Увеличение шевронные

Шевронные зубчатые колеса (рис. 5.6, а...в) отличает от других цилиндрических увеличенная ширина. Наиболее часто шевронные колеса изготовляют с канавкой посередине, предназначенной для выхода червячной фрезы, нарезающей зубья. Ширину д канавки определяют по диаметру фрезы в зависимости от модуля т [c.65]

В соответствии с формулой (8.24) /2 растет с увеличением Р, что выгодно. Однако во избежание больших осевых сил в зацеплении (см. ниже) рекомендуют принимать р=8...20°. Для шевронных колес допускают 3 до 30° и даже до 40°. [c.126]

Дальнейшее снижение размеров п массы можно осуществить уменьшением диаметра зубчатых колес (рис. 60, с). Повышение окружных усилий можно компенсировать увеличением длины зуба, переходом на- косой пли шевронный зуб, изготовлением колес из более прочных и твердых материалов и применением рациональной смазки. [c.130]

Наличие осевой силы 5, дополнительно нагружающей опоры валов и возрастающей с увеличением угла Р наклона зубьев, является недостатком косозубых колес. Как уже отмечалось в 7 гл. 18, этот недостаток устраняется в шевронной передаче, где осевые усилия, возникающие на полушевронах с противоположным наклоном зубьев, взаимно уравновешиваются (рис. 196, б). [c.299]

Нагрузочная способность передач с зацеплением Новикова по условиям контактной прочности примерно в два раза больше, чем цилиндрических эвольвентных тех же размеров. Дальнейшее увеличение нагрузочной способности достигается применением шевронных передач. [c.373]

Шевронные зубчатые колеса отличаются от других цилиндрических колес увеличенной шириной обода. Наиболее часто шевронные колеса изготовляют с канавкой посередине, предназначенной для выхода червячной фрезы, нарезающей зубья (рис. 9.38). [c.217]

Эти неточности для шевронных колёс с р - 30° н а =20° приводят к увеличению допускаемой нагрузки на 20-35 / [c.261]

Для косых и шевронных зубьев формула (14) даёт увеличенное примерно, в 1,5 раза напряжение изгиба по сравнению с фактическим при равномерном распределении нагрузки по контактным линиям и по ширине зубчатых колёс. [c.270]

Угол наклона Величина мало влияет на несущую способность, лимитируемую прочностью рабочих поверхностей зубьев. С увеличением при данных 6 и повышается плавность работы, снижается интенсивность шума, но увеличивается осевая составляющая усилия в зацеплении. В связи с этим большие значения (порядка 25— 40°) назначают только в шевронных передачах, в которых осевые составляющие взаимно уравновешены. С целью снижения осевых усилий косозубые передачи проектируют с углами наклона, не превышающими 15—20°. [c.833]

Реечные передачи различных типов получаются из зубчатых при обращении одного колеса в рейку путем увеличения радиуса его начальной окружности до бесконечности. Передача, в которой ось шестерни перпендикулярна направлению движения рейки, получается из передачи между параллельными валами. Выполняется с прямыми, косыми, иногда с шевронными (угловыми) зубьями. [c.515]

В передачах косозубыми и шевронными колесами целесообразно высотной коррекцией увеличить поверхность ножек зубьев шестерни за счет уменьшения поверхности ножек зубьев колеса. Такая коррекция выгодна до тех пор, пока при этом происходит также и выравнивание эффективных удельных скольжений и Дальнейшее увеличение ножек [c.397]

Резинотканевые материалы. У шевронных манжет и армированных колец УПС, изготовленных из резинотканевых материалов, прочность и работоспособность при высоком давлении р выше, чем у резиновых. Вследствие структурно-слоистого строения резинотканевые материалы отличаются анизотропностью и специфичностью фрикционных свойств. Армирующая ткань впитывает жидкий смазочный материал, который всегда участвует в процессе трения и снижает коэффициент трения /. Зависимости / = f (р, з, ц) исследованы мало, но по данным некоторых работ [например, 71] можно сделать следующие выводы коэффициент трения для резинотканевых материалов меньше, чем для эластомеров сила трения Pf уменьшается при увеличении р и и (см. рис. 1.29) сила трения Pf увеличивается, а средний коэффициент/уменьшается при увеличении числа п манжет в комплекте УПС средний коэффициент/увеличивается при увеличении осевого поджатия р о манжет. [c.51]

В приводах главного движения строгальных станков реечная шестерня имеет большой диаметр, благодаря чему увеличивается коэффициент продолжительности зацепления и плавность хода. С этой же целью в приводах строгальных станков применяют косозубые и шевронные шестерни. Из-за большого диаметра реечной шестерни в приводы приходится вводить большое число понижающих передач, что приводит к увеличению приведенного момента инерции привода. [c.263]

Число зубьев для инструментов с винтовыми пластинками можно выбирать меньшим по сравнению с прямозубыми твердосплавными инструментами за счет благоприятного удаления стружки. При небольших припусках, а также для труднообрабатываемых материалов рекомендуется применять фрезы с увеличенным количеством зубьев. Для тяжелых работ, например при обработке глубоких пазов, число зубьев может быть снижено. На фиг. 128 показаны фрезы с припаянными винтовыми пластинками концевые цилиндрические, концевые конические с углом наклона зубьев 40 и 60° (фиг. 128, а, б) для черновой обработки колес (например, шевронных) (фиг. 128, в), концевые радиусные (фиг. 128, г). [c.301]

К ободу зубчатых колес в местах зацепления подводится с одной стороны всасывающий, а с другой нагнетательный трубопроводы. При вращении зубчатых колес масло захватывается зубьями и при помощи впадин между зубьев переносится от всасывающего трубопровода к нагнетательному. Иногда для увеличения плавности работы насоса и равномерной подачи масла применяют винтовые или шевронные зубчатые колеса. [c.108]

Примечания 1, При назначении 2 следует учитывать, что при данных 1, и и несущая способность, лимитируемая контактной прочностью, увеличивается с уменьшением В передачах, предназначенных для многочасовой ежедневной работы, рекомендуется принимать 2 = 14 422, а для кратковременной работы — = 10- 15. 2. При назначении /м следует иметь в виду, что с ростом увеличивается неравномерность распределения нагрузки среди зон касания по ширине зубчатого венца и уменьшается контактная прочность передачи. Ориентировочные макси.мальные значения ( 1/ы)тах приведены в табл. 2.9. 3. При неизменных значениях 21 и )/ь с увеличением 8р растет угол р и осевая составляющая усилия в зацеплении. Рекомендуют назначать р = 104 22°, а для шевронных передач Р = 25 4 30°. 4. Рекомендуемый перепад твердостей зубьев — Я2 5= 30 НВ, при этом 320 НВ. [c.65]

Косозубые колеса имеют более плавный ход, так как их коэффициент перекрытия может быть значительно увеличен за счет угла скоса зуба. Недостатком косозубых колес является действующая в зацеплении осевая сила, дополнительно нагружающая опоры и вал передачи. В колесах с шевронным зубом осевая сила на опоры и вал не действует. [c.390]

По форме зубьев насосы бывают с прямыми и винтовыми зубьями (косыми и шевронными). Насосы с винтовыми зубьями применяются главным образом в тех случаях, когда по условиям работы требуются бесшумность, пониженная пульсация подачи и уменьшения габаритов. Винтовые зубья позволяют увеличить коэффициент перекрытия за счет большого угла наклона зубьев, что практически удается достигнуть лишь в насосах с шевронным зацеплением (20° и более). В насосах же с косыми зубьями угол наклона не более 5—Т, так как с дальнейшим увеличением угла наклона появляются значительные осевые [c.134]

Таким образом, в отличие от прямозубой передачи в косозубой создается осевое усилие, дополнительно нагружающее валы и опоры, причем это усилие возрастает с увеличением угла наклона зубьев р. В шевронных передачах осевые составляющие возникают на каждом полушевроне и взаимно уравновешиваются на колесе, не передаваясь на валы и опоры (рис. 7.45). Указанное обстоятельство учитывают при выборе угла наклона зубьев в шевронных передачах этот угол ничем не ограничен и берется большим, чем в ко- [c.240]

Отметим некоторые недостатки передач с зацеплением Новикова. С увеличением нагрузки в зацеплении возрастает осевая составляющая, что должно учитываться при проектировании подшипниковых узлов, габариты которых возрастают по сравнению с узлами эвольвентных передач. С целью уменьшения нагрузок на опоры могут применяться колеса с шевронными зубьями. При некотором сочетании параметров зацепления Новикова нагрузочная способность может лимитироваться сопротивляемостью излому зубьев. Передачи с зацеплением Новикова не допускают значительных колебаний нагрузок, перегрузок и пиковых нагрузок. Они обладают повышенной чувствительностью к изменению межосевого расстояния. [c.269]

Оригинальна компоновка этого насоса. В нижней части станины размещен электродвигатель и ременная передача, сверху расположен картер с механизмом движения. Ременная передача — первая ступень, вторая — пара шевронных колес. Такая передача дорога и громоздка, снижает механический к. п. д., но не вызывает шума в работе насоса. Шатуны очень массивны. Ползуны имеют прямоугольное сечение, что дополнительно создает пассивные связи в механизме. Это повышает требования к технологии, усложняет ее и удорожает изготовление. Все гидравлические цилиндры размещены в моноблоке, заодно с которым откованы корпуса сальников. Доступ к сальникам снаружи. Уплотняющим элементом служат шевронные манжеты, поджимаемые со стороны цилиндров пружиной. Это ведет к увеличению вредного объема и, следовательно, к ухудшению коэффициента подачи. Известны модели таких насосов, в которых пружины не применяются. Клапаны — шариковые, реже — конические. [c.165]

Шевронные манжеты менее чувствительны к температуре уплотняемой среды i < 0 С, чем манжеты по ГОСТу 6969—54. Однако при высоких давлениях (р = 450 -н -г- 500 кГ]см ) и больших скоростях (у 3= 0,4 м сек) необходимо сильно затягивать сальники, а это ведет к возрастанию силы трения на уплотняемой детали и температуры (до t = 150° С) и к увеличению утечек. [c.232]

При неизменных значениях и г ьй с увеличением ер растет угол и осевая составляющая силы в зацеплении. Рекомендуется принимать Р = 10-4-22°, для шевронных передач Р = 25 -г- 30°. [c.100]

Угол Р наклона зуба на делительном цилиндре выбирают в пределах 8°—30°. У шевронных колес угол Р может достигать 60°. С увеличением Р передача работает более плавно, возрастает е, но одновременно возрастают и осевые усилия. [c.138]

При расчете косозубых и шевронных колео на контактную выносливость учитывают повышение несущей способности передач из-за увеличения длйиы контактных линий и радиусов кривизны профилей при г > 20 [c.605]

Чем больше угол наклона зубьев, тем больше количество пар зубьев, одновременно передающих нагрузку. Однако с увеличением угла наклона зубьев растет осевая составляющая нормальной силы в зацеплении. Для уравновешивания этой осевой силы применяют шевронные зубья (см. рис. 10.3, г), боковые поверхности 3 которых образуются двумя линиями и МрМр (см. рис. 10.3, [c.98]

Угол наклона контактных границ также вносит коррективы в картину деформирования соединений. При определенных углах наклона ср и в зависимости от схемы нагружения соединений диапазоны относительных толщин аг, в которых реализуется равнопрочность соединения с основным металлом, могут отсутствовать. Последнее касается X-, V-образных прослоек и косых прослоек, деформируемых по мягкой схеме. Для соединений с шевронными и косыми прослойками ( жесткая схема) общая картина работы соединений сохраняется независимо от угла ф, который в данном случае с увеличением своих значений приводит к рост эффекта контактного упрочнения, На рис. 1.9, б представлены графики зависимости значений ж = Жр от угла скоса кромок ф для рассматриваемых прослоек при различной степени механической неоднородностиК [1 — = 1,25, 2 — = 1,5, 3 — К = = 2,0. Здесь значение ф = О соответствует сварным соединениям с прямоугольной прослойкой, с увеличением угла наклона прослойки ф диапазон ае < aSp, в котором достигается равнопрочность сварного соединения основному металлу для шевронных и косых ( жесткая схема) прослоек, расширяется (кривые ). В то же время для Х-, V-образных прослоек (Kj)HBbie II )и косых ( мягкая схема) прослоек (кривые III) такой диапазон имеет тенденщпо к сужению. [c.25]

Вследствие того, что в косозубых колесах нормальная реакция Рп зубьев направлена наклонно к оси колеса (рис. 239), возникает осевое усилие Ро на валу колеса. Это осевое усилие вызывает необходимость установки упорного осевого подшипника, что влечет за собой увеличение потерь на трение. Для уравновешивания осевых усилий применяют колеса с угловыми зубьями — шевронные или елочные (рис. 69 л 70). Шевронные колеса состоят как бы из двух колес с косыми зубьями, симметрично расположёнными относительно средней плоскости (рис. 240). Зацепле- [c.224]

Косые и шевронные зубья Прочнее прямых в результате увеличения длины контактной линии и ее наклона к основанию зуба, что учитывается коэффициентом наклона зуба и утолщению зуба в опасном сечении, что учитывается юменением коэффициента формы зуба. В результате для косозубых передач [c.265]

Увеличение прочности зубьев может быть достигнуто путем изменения их размеров и формы., В первоначальной стадии развития машиностроения (XVHI век) пытались увеличивать ширину зубчатых колес, однако эти попытки потерпели неудачу длинные зубья неравномерно прилегали один к другому (вдоль) и ломались. Поиски новых форм привели к созданию шевронных, или елочных, зубьев. Такие шестерни успешно применяются в прокатных станах, мощных редукторах и других приводах, требующих передачи больших сил. [c.53]

При поверхностаой закалке происходит коробление ззгбьев при этом с увеличением ширины колес ошибки в направлении зубьев возрастают. В случае применения широких колес лучше переходить на шевронное зацепление, так как длина зуба одной спирали составляет <жоло половины общей ширины зубчатого колеса и ошибки в напра ении зубьев значительно уменьшаются. [c.91]

Быстроходные передачи изготовляются с шевронным зацеплением при коэффициенте ширины ф = = 0,4...1,0. При коноольном расположенш шестерен и колес рекомендуется выбирать коэффициент ширины Фьд йе свыше 0,4. При дальнейшем увеличении ширины колеса (при консольном его расположении) сильно возрастает концентрация нагрузки по длине зубьев и эффект от использования материала колес резко снижается. [c.91]

В отличие от УВ удельную утечку через УПС выражают отношением объема утечки к суммарной площади контртела за п двойных ходов V = = V/ nDLn). Работоспособность уплотнения оценивают не по времени работы г, а по пути 2Ln, пройденному контртелом до повреждения УПС и резкого увеличения утечек. Среднестатистические утечки через эластомерные УПС (манжеты, кольца Х-образного и пилообразного сечений) находятся в пределах 0,001... 0,5 см /м с преобладанием вероятных утечек на уровне 0,01 см /м . Обычная наработка УПС с эласто-мерными уплотнителями до появления сильной утечки 21Л = 300... 500 км. Утечки через УПС с шевронными резинотканевыми манжетами в 2-5 раз больше, чем через УПС с эласто-мерными уплотнителями, однако они обеспечивают наработку до 1500 км. В последнее время начинают широко применять комбинированные резинопластмассовые УПС. Теоретического расчета утечек таких уплотнений нет. [c.45]

Угол наклона зубьев . Косозубые передачи отличаются от прямозубых меньшей виброактивносТью и повышенной несущей способностью. С увеличением (при данных Ь и т) снижается интенсивность шума. Но при этом увеличивается осевая составляющая силы в зацеплении. В связи с этим большие значения =254-40° использу19Тся, как правило, только в шевронных передачах и в раздвоенных ступенях редукторов (см. рис. 1.3, е, л). В остальных случаях с целью снижения осевой составляющей обычно назначают = 8 -16°. [c.47]

Угол наклона зубьев 3. С увеличением угла р растет плавность зацепления в ненрямозубых передачах вместе с тем, в косозубых передачах возрастает осевая сила Q. Поэтому для таких передач угол наклона зубьев принимают р = 8 -ь 15°. В шевронных передачах угол наклона зубьев можно принимать Р = 25 -4- 40°, поскольку осевые силы уравновешиваются на колесе. [c.243]

Шевронные манжеты изготовляют из прорезиненной и програ-фиченной хлопчатобумажной ткани. Резина, применяемая при этом, должна иметь следующие механические свойства поверхностную твердость по Шору 80—90 единиц, сопротивление разрыву не менее 8 МПа, относительное удлинение не менее 100 % остаточное удлинение не более 5 %, маслостойкость за 24 ч при 20 °С (т. е. увеличение массы) не более 3 %, бензостойкость при тех же условиях 20 %. [c.327]

Шестеренная клеть состоит из шестерен, станины, подшипников и системы смазки. Обычно шестерни называют шестеренными валками. Шестеренные валки применяют только с шевронным зубом без проточки в средине. Это объясняется тем, что шестеренные валки работают с большими окружными скоростями и при значительных статических и часто динамических нагрузках. Число зубьев принимают небольшим (18—29). Увеличение числа зубьев недопустимо, так как приводит к уменьшению модуля, т. е. уменьшению прочности зубьев на изгиб. Шестеренные валки изготовляют из стали 45, 45ХН и др. зубья подвергают поверхностной закалке ацетиленовой горелкой до твердости 450—570 НВ. Станины шестеренных клетей представляют собой цельнолитую коробку со съемной крышкой из высокопрочного чугуна. С целью уменьшения массы станин в последние годы стали применять сварные станины. Масса таких станин на 15—30% меньше цельнолитых. Станину устанавливают на плитовину, закрепленную на фундаменте анкерными болтами. [c.393]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...