Коэффициент высоты зуба нагрузки —

Уменьшение высоты головки зуба во избежание подрезания часто применяют в станкостроительной промышленности для зубчатых пар коробок скоростей, где небольшие по размерам зубчатки должны выдерживать значительные нагрузки на изгиб. Влияние различных значений коэффициента / высоты зуба на снижение предельного числа зубьев колеса, при котором еще нет подреза эвольвентного профиля, можно характеризовать табл. 1, где дано наименьшее число зубьев при различных значениях коэффициента /. [c.262]

Важным параметром, характеризующим зуб фрезы, является также его высота к. С увеличением высоты зуба повышается число возможных переточек, объем стружечных канавок, но одновременно возрастает нагрузка на корневое сечение зуба за счет увеличения изгибающего момента. Высота зуба обычно характеризуется коэффициентом высоты К и связана с ним зависимостью А = К(1/г. На основании практических наблюдений установлены следующие значения коэффициента высоты зуба К для различных типов фрез [c.176]

Коэффициент формы aj fia у. Коэффициент у для 20-градусного некорригированного внешнего зацепления с коэффициентом высоты зуба основной рейки fon — 1 для прямозубых, косозубых и шевронных цилиндрических зубчатых колес (при нереверсивной нагрузке, см. сноску к табл. 33) следует выбирать из табл. 33. При /о ф 1 можно найти приближенное значение у, разделив табличное значение у на f . [c.105]

Шестерню изготовляют с положительным смещением хС>0, а колесо — с отрицательным Ха<0, но так, что х =х или суммарный коэффициент смещения Х2=Хх+Х2=0. При любом смещении толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но их сумма по делительной окружности равна шагу р. В зацеплении зубчатой пары при хе—О делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяется также межосевое расстояние и высота зуба Л, но изменяется соотношение высоты головки и ножки. Такой вид смещения позволяет получить примерно равную прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб и существенно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу. [c.340]

Геометрия зацепления — высота зубьев, коэффициенты смещения Xf и Хь (по условию отсутствия интерференции зубьев под нагрузкой). [c.254]

Распределение нагрузки между отдельными пара.ми зубьев зависит от точности передачи и степени загруженности. При благоприятном распределении нагрузки среди одновременно работающих зубьев эффективно зацепление с е, 2. Для этого используют исходный контур с увеличенным против предусмотренного в СТ СЭВ 308 — 76 коэффициентом высоты головки к = I. Приняв к = 1,3 (при а = 20°), можно существенно увеличить несущую способность,,лимитируемую как контактной прочностью, так и прочностью зубьев на изгиб [43]. [c.223]

Инструмент с 30-градусным исходным контуром и коэффициентом высоты головки зуба к = 0,8 позволяет нарезать зубья полного стандартного профиля. Он обеспечивает достаточные зазоры на входе без смещения или с малыми смещениями инструмента. Однако при этом уменьшается число зубьев в одновременном зацеплении, а также увеличиваются нагрузки на генератор. Увеличение нагрузки на генератор можно оценить приближенно отношением радиальных составляющих сил в зацеплении, равном отношению tg 30°/tg 20° г 1,6. В СССР чаще применяют инструмент с 20-градусным исходным контуром, а в США и Японии — с 30-градусным. С позиций оптимизации зацепления волновых передач с зубьями с узкими впадинами целесообразно применять исходный контур с а — 25° и /г = 0,8. Однако такой инструмент пока не изготовляют. [c.64]

Профили косых зубьев постепенно вступают в соприкосновение по контактной линии не только по высоте зуба, но и по ширине колеса. Коэффициент перекрытия в косозубых передачах б доходит до Ю и выше. Колеса работают с меньшим шумом и меньшими динамическими нагрузками, чем прямозубые, изготовленные с той же точностью. При помощи таких колес передаются мощности, доходящие до нескольких десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 60—70 м сек (и даже до 100 мкек). [c.460]

Фиг. 48. График для определения коэффициента V" при приложении нагрузки в вершине зуба. Если высота зуба /г<2,25/п, то найденное по графику значение У

По изложенной методике было проведено определение смазывающей способности ряда масел с присадками и без них, а также керосина. Результаты некоторых опытов приведены в табл. 3. Помимо нагрузки заедания, в табл. 3 в качестве расчетного критерия заедания указана мгновенная температура по Блоку, подсчитанная при коэффициенте трения /=0,1 по методике [7], скорректированной с учетом увеличенной высоты зубьев испытательных зубчатых колес и е > 2. [c.127]

Зубья некорригированы, нормальной высоты, с углом зацепления а = 20°. Редуктор предназначен для непрерывной работы. Нагрузка реверсивная. Требуется на основании чертежа составить кинематическую схему, а по данным таблицы определить (из расчета зубьев каждой ступени на контактную прочность) допускаемую мош,ность на ведущем валу. Потери в зубчатых передачах и подшипниках не учитывать. Срок службы неограничен. Коэффициент нагрузки К = 1,25. [c.165]

Для уменьшения износа пластмассового колеса применяют низкие зубья, корригируемые путем положительного смещения исходного контура пластмассового колеса У зубьев из пластмассы высота головки получается гораздо большей, чем высота ножки, а у металлических зубьев — наоборот (см. фиг. XII. 22, б). У пластмассового колеса основная окружность расположена после корригирования внутри окружности впадин, а радиус касания N такой короткий, что в точке N возникают относительно небольшие, допустимые, скорости скольжения. Корригированные зубчатые колеса могут передавать значительные нагрузки, но ухудшается плавность зацепления передачи благодаря уменьшению коэффициента перекрытия. [c.275]

Здесь Т — расчетный крутящий момент, передаваемый соединением, Н м /, с1, — длина и средний диаметр соединения, мм к — высота поверхности контакта зубьев к = 0,9т — для эвольвентных н к = 0 — с1)12 — 1,4/ — для прямобочных шлицевых соединений), м.м [ст, н] — условные допускаемые напряжения при расчете соединения на изнашивание, МПа (табл. 9.2) К,Е — коэффициент, учитывающий -число оборотов соединения и режим нагрузки [см. формулу (9 10)]. [c.177]

Повышение несущей способности планетарных передач достигается конструктивными и технологическими мероприятиями как общими для всех зубчатых передач, так и специальными. К общим мероприятиям относятся применение легированных сталей с более высокими механическими показателями фланкирование зубьев и бочкообразная форма их угловая и высотная коррекция поверхностное упрочнение, обеспечивающее высокую твердость рабочих поверхностей, сохранение вязкой сердцевины и снижение концентрации напряжений на переходных участках применение зубьев с большей высотой, что увеличивает деформацию, равномерность распределения нагрузки и коэффициент перекрытия применение лучших материалов для наиболее нагруженных колес. К специальным мероприятиям относятся высокая жесткость водила и его балансировка в сборе с сателлитами конструкция сдвоенных сателлитов, допускающая шлифование зубьев центрирование центральных колес с высокой степенью точности применение надежно работающих подшипников. [c.122]

На рис. 10.6 приведены результаты расчета напряженного состояния в зубьях передачи с т = 6,5 мм, 2] = 40, 22 = 28, е = = 2,1, ам = 20°, коэффициент высоты головки зуба /i = l,3 при Q=10kH. Установлено, что первая и третья пара зубьев колес с толстыми ободьями воспринимают по 25% общей нагрузки, а вторая пара зубьев — 50% при отсутствии погрешности в шаге (Ав = 0). [c.188]

Определение р меров элементов литых конических зубчатых колес. Размеры элементов литых зубчатых колес зависят не только от прочности, но и от необходимых соотношений между ними, определяемых технологическим процессом отливки. В зависимости от размеров изготовляются однодисковые зубчатые колеса с четырьмя, шестью и восьмью ребрами. Выбор четного числа ребер объясняется наиболее выгодным расположением прибылей и устранением дефектов в виде раковин и т. п. Формулы для определения размеров элементов литых конических зубчатых колес приведены в табл. 11. Для подсчета толщины обода литых и кованых конических зубчатых колес принята формула, как и.для подсчета толщины обода литых цилиндрических зубчатых колес, с учетом влияния коэффициента ширины зуба и суммарного числа зубьев Zj . В конических зубчатых колесах при уменьшении угла ф возрастает величина радиальной нагрузки и увеличивается расстояние от точки приложения этой нагрузки до оси симметрии диска. Для уменьшения влияния моментов от радиальной и осевой нагрузок расстояниеот торца окружности выступов на малом конусе до диска определяют в зависимости от угла ф. Б табл. 11 приведены формулы для предварительного определения отверстия в ступице колеса под вал. Учитыва технологию отливки в местах, указанных буквой N (лист 10, рис. 2, 3, 4), допускается утолщение обода до высоты ребер. При изготовлении кованых и литых конических зубчатых колес используют те же стали, что и для цилиндрических зубчатых колее. [c.29]

Для нефланкированных цилиндрических прямозубых колес, работающих в закрытых масляных ваннах, во многих случаях целесообразно применять угловую коррекцию зацепления с такими коэффициентами коррекции и (см. приложение 1, стр. 366), при которых осуществляется угол зацепления а, максимально допустимый по условиям заостреаия зубьев [толщина зубьев по окружности выступов Sg > (0,4-i-0,5)mJ и получения достаточного коэффициента перекрытия (е 1,2, а при повыщенной точности по наружным диаметрам зубчатых колес и по межцентровому расстоянию t > 1,1). Чем больше угол зацепления а, тем бо. 1ьшую нагрузку могут передавать прямозубые колеса (см. табл. 32). Размеры зубчаток следует определять по формулам, приведенным в табл. 22, причем высоту зуба А можно увеличивать на 0,05т. Допуски на наружные диаметры зубчатых колес при 1,1 < е < 1,2 должны быть выбраны по 2-му классу точности, и верхнее отклонение межцентрового расстояния в корпусе передачи не должно превышать 35т мк, где т — в мм. [c.328]

Габариты редуктора в значительной степени зависят от того, как распределено общее передаточное отношение по ступеням. Стремятся к тому, чтобы диаметры зубчатых колес в многоступенчатых редукторах были бы близки по размерам. При этом лучше обеспечивается смазка зацепления погружением колес в масляную ванну. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла желательно погружать в масляную ванну редуктора колесо быстроходной ступени на несколько меньшую глубину, чем колесо тихоходной ступени. Желательно погружать в масло колесо быстроходной ступени на две высоты зуба, а колесо тихоходной ступени — на величину не более радиуса колеса. Так как удельная расчетная нагрузка на быст Я ходной ступени меньше, чем на тихоходной, в целях выравнивания диаметров колес передаточное отношение первой ступени рекомендуют брать большим, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента от быстроходной к тихоходной ступени. На рис. 146 представлен график < распределения] передаточного отно- [c.184]

Окончательная обработка зубьев пластмассового венца производится после его насадки на металлическую ступицу в нагретом состоянии, для чего венец предварительно выдерживают при температуре до 120° С в масляной ванне или в термическом шкафу. Пластмассовые шестерни на валу необходимо крепить с помощью фланцев или шпонок, причем нагрузка на шпонку не должна превышать 75— 100 кгс/см . При более высокой нагрузке и реверсивном характере работы передачи рекомендуется устанавливать не менее двух шпонок. Шпоночный паз располагают под зубом расстояние между пазом и окружностью оснований зубьев дожно быть не менее двух высот зубьев. Для понижения склонности к набуханию, улучшения износостойкости, а также снижения коэффициента трения зубчатые колеса перед окончательной нарезкой или установкой в узел машины целесообразно выдержать в течение суток в масле. Из графиков видно, что темп износа колес, выдержанных в масле, существенно снижается. Для пластмассовых зубчатых передач можно рекомендовать такую же смазку, как и для металлических передач, но в не- [c.86]

Так как перемещения зуба и ударные нагрузки вызывают большие деформации и зуб при этом воспринимает незначительную часть полезного окружного усилия, целесообразно уменьшить высоту зуба колеса. Как видно из графика на рис. 1, при высоте зуба h = 2m (где т — модуль зацепления) деформация примерно на 35 7о меньше, чем при стандартной высоте ft = 2,25 т. При этом зуб 3 будет входить в зацепление позже, — когда точка контакта зуба 2 будет находиться ближе к основаняю я его деформации будут меньше. Единственным ограничением уменьшения высоты зуба является величина коэффициента перекрытия, которая должна быть не меньше 1,1. [c.89]

Для обеспечения плавной работы эвольвентного зубчатого зацепления его необходимо выполнять с коэффициентом перекрытия большим единицы. При этом в процессе работы насоса возникают периоды, коща в зацеплении находятся две пары зубьев, которые отсекают от нагнетательной и всасывающей полостей некоторую массу жидкости, объем которой на определенной части линии зацепления вначале уменьшается, а затем увеличивается. В силу практической несжимаемости жидкости с уменьшением ее объема резко возрастает давление (происходит так называемая компрессия жидкости), приводящее к возникновению значительной радиальной нагрузки в подшипниковых опорах, нагреву жидкости и появлению шума при работе насоса. Во избежание компрессии жидкости зубчатые зацепления в шестеренных насосах изготавливают с минимально возможным коэффициентом перекрытия (до 1,1), а в торцевых пластинах выполняют канавки 5 высотой, равной высоте зуба, соединяющие защемленный объем с одной стороны с полостью нагнетания, а с другой — с полостью всасывания. Встречаются конструкции шестеренных насосов, у которых на поверхностях зубьев с одной стороны выфрезеровываются дренажные канавки небольшого сечения для отвода жидкости из полости защемления. В других конструкциях во впадинах между зубьями ведомой шестерни высверливаются радиальные отверстия, соединяющие в момент зацепления межзубо-вые впадины с нагнетательной или всасывающей полостями насоса. [c.211]

Здесь дополнительно Ср — коэффициент распределения нагрузки между зубьями, Ср = 12 для кулачкового и 18 для дискового генераторов волн Кп — коэффициент распределения нагрузки по длине и высоте зубьев, Кп 1.5 Рр — допускаемое среднее давление в наиболее нагруженной паре зубьев при /ч- Юц = 1—5—25 = 50—35— —25 МПа соответствеино для пластмассовых гибких колес р = = 5—10 МПа при К = I- [c.90]

Коэффициент А. для эвольвентных зубьев с высотой головки, равной модулю, поданным В. С. Куликова [23], равен 20...26,8 для стандартных эвольвентных зубьев с углом исходного контура ад = 30° и глубиной захода, равной модулю, по данным [3], Я= 8...12. Э. Бакингем [42] принимает для тех же эвольвентных зубьев с д = 30° и/ з = гп упругое перемещение равным 0,001 дюйма при распределенной нагрузке 4000 фунтов/дюйм, что соответствует величине X — 7,6. [c.71]

Коэффициент %, по данным В. С. Куликова [20 ], для эвол вентных зубьев, с высотой головки, равной модулю, р. вен 20—26,8 для стандартных эвольвентных зубьез с а — 30° и глубиной захода, равной модулю, по данным [2] равен 8—12. Э. Бакингем [42] для тех же эвольвентных зубьев (а = ЗО , = т) упругое взаимное перемеще-ни зубьев принимает равным 0,001 дюйма при распределенной нагрузке 4000 фунтов на дюйм, что соответствует Я = 7,6. Для прямобочных зубьев К = 10-г 15. Связь между коэффициентом X и распределенной жесткостью пары зубьев с устанавливается соотношением [c.76]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...