двух зубьев одинакового диаметра. Выкружки наносят на каждом зубе в шахматном порядке (при тщательном выполнении зубьев допускается делать второй зуб группы чистовых зубьев круглым — без выкружек). Характерной особенностью таких зубьев является работа с весьма малой толщиной среза, одинаковой на обоих зубьях. Групповое построение чистовых зубьев дает возможность получить менее шероховатые поверхности. [c.9]

Протяжки первого и второго технологических переходов, работающие по схемам рис. 4.14, виг, шлифуют по профилю шлицев, поднимая задний хвостовик у протяжки второго технологического -перехода, работающей по схеме рис. 4.14, г припуск на участке К срезается с уменьшенными подачами, значения которых (и схема построения зубьев) определяют так же, как и для однопереходных лротяжек. Диаметры последнего фасочного зуба протяжки первого технологического перехода и первого шлицевого зуба второго технологического перехода определяют по формулам (4.62) и (4.64). [c.108]

На рис. 2.15, а — д приведены графики, построенные по результатам расчета двухступенчатого цилиндрического редуктора, выполненного по развернутой схеме, для трех способов термообработки зубьев шестерни и колеса (см. выше I, II, III) и трех способов распределения передаточного числа Мред = между ступенями редуктора, всего 9 вариантов. [c.41]

Схему применяют для поеледнего прохода. В этом случае у протяжек впереди расположены несекционные шлицевые зубья с шириной шлицев, равной заданной по детали. Эти зубья калибруют шлицы, подготовленные предварительной протяжкой, срезая припуск I по ширине шлица, оетавленный при предварительном проходе следующая группа зубьев, построенная из двузубых секций с той же шириной шлицев, срезает припуск до образования [c.228]

Групповой метод (фиг. 368, в, г, д) построения схемы резания предусматривает разделение общего срезаемого слоя на небольшое количество толстых слоевЧ У групповой протяжки все режущие зубья разделены на группы (два, три и т. д.) зубьев, имеющих одинаковый диаметр, но увеличивающихся по ширине Этот метод часто называют прогрессивным протягиванием. При этом срезаются толстые, сравнительно узкие стружки, и стойкость такой протяжки в среднем в 2 раза выше стойкости протяжки, рассчитанной по первому методу. К недостаткам прогрессивного протягивания следует отнести более сложное изготовление протяжек. [c.468]

При больших числах зубьев на контролируемом колесе возможно измерение суммарного относительного отклонения группы окружных шагов для последующего определения накопленной погрешности путем построения обычной диаграммы типа фиг. 598. Величина накопленной погреишости, полученная измерением отклонений единичных шагов, как правило, получается больше накопленной погрешности на основе измерения суммарного отклонения нескольких шагов. Причина — введение большего количества погрешностей измерения, чем при измерении единичных шагов. На фиг. 599 показана схема измерения длины общей нормали группы зубьев. О величине накопленной погрешности кинематической составляющей окружного шага у группы зубьев судят по колебаниям длины общей нормали у каждой из групп зубьев. [c.441]

Сущность метода состоит в том, что расчет и построение элементов цепной передачи выполняются по оптимальной кинематической схеме. В основу проектирования исходного цепного контура двух- и многозвездных цепных передач положено обязательное условие центры элементов зацепления цепи совпадают с центрами впадин зубьев каждой пары смежных звездочек в точках касания их делительных окружностей с осью ведущей ветви, а ее длина всегда кратна шагу цепи, что обеспечивает синфазное движение звездочек. [c.37]

Сущность метода состоит в том, что расчет и построение элементов цепной передачи выполняются по оптимальной кинематической схеме. В основу проектирования исходного цепного контура двух- и многозвездных цепных передач положено обязательное условие центра элементов зацепления цепи совпадают с центрами впадин зубьев каждой пары смежных звездочек в точках касания их делительных окружностей с шаговой линией ведущей ветви, имеющей всегда длину, кратную шагу цепн. Это условие вытекает из кинематических поправок бщ и на заданное межцентровое расстояние Ац в зависимости от длины 1( сопрягаемой ветви, всегда кратной шагу цепи полуразности или полусуммы диаметров делительной окружности каждой пары смежных звездочек цепной передачи простой и сложной. [c.83]

В aчe твe примеров приведем несколько кинематических схем зубчато-рычажных механизмов. На рис. 12.17, а показан механизм с ведомым зубчатым колесом 23, движение которому сообщается от колеса на коромысле с четырехзвенного кривошипно-коромысло-вого механизма. Колесо зацепляется с колесом г , вращающимся относительно эксцентричной оси. В зависимости от соотношения размеров звеньев и чисел зубьев на выходном валу, связанном с колесом 2з, можно получить непрерывное вращение с заданной степенью неравномерности, движение с остановкой, движение вперед с частичным возвратом (рис. 12.17, б). На рис. 12.18 показаны различные схемы зубчато-рычажных механизмов, построенных на основе четырехшарнирного рычажного механизма с ведомым зубчатым колесом, вращающимся вокруг оси коромысла, и ведущим — связанным с кривошипом а. [c.315]

Для построения А. т. с. большей емкости необходимо применить искатель большей емкости с несколькими направлениями движения щеток. На фиг. 9 показан принцип устройства искателя Строуджера (по имени изобретателя его). Поле искателя имеет емкость в 100 трехпроводных линий. Каждая линия содержит 3 провода (шилы) — а, б, и в первые 2 участвуют в разговорной цепи, а третья служит для пробы линии и для отбоя. Н и-лы разных видов монтируются в поле искателя отдельно. Т. о. поле состоит из 3 стоконтактных секций. В каждой сек-ции контакты расположены по дуге окру к-ности в 10 рядах — по 10 контак тов в каждом ряду. Каждой секции соответствует отдельная щетка. Щетки укреплены на валу, к-рый в своих подшипниках может совершать два движения — подъемное и вращательное. Подъемное движение осуществляется подъемным электромагнитом ПЭ, вращательное — вращательным электромагнитом ВЭ. Кроме того искатель имеет еще третий электромагнит — отбойный — ОЭ. Для выбора напр, линии № 35 абонент набирает 2 знака—3 и 5. Импульсы первой серии воспринимаются электромагнитом ПЭ, к-рый трижды притянет и опустит якорь. Конец якоря ПЭ при этом ударяет по кольцеобразным зубьям вала и поднимает вал со щетками на уровень 3-го контактного ряда. Затем схема искателя автоматически меняется, т. ч. следующая серия импульсов (пятерка) поступит уже на вращательный электромагнит ВЭ. Последний при помощи храповичка с вертикальными зубьями повернет вал искателя на 5 шагов и установит щетки на пятых контактах выбранной декады. При этом заводится спиральная пружина С, укрепленная на вершине вала. Во время соединения вал искателя удерживается в рабочем положении при помощи отростков якоря отбойного электромагнита ОЭ. При отбое 03 срабатывает и освобождает вал, к-рый под действием спиральной пружины поворачивается [c.92]

Во многих механических приводах (станков, приборов и др.)> работа которых требует большой точности, применяются редукторы, исключающие люфты, вызванные боковыми зазорами в зацеплениях, в соединениях колес с валом, в опорах и вызванные упругими деформациями деталей силовой цепи. Весьма распространенным приемом при построении схемы таких редукторов является создание предварительного натяга, обеспечивающего взаимодействие зубьев только одной стороной профиля и без нарушения контакта. Существует несколько способов создания схемы редукторов и предварительного натяга. Среди них значительный интерес представляют редукторы с замкнутыми контурами, составленными из двух симметрично расположенных полуконтуров. Работа такого редуктора без люфтов при изменении направления вращения получается за счет натяга, который создает циркулирующую мощность и увеличивает потери на трение. [c.55]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...