Зацепление однопарное

Переходя от поля зацепления к профилю зуба (рис. 8.5,6), можно отметить, что зона однопарного зацепления 1...2 располагается посредине зуба или в районе полюса зацепления (см. также рис. 8.4). В зоне однопарного зацепления зуб передает полную нагрузку f , а в зонах двухпарного зацепления (приближенно) только половину [c.100]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление — см. рис. 8.5. Поэтому расчет контактных [c.114]

Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7-й, 8-й и более низких степеней точности, ошибки изготовления которых не могут гарантировать наличие двухпарного зацепления. Например (см. рис. 8.16), ошибки шага приводят к тому, что зубья начинают зацепляться вершинами еще до выхода на линию зацепления. При этом вместо теоретического двухпарного зацепления будет однопарное. [c.119]

Е> правильно спроектированной передаче Ву > 1. Чем больше коэффициент перекрытия, тем меньше зона однопарного зацепления. [c.269]

Расчет сводится к удовлетворению условия, чтобы контактные напряжения в зубьях Off были равны или меньше допускаемых Расчет ведут для зацепления в полюсе, так как выкрашивание начинается у полюсной линии (на ножке), причем полюсная линия в прямозубых передачах находится в зоне однопарного зацепления. [c.165]

Случай 2, Полная сила действует в крайней точке однопарного зацепления. В зависимости от соотношен я параметров опасным может быть этот или предыдущий случай. Расчет отличается от упрощенного расчета только значениями коэффициента формы зубьев, которые зависят не только от чисел зубьев Zi и коэффициентов смещения х, рассчитываемого, но и сопряженного Zi и xi зубчатых колес. Коэффициенты формы зубьев для точных передач следует брать по графику на рис. 10 16, построенному В. В. Брагиным. [c.170]

Расчет зубьев на контактную усталость. Контакт двух зубьев цилиндрических зубчатых колес рассматривается как контакт по образующим двух цилиндров и, следовательно, является линейным контактом. Наибольшие контактные напряжения (рис. 7.24) возникают при соприкосновении зубьев в полюсе (в зоне однопарного зацепления прямозубых передач). [c.133]

Обычно можно принимать = 0,95 для прямозубых передач при однопарном зацеплении /у = Ь ,, т. е. е,К, = 1, [c.342]

Контактная прочность зубьев является основным критерием работоспособности большинства зубчатых передач. При выводе расчетной формулы на контактную прочность рассматривают соприкасание зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацепление и возникает выкрашивание при этом контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусами, равными радиусам эвольвент в полюсе зацепления р1 и рг (см. рис. 9.2 и рис. 0.6). [c.135]

Составим выражение для q — расчетной нагрузки на единицу длины контактной линии. В случае прямозубой передачи длина контактной линии колеблется от щирины венца (в зоне однопарного зацепления) до 2Ь (в зоне двухпарного зацепления). При этом чем выше коэффициент торцового перекрытия, тем дольше нагрузка передается двумя парами зубьев. Так как расчет ведем не на статическую, а на усталостную прочность, то такое колебание длины контактных линий положительно сказывается на контактной выносливости поверхностей зубьев, а следовательно, и на величине расчетных напряжений. Поэтому с некоторым приближением длину контактной линии можно принять как В косозубой передаче линии касания рабочих поверхностей зубьев с осями зубчатых колес образуют угол р. В этом случае длина контактных линий (см. рис. 233) k = E b/ os p. [c.261]

По направлению передаваемое давление совпадает с линией зацепления, образующей с перпендикуляром к линии центров угол зацепления, который в стандартном зацеплении равен 20°. Силы взаимодействия зубьев принято определять в зоне однопарного зацепления (рис. 16.2, а). Распределенную по контактным линиям нагрузку в зацеплении заменяют равнодействующей которая направлена по линии давления, совпадающей с линией зацепления. При этом силами трення в зацеплении пренебрегают, так как они малы. Для расчета зубьев силу F раскладывают на составляющие окружную и радиальную F/. [c.299]

Рис. 3.23. Схемы двухпарного (а) и однопарного (б) зацеплений зубьев

Изменение коэффициента для этой же передачи по фазам зацепления (участки аЬ и d соответствует двухпарному зацеплению, участок da — однопарному) показано на графике рис. 10.5. [c.187]

Kg — значение Y при расчете по нагрузке, приложенной по линии однопарной зоны зацепления, наиболее удаленной от основания зуба [c.769]

Второй случай соответствует однопарному зацеплению, когда полная нагрузка iF (Ус - 1. = 1) приложена к верхней граничной точке и. [c.596]

Значения параметров при расчете однопарного зацепления [c.602]

Угол профиля для верхней граничной точки однопарного зацепления зуба шестерни a i [c.602]

Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной усталостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, где наблюдается однопарное зацепление (см. рис. 8.5). Поэтому расчет контактных напряжений принято вьшолнять при контакте в полюсе зацепления (рис. 8.18). Контакт зубьев можно рассматривать как контакт двух цилиндров с радиусами р] и р . При этом контактные напряжения определяют по формуле (8.2), а именно [c.139]

Нагрузка в зацеплении передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба. Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7-й, 8-й и более низких степеней точности, ошибки изготовления которых не могут гарантировать наличие двухпарного зацепления. Например (см. рис. 8.16), ошибки шага приводят к тому, что зубья начинают зацепляться вершинами еще до выхода на линию зацепления. При этом вместо теоретического двухпарного зацепления будет однопарное. [c.146]

Сравнивая отношение qjp в формуле (8.7) для прямозубых [формулы (8.8) и (8.9)] и косозубых колес, а также учитывая, что у последних отсутствует зона однопарного зацепления, находим [c.156]

Зацепление здесь распространяется в направлении от точек 1 к точкам 2 (см. рис. 8.24). Расположение контактных линий в поле косозубого зацепления изображено на рис. 8.26, а, б (ср. с рис. 8.5 — прямозубое зацепление). При вращении колес линии контакта перемещаются в поле зацепления в направлении, показанном стрелкой. В рассматриваемый момент времени в зацеплении находится три пары зубьев 1,2 аЗ. При этом пара 2 зацепляется по всей длине зубьев, а пары 1 и 3 лишь частично. В следующий момент времени пара 3 выходит из зацепления и находится в положении 3. Однако в зацеплении eaie остались две пары 2 и Г. В отличие от прямозубого косозубое зацепление не имеет зоны однопарного зацепления. В прямозубом зацеплении нагрузка с двух зубьев на один или с одного на два передается мгновенно. Это явление сопровождается ударами и шумом. В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находипИя минимум две пары. Плавность косозубого зацепления значительно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки. [c.125]

Прямозубые передачи. В прямозубых передачах длина контактных линий /у меняется в процессе зацепления от рабочей ширины венца bw (в зоне однопарного зацепления) до (в зоне двухпарного зацепления). Для расчетов в соответствии с результатами экспериментов принимают lj =bwlZ i, где — коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий [c.166]

Принимаем, что силы трения на зубьях пренебрежимо малы. Тогда можно считать, что сила взаимодействия зубьеп направлена по нормали к контактирующим поверхностям, т. е. по линии зацепления касательной к основным окружностям. Следовательно, при действии постоянного момента сила в процессе однопарного зацепления остается постоянной. [c.168]

Рассмотренная методика учитывает однопарное зацепление, когда нагрузка передается одной парой зубьев. При коэффициенте перекрытия больше единицы расчет на износ следует вести по методике для жесткосвязанных (статически неопределимых) сопряжений (см. гл. 7, п. 1). [c.315]

Центральный угол концентрической окружности зубчатого колеса, равный 2т1/г, называют угловым шагом зубьев и обозначают т. Угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зуба в зацепление до выхода его из зацепления называют углом перекрытия и обозначают (см. рис. 227). Для нормальной плавной работы передачи необходимо, чтобы до выхода из,зацепления одной пары другая уже вошла в зацепление. Если это условие не будет выполнено, то после выхода из зацепления пары зубьев передача вращения ведомому колесу прекратится, оно замедлит свое вращение, и следующая пара войдет в зацепление с ударом. Непрерывность зацепления обеспечивается в том случае, ко1да > т. Отношение угла перекрытия зубчатого колеса передачи к его угловому шагу называют коэффициентом перекрытия у = ф х. Следовательно, для нормальной работы передачи необходимо, чтобы > 1. Чем больше коэффициент перекрытия, тем меньше зона однопарного зацепления. [c.250]

Диаметр окружности верхних граничныА точек однопарного зацепления, мм Шестерни d Колеса — 168,0 335.3 [c.354]

Ошибки основного шага зубчатых колес в авиационных и других ответственных передачах невелики (до 36, мкм). В таких передачах при коэффициенте торцового перекрытия 8а > 1 крутящий момент передается либо двумя парами зубьев (см. рис. 3.25, а), либо одной (см. рис. 3.25, б). В последнсхм случае зона однопарного зацепления смещается ближе к основанию зубьев. [c.181]

Поэтому, казалось бы, естественно поставить задачу виброакустической диагностики прямозубой передачи как задачу разделения виброакустического сигнала на ряд компонент, обусловленных различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником виброакустической активности. Конечно, такое разделение без всяких оговорок возможно-лишь в том случае, когда зубчатая передача может рассматриваться как линейная механическая система с постоянными параметрами [6—8]. При этом1 различным факторам, обусловливающим виброакустичность, соответствуют различные по структуре правые части системы линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами, описывающих колебания передачи. Однако если необходимо учесть периодическое изменение жесткости зацепления в процессе пересопряжения зубьев (чередование интервалов однопарного и двупарного зацепления), то математическая модель передачи описывается системой дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами [9—12]. Здесь уже принцип суперпозиции действует только при условии, что жесткость зацепления как функция времени не зависит от вида правых частей уравнений. Даже при этом условии можно разделить те факторы возбуждения вибраций, которые определяют правые части системы уравнений при известном законе изменения жесткости, но нельзя выделить составляющую виброакустического сигнала, обусловленную переменной жесткостью зацепления. Наконец, учет нелинейностей приводит к принципиальной невозможности непосредственного разложения виброакустического сигнала на сумму составляющих, порожденных различными факторами. Тем не менее оценить влияние каждого из этих факторов на вибро-акустический сигнал и выделить основные причины интенсивной вибрации можно и в нелинейной системе. Для этого следует подробно изучить поведение характеристик виброакустического сигнала при изменении каждого из порождающих вибрации факторов, причем для более полного описания каж- [c.44]

Жесткость передачи при переходе от однопарного зацепления к двупарному в колесах 1 и 2 может, например, компенсироваться переходом от двупарного зацепления в колесах [c.117]

Особенности, достоинства и недостатки конструкций мостовых кранов, перечисленные выше, видны из сравнения старых и вновь разработанных типовых схем механизма передвижения кранового моста. В первой из этих схем (фиг. 5) вал электродвигателя I, установленного на настиле по середине моста, соединяется посредством муфты с однопарным цилиндрическим редуктором 2. На вал первой шестерни редуктора насаживается диск электромагнитного тормоза 3. Редуктор передаёт вращение трансмиссионному валу 4, составленному из отдельных отрезков, соединённых жёсткими свёртными муфтами 5 и смонтированных на подшипниках скользящего трения. На концевые отрезки вала насажены шестерни 6, которые находятся в зацеплении с зубчатыми венцами 7 ходовых колёс 8. [c.931]

Расчет прямозубых передач первоначально производится в предположении, что в зацеплении находится одна пара зубьев и принимают Кр = и К=1. Если при этом условие прочности не удовлетворяется (af > ст/у), то для передач грубее 8-й степени точности по нормам плавности ГОСТ 1643—81 следует провести расчет для двух случаев зацепления (в вершине ъуЪй и в верхней граничной точке однопарного зацепления) по приложению 9 ГОСТ 21354-87. [c.575]

Коэффициент формы зубьев при приложении нагрузки в верхней граничной точке однопарного зацепления шестерни Yfsu [c.602]

Переходя от поля зацепления к профилю зуба (рис. 8.5, б), можно от1иетить, что зона однопарного зацепления Г...2 располагается посередине зуба или в районе полюса зацепления (см. также рис. 8.4). В зоне однопарного зацепления зуб передает полную нагрузку F , а в зонах двухпарного зацепления (приближенно) — только половину нагрузки. Размер зоны однопарного зацепления зависит от величины коэффициента торцового перекрытия [c.123]

Наиболее мош ным источником возникновения колебаний в прямозубых передачах является периодическое изменение жесткости по фазе зацепления, связанное с тем, что в передаче крутящего момента последовательно принимают участие одна или две пары зубьев. Если принять, что жесткость зацепления пропорциональна СДКЛ, то можно несколькими путями добиться постоянства СДКЛ в прямозубом зацеплении (рис. 10) [3]. Во всех трех схемах, изображенных на рис. 10, а в, головка зубьев колес обрабатывается указанным образом до точки начала однопарного зацепления [c.112]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...