Зубья расчет зубьев эвольвентных передач

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными типами механических передач и находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т. д. в приборостроении, часовой промышленности и др. Годовое производство зубчатых колес в нашей стране исчисляется сотнями миллионов штук, а габаритные размеры их от долей миллиметра до десяти и более метров. Такое широкое распространение зубчатых передач делает необходимой большую научно-исследовательскую работу по вопросам конструирования и технологии изготовления зубчатых колес и всестороннюю стандартизацию в этой области. В настоящее время стандартизованы термины, определения, обозначения, элементы зубчатых колес и зацеплений, основные параметры передач, расчет геометрии, расчет цилиндрических эвольвентных передач на прочность, инструмент для нарезания зубьев и многое другое. [c.107]

Критерии работоспособности и расчета. Без учета деформаций и приработки контакт зубьев в передаче Новикова осуществляется в точке, а не по линии, как у эвольвентных передач. Однако малая разность радиусов кривизны ri и Га выпуклых и вогнутых поверхностей зубьев, а также большие радиусы кривизны pi и ра косых зубьев в плоскости п—п (см. рис. 8.51) приводят к тому, что под нагрузкой [c.167]

Для расчета закрытых зубчатых передач формулу (46) преобразуют в следующем порядке. Радиусы р, и р. , рассматриваемые как радиусы кривизны эвольвентных профилей зубьев в момент контакта в полюсе зацепления (рис. 27), будут [c.304]

Структура расчетных формул на контактную прочность активных поверхностей зубьев и на выносливость их при изгибе максимально приближена к зависимостям, используемым при расчете зубьев эвольвентных передач по ГОСТ 21354—75. Приведены все необходимые данные для составления алгоритма расчета передач с зацеплением Новикова на прочность с использованием ЭВМ. [c.92]

На графике две кривые изображают траектории точек аР и Р, соответствующих окружностям вершин и впадин гибкого колеса. Между ними проведены линии осей симметрии зуба. На каждой из этих осей строят профиль зуба, например, через каждые 10° угла ф (в промежуточных положениях зубья изображены не полностью). Траектория на дуге выхода из зацепления располагается симметрично. Для упрощения методики расчета профиль зуба принят прямолинейным. При большом числе зубьев, которое свойственно волновым передачам (обычно г > 100), этот профиль без существенных погрешностей заменяет эвольвентный. [c.158]

Расчет зубьев зацепления М. Л Новикова на контактную прочность производят по формулам, аналогичным расчетным формулам на контактную прочность зубьев эвольвентного зацепления (см. 56), но с учетом их большей нагрузочной способности. На основании опытных данных несущую способность зубьев зацепления М. Л. Новикова по контактной прочности при г , = 124-25 принимают в 1,75ч-2 раза больше, чем для эвольвентных косых зубьев. Соответственно этому расчет на контактную прочность зубьев стальных зубчатых колес цилиндрических передач с зацеплением М. Л. Новикова производят по формулам п р о е к т н ы й [c.264]

Расчет на про иость зубьев эвольвентных передач [c.181]

Расчет зубьев на предупреждение излома. Из-за локального приложения нагрузки прочность зубьев колес передач Новикова на излом несколько ниже, чем эвольвентных, где нагрузка распределяется по всей длине зуба. Для определения напряжений изгиба в опасной зоне зубьев в качестве исходной принимается зависимость для максимальных напряжений в переходной кривой гребня, нагруженного силой, нормальной к его поверхности [3] [c.270]

Коэффициенты С. определяют по блокирующим контурам и уточняют расчетом. При заданном межосевом расстоянии а и числах зубьев колес и 22 для эвольвентной передачи внешнего зацепления [c.426]

В расчетной формуле (3.33) для зацепления Новикова стоит коэффициент 190 вместо 340 при расчете косозубой передачи [см. формулу (3.26)]. Это объясняется тем, что несущая способность зубьев с зацеплением Новикова в 1,75—2 раза больше по сравнению с эвольвентными передачами. [c.157]

Взаимозаменяемость и совместимость ремней и щкивов в синхронных передачах по размерным параметрам обеспечивается стандартизацией размеров ремней - длины, ширины и параметров зубьев, а также параметров зубчатых венцов шкивов. Параметры эвольвентных зубьев шкивов нормируют аналогично эвольвентным зубьям зубчатых передач, т.е. путем стандартизации параметров профиля нормального исходного производящего контура - шага зубьев, угла профиля, высоты и толщины зуба. Число зубьев и диаметры шкивов определяют при расчете передачи, а профиль зуба шкива формируется способом обкатки. [c.315]

Из анализа табл. 11.2 видно, что из двух вариантов расчета передачи с эвольвентным профилем зубьев лучшие показатели у варианта II — с высокой твердостью рабочих поверхностей зубьев. Так как проектирование передач с эвольвентным профилем в учебной практике является наиболее распространенным, то и в настоящем примере дальнейшие расчеты выполним для второго варианта. [c.410]

Расчет на выносливость активных поверхностей зубьев эвольвентных передач с подвижными и неподвижными осями сцепляющихся зубчатых колес выполняется по ( юрмулам табл. 6.1 и 6.21 ри(, б.з и 6.4. При использовании этих формул для планетарных передач (и для передач с неподвижными осями, полученных из плане- [c.93]

Теоретические расчеты и практические испытания показали, что в некоторых случаях, несмотря на точечный контакт передачи с зацеплением Новикова при тех же габаритах могут передавать усилия в 1,5-ь 2 раза больше, чем эвольвентные потери на трение и износ зубьев также значительно меньше. [c.96]

Расчет на прочность и долговечность зубьев зубчатых передач с эвольвентным зацеплением [c.804]

Основными критериями работоспособности закрытых зубчатых передач являются усталостная контактная прочность рабочих поверхностей зубьев и прочность зубьев при изгибе. Расчеты по этим критериям наиболее полно разработаны для стальных закрытых хорошо смазываемых эвольвентных зубчатых передач. Согласно ГОСТ 21354—87 выполняют следующие расчеты. [c.249]

Критерии работоспособности и расчета. Без учета деформаций и приработки контакт зубьев в передаче Новикова осуществляется в точке, а не по линии, как у эвольвентных передач. Однако малая разность радиусов кривизны Г] и Г2 выпуклых и вогнутых поверхностей зубьев, а также большие радиусы кривизны р, ъ рг косых зубьев в плоскости и — л (см. рис. 8.51) приводят к тому, что под нагрузкой точечный контакт переходит в контакт по пятну — рис. 8.54, а для заполюсного зацепления и рис. 8.54, б для дозаполюс-ного зацепления. В последнем случае будет два пятна контакта, соответствующие двум линиям зацепления. В соответствии с рис. 8.53 два пятна контакта в точках а я располагаются на двух [c.204]

Передача Новикова между паралле.чьными осями может быть выполнена только косозубой или шевронной фрезой с углом = 15-ь 30°. Выпуклый зуб делается на шестерне (с меньшим числом зубьев), вогнутый — на колесе (с большим числом зубьев). При расчетах определяется нормальный модуль колес Для нарезания могут быть использованы почти все инструменты, применяемые для обработки зубьев эвольвентных передач. Однако чаще всего применяются червячные фрезы. [c.387]

Зубчатые передачи с высокой несущей способностью разработаны в СССР д-ром техн. наук М. Л. Новиковым, Передача (рис. 299) представляет собой выпукло-вогнутое кругловинтовое зацепление с начальным касанием в точке или по линии, расположенной в торцовом сечении колес. Передача Новикова между параллельными осями может быть только косозубой или шевронной с углом Рд = I5-f-30°. Выпуклый зуб делается на шестерне (с меньшим числом зубьев), вогнутый — на колесе (с большим числом зубьев). При расчетах определяется нормальный модуль колес т-п Для нарезания могут быть использованы почти все инструменты, применяемые для обработки зубьев эвольвентных передач однако чаще применяют червячные фрезы. [c.320]

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]

У конических передач со смещениями, как и у цилиндрических, аксои--ды в зацеплении пары колес (начальные конусы) не совпадают с аксоидами в станочном зацеплении (обычно Это делительные конусы). Для эвольвентных цилиндрических и конических передач такое несовпадение не имеет значения, однако для квазиэвольвентных передач оно ведет к несопряженности профилей зубьев. Поэтому в ГОСТ 19624—74 Передачи конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии приведен только расчет передач без смещений и равносмещенных передач. В этом стандарте, как и в ГОСТ 19325—73, Передачи зубчатые конические. Термины, определения и обозначения есть упоминание о существовании положительных и отрицательных передач, но [c.46]

Условия зацепления и несущая способность червячных передач с архимедовыми, конволютными и эвольвентными червяками весьма близки, и поэтому расчет на прочность зубьев колес, принятый для передач с архимедовыми червяками, применяют также и при расчетах передач с конволютными и эвольвентными червяками. [c.298]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

Геометрический расчет bq.ihobux передач. Ниже приводятся формулы для геометрического расчета приближенного зацепления волновых передач с зубьями эвольвентного профиля. Число зубьев гибкого колеса гр = и р. Число зубьев жесткого колеса гс = гр -[- j. Расчетный модуль т = dpizp предварительно определяется по найденному при прочностном расчете делительному диаметру гибкого зубчатого колеса с последующим округлением в большую сторону по СТ СЭВ 267—76, табл. 7.7. Если модуль получится меньше 1 мм, то выбирается из ряда 0,1 0,12 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5 0,55 0,6 0,7 0,8 0,9. [c.186]

П о причинам, изложенным выше, здесь рассматривается только расчет ортогональных конических передач общего назначения. Предполагаем, что эти колеса стальные и выполнены с круговыми понижающимися зубьями, угол наклона которых p 35°, профильный угол ООП = 20°, а профиль в нормальном сечении близок к эвольвентному. Поскольку размеры круговых зубьев (понижающихся, равновысоких и равношироких), определяющие их прочность, отличаются несущественно, можно предполагать, что рассматриваемый метод расчета с небольшими коррективами окажется приемлемым для круговых зубьев всех форм. [c.273]

Примозубые цилиндрические передачи. При расчете на изгиб зубьев цилиндрических эвольвентных передач вместо теоретического коэффициента концентрации напряжений используют коэффициент Ур, учитывающий форму зуба и равный значению максимальных контурных напряжений Од от окруж- [c.521]

Геометрически расчет винтовых передач производится так же, как и расчет косозубыл передач. В отличие от косозубых эвольвентных передач углы и рз нaкJ oнa зубьев могут быть неодинакоеы-ми в ортогональной винтовой передаче + = Заданное передаточное отношение можно обеспечить изменением диаметров колес и углов нак тона зубьев. [c.183]

Расчет прямозубой цилиндрической передачи. При конструировании зубчатых передач — основные параметры модуль т и число зубьев г. У малонагруженных мелкомодульных передач т и г выбирают в зависимости от габаритов передачи (межосевого расстояния а, размеров зубчатых колес) и требуемой величины передаточного числа и. При передаче значительных моментов рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб. Нагрузочная прочность большинства передач органичнвается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб / [22]. Расчет на прочность эвольвентных ци- линдрических зубчатых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше стандартизован ГОСТ 21354—75. [c.58]

Колеса передачи со смещением. В торцовом сечении косозубые колеса сохраняют все свойства эвольвентного зацепления, при этом расчет их геометрических параметров и качественных показателей следует вести исходя из чисел зубьев приведенных (эквивалентных) цилиндрических прямозубых колес, гэ1 = = 2i/ os p и гэ2 = г2/со8зр. [c.105]

Геометрический расчет эвольвентных зубчатых передач при заданных смещениях. В зависимости от смещений каждого колеса можно получить три типа передач, отличающихся расположением начальных и делительных окружностей. Эти окружности совпадают в тех передачах, у которых по делительным окружностям толщина зуба одного колеса равна ширине впадины другого. Указанному условию удовлетворяют передачи при Х1+Х2 = 0, т. е. передачи, составленные из колес без смещения, и передачи, в которых отрицательное смещение одного колеса равно по абсолютной величи- [c.189]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

Определение V и V рассмотрено ранее. Расчет координат зубьев (мм) следует вьшолнять с точностью до пятого знака после запятой, а построение графика взаимного положения зубьев — в масштабе увеличения, например 100 1. Пример графика для ненагруженной передачи изображен на рис. 10.7. На графике две штриховые линии шображают траекторию точек ag и fg, соответствующих окружностям вершин и впадин зубьев гибкого колеса. Между ними проведены линии осей симметрии зуба. На каждой из этих осей строят профиль зуба, например, через каждые 10° угла (р. Траектории на дуге выхода из зацепления располагаются симметрично. График позволяет отметить, что при эвольвентном профиле зубьев без учета деформации зубьев под нагрузкой в одновременном зацеплении нахо- [c.240]

Методика расчета зацепления новой зубчатой передачи и построение профилей зубьев рассмотрены в статье канд. техн. наук Р. В. Фе-дякина и канд. техн. наук доц. В. А. Чеснокова Расчет зубчатой передачи М. Л. Новикова , По аналогии с эвольвентными зубчатыми (закрытыми) передачами расчет производится по контактным напряжениям с использованием зависимостей Герца — Беляева и методики расчета, предложенной для зубчатых передач А, И. Петрусевичем, с последующей проверкой на прочность по изгибу. При геометрическом расчете зацепления Новикова угол наклона зубьев принимают в пределах р = 30- -10° угол давления в пределах Сд = 20- -30°. [c.329]

Расчет червячных передач. Наиболее распространены в крановых механизмах червячные цилиндрические передачи с эволй.вент-ным и архимедовым червяками. В редукторах по ГОСТ 2Ц4-1-76 рекомендуется применять эвольвентный червяк о твердость поверхности зубьев >45 HR , в пе )едачах о твердостьк) поверхности зуфев <320 НВ используют архимедов червяк. I [c.204]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...