Сила Шаги зубьев

На фиг. 79, б показан храповик с двумя собачками, отличающимися по длине на половину расстояния между двумя соседними зубьями храпового диска. В силу этого даже незначительные повороты рычага будут сообщены храповому диску. При использовании трех собачек, отличающихся друг от друга по длине на одну, треть шага зубьев, может быть достигнута еще большая точность передач без уменьшения шага зубьев. [c.96]

На фиг. 23 показан синхронизатор с блокировкой, устанавливаемый на автомобилях М-21 Волга . Кольцо 1 с внутренними зубьями через шариковые фиксаторы 2 связано с тремя сухарями 3, скользящими в пазах ступицы 4 и входящими с зазором в пазы на торцовых поверхностях бронзовых синхронизирующих колец 5. В первый период включения осевая сила через фиксаторы и сухари передается на кольцо 5, вводя в соприкосновение фрикционные поверхности. Кольцо 5 вследствие разности скоростей во фрикционах синхронизатора поворачивается относительно кольца 1 за счет зазоров между стенками пазов и сухарями, что препятствует дальнейшему осевому перемещению кольца 1, так как его зубья своими заостренными торцами упрутся в сдвинутые примерно на / шага зубья кольца 5. Угол заострения торцов зубьев иа кольцах / и 5 и угол [c.208]

По графику (см. фиг. 94), определяют удельную силу резания р, подсчитывают силу резания и сравнивают ее с тяговой силой станка (табл. 19) и с силой Р , допустимой с точки зрения прочности протяжки в сечениях по стружечной канавке первого зуба или по хвостовику. Если сила резания Р окажется больше силы Р или то протяжку пересчитывают по меньшей из этих сил. При этом пересчете приходится или увеличивать шаг зубьев протяжки и тем самым уменьшать минимальное число зубьев, одновременно контактирующих с деталью, или уменьшать подъем на зуб. [c.246]

Сила удара зубьев зависит от разности основных шагов зубьев ведущего и ведомого колес. Она может быть определена по следующей формуле [c.472]

Экспериментальное исследование распределения окружной силы между зубьями ремня по дуге обхвата шкива показало влияние соотношения шагов зубьев ремня и шкива на характер распределения нагрузки. Оно позволило установить коэффициент неравномерности распределения нагрузки по зубьям ремня на дуге обхвата шкива. [c.117]

Рис. 70. Характер распределения сил на зубьях ремня с шагом 7/8" при = 200 мм, Р=200 даН, и=3 м/с и 25о=10 даН

Силы на зубьях ремня резко повышаются в начале дуги зацепления ведущего шкива, достигают максимума и далее плавно уменьшаются. На ведомом шкиве физическая картина распределения сил обратная. Характер нагружения зубьев рем-мя зависит от соотношения шагов зубьев ремня и шкива, а также жесткости зубьев и каната ремня. Для более равномерного распределения нагрузки на зубья ремня рекомендуется шаг шкива выполнять больше шага ремня в зависимости от передаваемой нагрузки, податливости витков каната и числа зубьев шкива на дуге зацепления. Увеличение шага шкива осуществляется поправкой к диаметру окружности выступов. [c.155]

Ошибка изготовления шага зубьев приводит к искажению ожидаемой системы векторов радиальных сил и обусловливает появление неуравновешенного радиального вектора сил, имеющего циркулярный характер, который вызовет некоторую разбивку отверстия. [c.77]

Снижение вибраций при работе фрезами с неравномерным окружным шагом зубьев объясняется следующим. Неравномерное расположение зубьев по окружности приводит к неодинаковой наибольшей толщине среза, образуемого соседними зубьями фрезы. Силы резания и периоды их действия при этом неодинаковы [c.176]

Сила резания является возмущающей силой, вызывающей колебания системы станок — заготовка — инструмент. При неравномерном шаге зубьев фрезы — это апериодические колебания с неравномерной амплитудой. Следующие друг за другом колебания не совпадают между собой по фазе их наибольшие амплитуды находятся в разных фазах, а при сложении колебаний получаются колебания с меньшими амплитудами. Таким образом, при неравномерном шаге зубьев фрезы результативные колебания имеют меньшие размахи, чем при равномерном шаге. Это подтверждается виброграммами, записанными вибродатчиком и осциллографом при работе фрезами с неравномерным и равномерным шагом зубьев. [c.177]

Рис. 2. В случае применения косозубых передвижных шестерен в коробках передач для исключения осевой силы используется винтовое эвольвентное зубчатое соединение. Осевой шаг зубьев вала принимается равным осевому шагу зубьев шестерни.

Рис. 3. При одинаковых осевых шагах зубьев и винтовых шлицев 51 = = 5а = 8ш осевые силы, действующие на блок, взаимно уравновешиваются, 126

Размеры зуба и стружечной канавки взаимно зависят и определяют щаг р зубьев инструмента, а последний — длину режущей части для инструментов с концентричным расположением режущих кромок — диаметр рабочей части и число зубьев инструмента. Шаг зубьев влияет на число одновременно режущих зубьев, силу резания и ее изменение (равномерность). [c.18]

Исходными являются формы и размеры требуемого отверстия, его длина, материал заготовки и размер предварительного отверстия под обработку, сила тяги Р двигателя станка, материал протяжки и допускаемое напряжение на разрыв [ор]. Искомыми являются шаг зубьев р, высота канавки Л , напряжение Оо . в опасных сечениях тела протяжки и сила протягивания Р. Ограничивающими условиями являются наибольшая и наименьшая толщина срезаемого слоя а = = 0,02...0,12 мм, число одновременно режущих зубьев 2 = 3...6, сила протягивания Р, не превышающая тяговую силу Р (обычно учитывают 0,8— 0,9 Р , указанной в паспорте станка), напряжение в опасном сечении тела протяжки 0 (, [c.69]

Сила резания зависит от числа одновременно работающих зубьев и, следовательно, можно уменьшать силу путем увеличения шага зубьев. Однако при этом увеличивается [c.204]

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]

В начале рассматриваем расчет для случая действия силы в в е р HJ и н е зуба (рис. 10,15). Приняв расчетную силу равной полной силе в зацеплении, получим упрощенный расчет в предположении, что вторая пара зубьев не участвует в работе (разность шагов зацепления зубьев вследствие погрешностей изготовления больше упругой деформации зубьев). [c.169]

Случай 1. Сила действует в вершине зуба, но вторая пара зубьев принимает участие в передаче силы. Распределение сил между двумя парами зубьев устанавливается из уравнений равновесия и условия совместности упругих перемещений (упругое перемещение второй пары зубьев меньше, чем у рассчитываемой первой на наибольшую вероятностную разность А), шагов зацепления). [c.170]

Зависимость динамической нагрузки от скорости по линейному закону совпала с рекомендациями ИСО, и численные значения оказались близкими. Предельное значение динамической нагрузки принимается равным силе, деформирующей пару зубьев на вероятностное значение Д разности шагов зацепления шестерни /р41 и колеса /ри за вычетом компенсируемой ошибки Д 5 мкм [c.179]

Кроме того, между интенсивностью импульсов и состоянием пары имеется, как правило, функциональная связь. Например, импульс силы от столкновения зубьев передачи зависит от ошибки шага зацепления. [c.563]

Когда в зацепление входят зубья с неточным окружным шагом, то массы зубчатых колес получают относительное смещение по делительной окружности, что приводит к их неравномерному вращению. Возникающие при этом ускорения являются причиной появления в приводной линии переменных инерционных сил. Реакция приводной линии на указанные силы зависит от скорост- [c.143]

На участке врезания, как видно из осциллограммы, деформация растет по мере врезания каждого последующего зуба. При основном протягивании (участок III) деталь находится под действием ряда кольцевых нагрузок, расположенных на расстоянии шага друг от друга, и эта система сил перемещается вдоль детали со скоростью v, при этом число зубьев все время меняется на единицу один зуб выходит, другой через некоторое время врезается в деталь. Поэтому па участке основного протягивания наблюдается пульсация деформации, вызванная врезанием и выходом зубьев. Величина деформации от действия одного зуба равна щ. Кроме того, на осциллограмме видно постепенное приращение деформации за счет тепловых явлений. Как видно, после снятия нагрузки (выхода из детали калибрующей части протяжки) наружная поверхность не возвращается в первоначальное положение. Имеется остаточная деформация, равная ттах, — эту деформацию мы считаем суммарной температурной деформацией. Если соединить точку О (стенка до деформирования) с точкой Б (стенка с остаточной тепловой деформацией) прямой линией, то можно с известным допущением принять, что деталь от повышения температуры деформируется по этой линии. [c.62]

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]

Зубья с профильным углом а >80 4-90° (рис. 416, с, II) практически полностью разгружены от изгиба, так как силы, действующие на несущие площадки, передаются непосредственно в тело хвостовика, создавая в нем поперечные напряжения ежатия. Однако увеличение профильного угла вызывает увеличение шага зубьев (5 = 2//г а/2) с соответствующим, умень- [c.576]

На величину внутренней динамической нагрузки оказывают влияние ошибки шага зубьев, деформация изгиба зубьев под нагрузкой, переменная изгибная жесткость зубьев и опор, окружная скорость. Погрешности по шагу зубьев и деформация зубьев при изгибе вызывают ударные нагрузки на входе зубьев в зацепление (рис. 11.16, а). Удары отсутствуют, если контакт зубьев происходит на линии зацепления NN, а их основные шаги на торце равны Р/61 -Ptbl- Если шаг зубьев шестерни меньше шага зубьев колеса, то начальный контакт возникает в точке В. Для возможнооти контакта по линии зацепления шаги должны выравняться в результате мгновенного упругого деформирования зубьев. При этом возникает удар. Сила удара зависит от величины погрешности по шагу, жесткости зубьев, окружной скорости и присоединенных к колесам инерционных масс. Поэтому для каждой сте- [c.257]

Поскольку у фрез угол ю принимают большим, при эксплуатации фрез хеобходимо обеспечить восприятие большой осевой силы у всех новых фрезерных станков это предусмотрено. Влияние осевой силы на слабых танках можно исключить применением сдвоенных фрез. Рекомендуется 1акже неравномерная разбивка окружного шага зубьев, она дает хорошие результаты, особенно при фрезах малого диаметра (см. концевые фрезы). [c.157]

Число зубьев развертки рекомендуется брать четным с тем, чтобы обесйечить легкий промер диаметра микрометром. С целью повышения чистоты обработанной поверхности стандартные развертки изготовляются с неравномерным окружным шагом. Для облегчения измерения диаметра развертки шаг зубьев подбирают так, чтобы каждая пара диаметрально противоположных зубьев лежала на одном диаметре. Зубья разверток могут быть прямыми или винтовыми. Чаще применяют развертки с прямыми зубьями в силу простоты их изготовления и контроля. Развертки с винтовыми зубьями используют при обработке отверстий, имеющих продольные канавки, пазы, а также при развертывании отверстий в листовом материале. В этом случае постепенное врезание зуб в обеспечивает более плавную работу и повышает чистоту поверхности. Направление винтовых зубьев выполняется обратным направлению вращения для предупреждения само-затягивания и заедания развертки в отверстии. Угол наклона винтовых зубьев у разверток может доходить до 30—45°. Зубья режущей части развертки затачиваются доостра. Передний угол обычно берется равным нулю, а задний 6—12°. На калибрующей части для обеспечения направления развертки в отверстии оставляют цилиндрическую ленточку. Ширина ленточки колеблется от 0,08 до 0,4 мм для разверток диаметром от 3 до 50 мм. Развертки с конической режущей частью срезают широкие, но тонкие струж и, что затрудняет резание. Для перераспределения нагрузки за счет изменения размеров сечения среза были предложены развертки с кольцевой заточкой. Профиль зуба такой развертки показан на фиг. 41. Режущая кромка [c.66]

Суммарная окружная сила, передаваемая ремнем, в соот- ветствии с осциллограммой равна в некотором масштабе сил интегралу площади, заключенной между осью абсцисс и кривой распределения окружной силы между зубьями ремня. Если некоторые зубья ремня имеют шаг меньше номинального, то будет обратное давление на зубья шкива, и на осциллограмме-получим площадь с отрицательным знаком. Следовательно,, окружная сила, представляющая собой разность площадей криволинейных фигур, уменьшится. Чтобы сохранить ее, требуется, дополнительно нагрузить рабочие зубья ремня. [c.132]

Если шаг шкива на делительной окружности выполнить больше шага ремня ( ш> р), то силы на первые зубья ремня в начале дуги зацепления ведущего шкива и последние зубья ремня в конце дуги зацепления ведомого шкива уменьшаются и более равномерно распределяются по дугам зацепления. Это происходит вследствие перераспределения деформаций по зубьям ремня. Сумма сил, передаваемых зубьями ремця, при /ш = р и ш> р остается постоянной. В момент входа и выхода зубьев ремня из зацепления сила повышается из-за кромочного давления. [c.133]

Расчетный элемент такой зубчатой рейки с внещними и внутренними силовыми факторами изображен на рис. 7.17. Здесь р — шаг зубьев, Ь — ширина зубчатого венца начало координат х, п, I расположено на срединной поверхности, определяемой без учета зубьев <7, и дг — нормальная, окружная и радиальная нагрузка на зуб а — угол профиля зуба 5 — касательные силы (см. выше) А — реакция опоры М, С1, N — моменты, перерезывающие и нормальные силы. [c.130]

Для устранения избыточных связей (случай небольшого угла между осями) очень удобен зубчатый кардан. Шлицевое соединение при малой длине за счет больших зазоров получает дополнительные угловые подвижности, т. е. становится соединением не К3, а ПГ , что требуется для универсального кардана. В зубчатых карданах для удобства изготовления применяют эвольвентное зацепление. Внутренний венец вьшолняют зубодолблением. На внешнем венце делают бочкообразный зуб. Правда, в зубчатой муфте нагрузка распределяется между многими зубьями, т. е. получается статически неопределимое распределение сил с многими избыточными связями. Однако они являются избыточными связями в кинематической паре, которую можно вьшолнить очень точно (например, одинаковый шаг зубьев), поэтому эти избыточные связи не вредны и их подсчитывать не требуется. Вредными являются избыточные связи в механизме, где на распределение нагрузок влияют размеры многих звеньев и может иметь место суммирование ошибок изготовления. Поэтому в расчетах следует рассматривать зубчатое соедашение как кинематическую пару ПГ При определении подвижности двойного зубчатого кардана надо учитывать продольный разбег муфты, поэтому и = 2. Избыточные связи в пределах механизма отсутствуют, т. е. д = 2 — 6-3- -5-2-(-3-2 = 0. [c.140]

Дополнительные динамические силы, возникаюшие из-за разницы шагов/) зубьев, находящихся в зацеплении, и не параллельности осей валов, на которых сидят колеса, при определении контактных напряжений учитываются коэффициентом [c.169]

Зубья храповых колес. На рис 26 показаны профиль зуба храпового колеса и эпюры контурных напряжений (цифры на эпюрах показывают значения напряжений в МПа), полученные методом фотоупругости при силе Р = = 22,4 Н, приложенной к вершине зуба. Размеры модели из эпоксидной смолы шаг зубьев = 45 мм теоретическая высота профиля = 23,4 мм притупление зуба = 4 мм передний угол профиля зуба = 10° половина угла профиля зуба а = 26° радиус галгели р -- 2 мм толщина Ь — 3,6 мм. Наибольшие напряжения действуют вблизи точки сопряжения радиуса участка галтели с прямолинейной рабочей гранью. [c.523]

Равномерное фрезерование теоретически обеспечивает постоянство окружной силы и крутящего момента. Практически окружная сила всегда будет несколько колебаться из-за неравномерности окружного шага зубьев, неконцентркчности зубьев относительно оси фрезы и биения фрезерной оправки. Однако при равномерном фрезеровании колебания силы и момента будут минимальными. [c.237]

Пример 1. Рассчитать и сконструировать цилиндрический одноступенчатый редуктор к приводу пластинчатого конвейера по следующим данным (рис. 3.10) окружная сила на двух тяговых звездочках / , = 6 кН шаг и число зубьев звездочек Рз =100мм 2зв = 7. Окружная скорость звездочек К= 1,0 м/с. Время работы , = 7500 ч. Производство мелкосерийное. Передача косозубая. Данный пример относится к первому случаю исходных данных. [c.41]

Относите.лыП)1с потери в зацеп. (ении прямозубых и косозубых передач вычисляют как отношение работы сил трения скольжения между зуб 1ями нрн повороте колес на один шаг к передаваемой i.o.ne сами полезной работе за тот же нег)Иод [c.199]

Расчет зуба на изгиб ведется на основе предположения, что вследствие ошибок в основном шаге колес в зацеплении находится одна пара зубьев (рис. 10.5, а). Наибольшие напряжения изгиба возникают у основания зуба, когда нормальная сила Л ц приложена к вершине зуба и создает наибольший изгибающий момент. Перенесем точку приложения /V на ось симметрии зуба и разложим на составляющие Ni osy—изгибающую зуб и Л/12 sin Y — сжимающую зуб. [c.177]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...