Зубчатые Деформация зубьев

Конфигурацию зубчатого колеса следует предусматривать симметричной (рис. 6,90, а). Несимметричное расположение элементов колеса и резкие переходы в конструкции приводят к повышенной деформации зубьев при термической обработке (рис, 6,90, б). Конструкция зубчатого колеса без ступицы дает возможность рационально нарезать зубчатые колеса пакетами (рис. 6,90, в). Наличие у зубчатых колес двусторонних ступиц в этом случае приводит к увеличению хода инструмента (рис, 6.90, г). [c.359]

Для быстроходных зубчатых передач в целях уменьшения сил удара при входе зубьев в зацепление и выходе их из зацепления и для уменьшения шума применяют модификацию профиля головки зуба (фланкирование). Фланкирование представляет собой преднамеренное отклонение от эвольвенты профиля у вершин зубьев (на части высоты головки), направленное в тело зубьев. Фланкирование уменьшает силы удара, связанные с деформацией зубьев и ошибками основного шага. [c.152]

Определим жесткость всего передаточного механизма П (рис. 9.1,6). При этом не будем учитывать инертность зубчатых колес и валов, так как она мала по сравнению с инертностью других звеньев машинного агрегата. Сделаем сечение / неподвижным, а к сечению 6 приложим момент Me. Под действием этого момента участок 6-5 будет скручен, и сечение 6 повернется относительно сечения 5. Равным образом, момент Мб вызовет деформацию зубьев в зацеплении 5-4, вследствие чего сечение 5 повернется [c.253]

Коэффициент перекрытия. Геометрическая и кинематическая картины начала (входа) и конца (выхода) зацепления косозубых колес резко отличаются от начала и конца зацепления колес с прямыми зубьями. Попадая в зону нагрузки, т. е. в рабочую часть линии зацепления (рис. 6.28), элементы зубчатого профиля входят в зацепление постепенно. За счет этого, а также за счет уменьшения деформации зубьев обеспечивается большая плавность работы зубчатой пары. [c.246]

Коэффициент динамической нагрузки Кни- При работе зубчатых передач в результате неточностей изготовления и сборки, а также деформации зубьев возникают дополнительные динамические нагрузки, влияние которых при расчете на контактную прочность зубьев учитывается коэффициентом Кяа- [c.138]

Коэффициентом Хр учитывается неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, связанная с деформацией валов и самих зубьев колес. На рис. 22S,a-e изображено взаимное расположение зубчатых колес при деформированных валах в случаях симметричного, несимметричного и консольного расположения колес относительно опор. При несимметричном и консольном расположении опор колеса перекашиваются, что приводит к нарушению правильного касания зубьев. Деформация зубьев несколько умень- [c.259]

При работе двух сопряженных зубчатых колес в результате погрешностей обработки и монтажа, деформаций зубьев под нагрузкой может возникнуть кромочное зацепление , т. е. зацепление кромок зуба одного колеса за кромку другого колеса, что может привести к ударной нагрузке и как следствие — к поломке зубьев. Для устранения кромочного зацепления боковые стороны зуба у его вершины срезаются посредством изменения профиля зубчатой рейки под дополнительным углом, называемым углом фланкировки с высотой фланкирования равной 0,45т. Ниже приводятся значения угла фланкировки в зависимости от степени точности зубчатых колес, причем, чем ниже степень точности, тем больше угол фланкирования. [c.371]

Так, глубина фланка, определяемая уравнением (4) по ГОСТ 3058 — 45, принята усредненной нз-за невозможности учесть весь диапазон значений упругих деформаций S для конкретных передач. Общая деформация зубьев S была принята = 0,004 т согласно расчету для передачи с закаленными зубчатыми колесами и параметрами [c.215]

Таким образом, для определения резонансных амплитуд колебаний шестерен I ж II ступеней 4, 6, 11 — по рис. 4) редуктора по ветвям турбин высокого и низкого давления достаточно решить дифференциальные уравнения типа (14). В силу специфики структуры дифференциальных уравнений (14) отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования всех масс системы. Оказывается достаточным найти коэффициенты демпфирования лишь тех масс, амплитуды колебаний которых определяются для резонансного режима. В том случае, если зацепления колес и шестерен редуктора были бы выполнены с идеальной точностью и звенья зубчатого механизма были бы абсолютно жесткими, не наблюдалась бы неравномерность вращения колес и шестерен. Однако благодаря неизбежно возникающим при изготовлении периодическим погрешностям шага и профилей зубьев, а также вследствие деформаций зубьев под нагрузкой при работе зубчатой передачи возникают периодические нарушения равномерности вращения и, следовательно, аналогичные изменения передаваемого системой момента. Вследствие этого все вращающиеся элементы системы находятся под воздействием переменных по времени сил, которые и могут в этом случае рассматриваться как возбуждающие. [c.85]

В зубчатых передачах, работающих с высокими числами оборотов зубчатых колёс в минуту, может возникать большой шум, вызываемый изменением деформации зубьев в процессе зацепления, происходящим вследствие изменения длины контактных линий. С целью уменьшения этого шума косозубые и шевронные быстроходные мелкомодульные передачи следует выполнять с кратной осевому шагу рабочей шириной зубчатых колёс (или шириной полушеврона — в шевронных передачах). [c.292]

Особенности расчёта конических колёс на контактные напряжения сдвига. Если зубья шестерни и колеса в ненагруженной конической передаче прилегают друг к другу по всей длине, то при приложении нагрузки деформация зубьев будет пропорциональна расстоянию точки зацепления от вершины начальных конусов. Следовательно, нагрузка в точно изготовленных или тщательно приработанных конических передачах распределяется вдоль ширины зубчатых колёс по трапецоидальному закону (который при износе зубьев не нарушается). При таком распределении нагрузки не будет большой погрешности, если расчёт на контактные напряжения производить по окружному усилию и эквивалентному радиусу кривизны в среднем сечении, определяемым по формулам [c.333]

Пара косозубых колёс (в частном случае одно из них может быть прямозубым), передающих вращение между непараллельными и непересекающимися валами, называется шн-товой (точнее, винтовой цилиндрической, в отличие от винтовой конической — гипоидной) зубчатой передачей. Винтовая зубчатая передача (за исключением винтовой передачи, осуществляемой шестерней и рейкой) теоретически имеет контакт в одной точке, практически же вследствие износа и деформации зубьев контакт распространяется на некоторую очень небольшую поверхность. В связи с этим винто вые передачи могут передавать лишь малые нагрузки, и для надёжной работы они должны изготовляться из материалов, образующих противозадирную комбинацию (табл. 72). [c.356]

Для цилиндрических зубчатых колес внешнего зацепления при больших окружных скоростях в соответствии с ГОСТом 3058—54 должен применяться исходный контур со срезом (фиг. 6) зубья изделия имеют у вершин отклонение (фланкирование) в тело от эвольвенты, способствующее снижению динамических нагрузок (вызванных погрешностями изготовления и деформациями зубьев) и повышению несущей способности, лимитируемой заеданием рабочих поверхностей. Значения (фиг. 6) даны в табл. 3. [c.772]

Исходный контур по ГОСТу 3058-54 предусматривает срез кромок вершин зубьев у цилиндрических колес внешнего зацепления (фланкирование) для уменьшения дополнительных динамических нагрузок, возникающих при работе зубчатых колес из-за деформации зубьев и погрешностей их изготовления. [c.336]

При наиболее распространенном двадцатиградусном зацеплении степень перекрытия е колеблется между 1 и 2. о означает, что сила в начале и конце зацепления распределяется между двумя парами зубьев, а в средней части периода зацепления только одна пара зубьев воспринимает суммарную нагрузку. Упругая деформация зубчатой передачи складывается из упругой деформации зубьев сопряженных колес и деформации корпуса, в котором заключена зубчатая передача, испытывающего нагрузки в виде изгибающего момента, поперечной силы, нормальной силы и деформации [c.293]

Концентрация нагрузки по длине линий контакта зубьев возникает вследствие погрешностей направления зубьев при изготовлении, упругих деформаций зубьев, валов и их опор. На рис. 11.14 представлен характер распределения нагрузки по ширине 6 зубчатого венца, вызванного прогибами валов, при несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор вала. Для сравнения на рис. 11.14, а, б показано положение зубчатых колес при отсутствии сил между зубьями зацепляющихся колес и при наличии таких сил. В результате прогибов валов зубчатые колеса повернутся в плоскости чертежа на углы Yi и У2 7— угол взаимного поворота зубчатых колес. При абсолютно [c.255]

Учет упругости звеньев и диссипации энергии рассмотрен на примере зубчатого редуктора с упругими звеньями, входящего в состав машинного агрегата. На рис. 6.7.1, а приведена схема такого агрегата. Будем учитывать деформацию вала между двигателем D и входным звеном 2 редуктора, деформацию зубьев в обеих парах зубчатых колес и деформацию вала между выходным звеном 5 редуктора и рабочей машиной М. [c.497]

У цилиндрических колес внешнего зацепления при т> 1 мм исходный контур предусматривает срез кромок вершин зубьев (табл. 181) с целью уменьшения дополнительных динамических нагрузок, возникающих при работе зубчатых колес со значительными окружными скоростями из-за погрешностей изготовления и деформации зубьев. Срез профиля исходного контура прямолинейный допускается срез по выпуклой кривой. [c.581]

Редуктор может быть источником возникновения крутильных колебаний валов, т.к. в колесах всегда имеются ошибки в шаге. зубьев, а также деформации зубьев под нагрузкой, отчего изменяются угловые скорости валов. Уменьшить возбуждение этих колебаний можно повышением коэффициента перекрытия в зацеплении, увеличением точности изготовления зубчатых колес и специальным исправлением профиля зубьев. [c.191]

Деформации зубьев приборных зубчатых передач включают в себя деформации изгиба и контактные д ормации. Величины деформаций изгиба зубьев в приборостроении играют второстепенную роль, так как давления (в зубьях) невелики. [c.559]

При определении жесткости мелкомодульных зубчатых передач потенциальная энергия деформации зубьев нелинейно зависит от обобщенных координат [c.669]

Диагональное касание является недостатком зубчатой передачи, так как оно вызывает шум, неспокойную работу колес и быстрый износ зубьев. В некоторых случаях диагональное касание улучшает работу зубчатой передачи, например при тяжелой нагрузке. В этом случае 01Ю несколько компенсирует деформацию зубьев, вызванную большой нагрузкой. Правильная зона касания должна быть расположена вдоль образующей начального конуса, причем небольшая диагональность в ее расположении вполне допустима. В нерабочем состоянии она должна быть расположена ближе к уз1 ому концу зубьев. В процессе работы под влиянием нагрузки зона касания перемещается к широкому концу. Необходимо следить за тем, чтобы зона касания ни в коем случае не располагалась близко к широкому концу, так как иначе нагрузка окажется сосредоточенной на небольшом участке у широкого конца, что может вызвать поломку зубьев. [c.884]

Ошибки при изготовлении и монтаже зубчатых колес, а также деформация зубьев под нагрузкой приводят к непостоянству среднего передаточного числа. Это создает динамические нагрузки на зубьях, шум и вибрации. [c.422]

Лучшим считается отпечаток, получаемый, когда зубчатые колеса без нагрузки передают усилия тонкой частью зуба (см. рис. 224, а). В этом случае при полной нагрузке вследствие деформации зуба усилие будет передаваться большей частью его боковой поверхности. [c.377]

Зубчатые колеса составляют вместе с валами и другими присоединенными деталями общую упругую систему, динамический расчет которой представляет большую сложность. Однако такая общая система нередко распадается на две части, динамически слабо зависящие одна от другой, так как жесткость зубьев Сз (2 3) X X 10 кгс/мм обычно значительно превышает жесткость валов Сд л (0,5 2) X X 10 кгс/мм . Поэтому при анализе колебаний сопряженных зубчатых колес в связи с упругими деформациями зубьев инерционными нагрузками от других присоединенных дета.яей пренебрегают и считают, что вращающие моменты постоянны. С другой стороны, при расчете крутильных колебаний зубчатых колес и других деталей в связи с упругими деформациями валов зубья можно считать жесткими. [c.202]

При симметричном расположении опор прогиб валов не вызывает перекоса зубчатых колес и, следовательно, почти не нарушает распределения нагрузки по ширине венца. Это самый благоприятный случай. При несимметричном и консольном расположениях опор колеса перекашиваются на угол у, что приводит к нарушению правильного касания зубьев (рис. 4.28, г). Деформация зубьев уменьшает влияние перекосов и в большинстве случаев сохраняет их соприкосновение по всей длине (рис. 4.28, д). Однако при этом [c.104]

Иногда при сильно нагруженных зубчатых колесах предусматривается некоторая диагональность контакта, компенсирующая деформацию зуба под нагрузкой. Во всех случаях, когда к передачам предъявляются требования высокой плавности и бесшумности хода, следует принимать меры для устранения этого явления. [c.186]

Конфигурацию зубчатого колеса необходимо создавать из сочетания поверхностей простых геометрических форм. Несимметричные расположения элементов и резкие переходы в конструкции приводят к повышенным деформациям зубьев и посадочных мест при термообработке. [c.573]

При симметричном расположении опор прогиб салов не вызывает перекоса зубчатых колес и, следовательно, почтп ие нарушает распределения нагрузки по длине зуба. Это самый благоприятный случай. При несимметричном и консольном расположении опор колеса перекашиваются на угол у, что приводит к нарушению правильного касания зубьев. Если бы зубья были абсолютно жесткими, то сии соприкасались бы только своими концами (см. рис. 8.12, г, на котором изображено сечение зубьев плоскостью зацепления). Деформация зубьев уменьшает влияние перекосов и в большинстве случаев сохраняет их соприкасание по всей длине (рис. 8.13, д). Однако при этом нагрузка перераспределяется в соответствии с деформацией отдельных участкив зубьев (рис. 8.13, е). Отношение [c.109]

В среднем ,=2 кг см микрон при малоупругом соединении зубчатых колёс со связанными с ними деталями и ,= 0,5-s-l кг1см микрон — при упругом соединении. Если с, получает значение, близкое к с, то следует учитывать деформацию зубьев и прогиб валов / [c.283]

Бесконтактный тензотелеметрический токосъемник предназначен для измерения деформаций зубьев вращающихся колес редукторов станков, а также для контроля неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев и между полушевронами зубчатого колеса. [c.242]

Однако в реальной зубчатой передаче цередаваемая мощность по сравнению с расчетной формулой (7.14) значительно занижена из-за неизбежно возникающей динамической нагрузки. Появление динамической нагрузки зависит от многих причин, в том числе от распределения масс и упругих свойств всей системы привода, от внешней нагрузки и крутящего момента электродвигателя, погрешностей изготовления, сборки и монтажа зубчатой передачи, деформации зубьев под нагрузкой. Эти причины приводят при равномерном вращении колеса к неравномерному вращению шестерни, при постоянстве среднего передаточного числа к переменному мгновенному передаточному числу, что вызывает появление в передаче шума, стука и вибрации (6.4). [c.360]

Зубья колес в связи с погрешностями шагов зубчатых колес и упругими деформациями зубьев входят в контакт не на линии зацепления, а в некоторой нерасчетной точке, в результате чего между вступившими в контакт профилями зубьев не будет общей нормали, т. е. образуется относительное движение зубчатых колес. Таким образом, контакт зубьев колес в нерасчетной точке сводится к рассмотрению ударз [c.108]

Снижения отрицательного влияния погрешностей зубчатых колес можно достичь, повышая деформацию зубьев в момент входа их в зацепления, которая достигается как повышением общей податливости зубьев, так и повышением податливости зубьег. в интересующей точке зацепления. Этого можно добиться увеличением высоты зубьев (рис. 9, а) или уменьшением толщины зуба в интересующей точке контактной лишш (рис. 9, б). При этом, однако, приходится проводить оценку прочности зубьев измененной конфигурации. [c.112]

Жесткость кинематических цепей в значительной мере определяется крутильной жесткостью валов, деформациями зубьев зубчатых колес и деформациями стыковых поверхностей шпоночных и подобных соединений. Крутильная жесткость измеряется в кГ-м1рад. Податливость и в этом случае является величиной, обратной жесткости. При определении суммарной крутильной жесткости первоначально определяют суммарную податливость и затем находят жесткость. [c.178]

На рис. 6.6, а схематично показана планетарная передача, у которой из-за погрешностей изготовления вместо = 4 сателлитов временно находятся в зацеплении п = 2 диаметрально противоположных сателлита. Деформация колеса Ь происходит под действием сил Р 1, Р 2, превышающих среднюю нормальную силу (f ) , которая бы действовала при равномерном распределении нагрузки между п = 4 сателлитами. При дальнейшем увеличении передаваемой нагрузки деформация центрального колеса Ь (во много раз превосходящая перемещения, вызванные деформациями зубьев и опор сателлитов) компенсирует погрешности в зацеплении сателлитов д2 и д .. В итоге (рис. 6.6,6) в зацеплении будут находиться все сателлиты, воспринимающие соответственно силы f l, F 2, Р 4. Показанный на рис. 6.5 вариант передачи момента к плавающему основному звену посредстводм шарнирных муфт возможен, но обычно нецелесообразен из-за их больших осевых и диаметральных размеров. Наибольшее распространение для этой цели получили двойные зубчатые муфты (см. гл. 13), представленные схематично на рис. 6.1, а, где с помощью зубчатых муфт предусмотрена возможность плавания обоих центральных [c.115]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...