Коэффициент смещения — Графики для

Так как величины х, и кр пропорциональны модулю, то отношения ткр 5] и т кр не зависят от модуля. Поэтому коэффициент Ур также не зависит от модуля и может быть вычислен в зависимости от числа зубьев 2 или (для косозубых колес) от эквивалентного числа зубьев 2 , == 2/со5 р и коэффициента смещения д . Графики для определения Ур показаны на рис. 19.7. В формуле (19.10) расчетную окружную силу выражают через исходную окружную силу от передаваемого вращающего момента Тр по формуле [c.208]

Фиг. 2. График зависимости между числом зубьев г малого колеса, углом наклона зубьев и максимальным коэффициентом смещения исходного контура I. при которых коэффициент перекрытия получается равным 1,089 у прямозубых и 1,0 у косозубых пар с су.ммой коэффициентов смещения -Ь , = 0. Для косо- ш к

Практически удобнее для определения максимального коэффициента смещения пользоваться графиками, изображенными на рнс. 247. Задавшись значением минимальной допустимой толщины зуба и числом зубьев долбяка, находим по графику соответствующее значение Найдя по формуле или по графику максимальный коэффициент смещения, можно определить расстояние а по приведенной выше формуле. Чем больше величина а, тем дальше относим мы исходное расчетное сечение долбяка и, следовательно, идем на большее изменение толщины зуба. Если коэффициент сме- [c.309]

На рис. 7.24 показано влияние сборочного натяга в зацеплении на КПД. Сборочный натяг образуют (например, для уменьшения люфта передачи) путем увеличения размера деформирования задаваемого профилем кулачка без увеличения разности коэффициентов смещения л. График построен для передачи при WQ m = 1,05. Рассчитанное по этому значению гюа/т зацепление не изменялось во всех передачах. Изменялся только профиль кулачка в соответствии с Г ) д1т. Основные параметры передачи те же, что и к рис. 7.23, при Шо т = 1,05. Отмечаем существенное снижение КПД при увеличении или уменьшении сборочного натяга. В период приработки передачи КПД ниже 3...5 %. [c.143]

Для стальных прямозубых передач Кт=14 /Ста= 1400 (МПа) для косозубых передач (вр > 1) и шевронных передач Кт = 11,2 для косозубых (ер 1) передач Кт= 12,5 для косозубых передач (ер 1) Кта= 1100 для косозубых (ер > 1) и шевронных передач = 850 Ур —коэффициент, учитывающий форму зуба, принимается по графику (рис. 6.14) в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv и коэффициента смещения х. [c.112]

Существующие таблицы, номограммы и графики коэффициентов смещения далеко не всегда обеспечивают выбор оптимальных значений этих коэффициентов для всех конкретных задач. [c.279]

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]

Формулы для определения основных размеров прямозубых конических передач, соответствующих исходному контуру по ГОСТ 13754—68, приведены в табл. 4. График для определения коэффициента смещения х дан на рис. 18. Расчет геометрии этих передач дан в ГОСТ 19624—74. Расчет геометрии конических передач с круговыми зубьями дан в ГОСТ 19326-73. [c.601]

Блокирующий контур. Все дополнительные ограничения, которым надо удовлетворить при синтезе зубчатых зацеплений в той или иной форме зависят от коэффициентов смещения. Для выбора этих коэффициентов составляются справочные карты в виде графиков зависимости между коэффициентами Х и при заданной величине какого-либо качественного показателя зацепления (коэффициента перекрытия, отсутствия интерференции и т. п.). Каждый график рассчитывается для определенного сочетания чисел зубьев 21 и 22. Совокупность графиков, построенных по граничным (предельным) значениям показателей зацепления, выделяет на плоскости коэффициентов Х и Х2 область допустимых их значений. Контур, выделяющий эту область, называется блокирующим контуром. [c.195]

Блокирующий контур. Все дополнительные ограничения, которым надо удовлетворить при синтезе зубчатых зацеплений (отсутствие подрезания и заострения зуба, обеспечение минимального значения коэффициента перекрытия, равно-прочность зубьев, отсутствие интерференции и т. п.), в той или иной мере зависят от величин смещений при нарезании колес. Для выбора коэффициентов смещения xi и Х2 составляются справочные карты в виде графиков зависимости между Х2 и xi при заданной величине какого-либо качественного показателя зацепления. Каждый график рассчитывается для определенного сочетания чи- [c.438]

На фиг. 2 дай график для определения коэффициентов смещения (сдвига) исходного контура, при которых коэффициент перекрытия из-за фланкирования получается соответственно 1,089 и 1. [c.336]

Для обычно принимаемых расчетных температур местных отопительных систем 95—70° С коэффициент смещения элеватора при температурном графике наружной тепловой сети 130 и 150° С составит соответственно 1,4 и 2,2. [c.56]

Для зубчатых передач с суммой коэффициентов смещения исходного контура, равной нулю, условия, при которых коэффициент перекрытия в результате среза кромки вершины зубьев получается соответственно 1,089 и 1, могут быть определены по приведенному ниже графику. [c.306]

На основании (1-81) — (1-85) можно построить при наличии смещения Xq графики зависимости коэффициента гармонической линеаризации qi для нелинейной функции fi x) от отношения Ха/Хл при фиксированном отношении /ю/лл . Такими графическими зависимостями удобно пользоваться при анализе и синтезе СП, содержащего нелинейные элементы. Графики зависимостей L (Ха/Хл) для различных значений модуля 1/ю/. л1 —0- 0,9 приведены на рис. 1-16. Эти графики [c.31]

На графике (фиг. 318) приведены кривые, по которым можно определить, будет ли иметь место подрезание при соответствующем коэффициенте смещения исходного контура. Например, для числа зубьев долбяка = 19 и коэффициента смещения исходного контура bum yi = 0,158 находим = 65. Это значение числа z . зубьев будет максимальным числом зубьев колеса, которое еще может быть обработано данным долбяком. Если обрабатывать данным долбяком колесо с числом зубьев больше 65, то у колеса будет происходить подрезание. Отсюда можно сделать вывод, что долбяк не дает возможности производить обработку колеса с любым числом зубьев и имеются некоторые пределы использования долбяка для определенного числа зубьев. [c.404]

Для передач общего назначения коэффициенты смещения можно выбирать без последующей проверки удовлетворительности условий зацепления по графикам, показанным на фиг. 11 — 13. [c.444]

На фиг. 2 дан график для определения коэффициентов смещения (сдвига) исходного контура, при которых коэффициент перекрытия из-за фланкирования получается соответственно 1,089 и 1. График относится к зубчатым передачам суммой коэффициентов смещения ис- [c.294]

Изложенный выше графо-аналитиче-ский метод выбора коэффициентов смещения применим в равной мере как к цилиндрическим прямозубым передачам, так и к цилиндрическим косозубым и коническим. В двух последних случаях следует применять эквивалентные числа зубьев, причем для косозубых цилиндрических передач применять коэффициенты смещения в нормальном сечении зуба. Для конических передач применима, в сочетании с обычной радиальной коррекцией, тангенциальная коррекция, с помощью которой можно обеспечить равнопрочность зубьев шестерни и колеса- , учитывая одновременно и другие требования к передаче. Наиболее целесообразной формой использования этого графо-аналитического метода является построение комбинированных графиков с нанесением на них изолиний характерных (предельных для данных условий) значений показателей качества зацепления. На фиг. 45 приведен при- [c.377]

Значение коэффициента формы зуба Ур для зубчатых колес цилиндрических передач внешнего зацепления принимают по графику рис. 12.23 в зависимости от коэффициента смещения х и числа зубьев [c.192]

На рис. 64 дан график для определения предельного (минимального) значения коэффициента смещения подр, обеспечивающего отсутствие подрезания зубьев. [c.116]

Значения коэффициентов высоты головки зуба и смещения исходного контура для конических зубчатых колес определяют по графикам и таблицам, разработанным ЭНИМСом. [c.65]

Фиг. 25, График зависимости коэффициентов смещения, устраняющих профильную интерференцию в паре, от числа зубьев для прямозубой передачи с высотной коррекцией.

Рис. 71. Графики для определения максимального коэффициента смещения (по данным М. С. Полоцкого)

Расчетное значение коэффициента смещения х должно быть в пределах хщш х дгд. Для ориентировочного выбора коэффициентов смещения на рис. 6.3 приведены графики х(г), ограничивающие область, в которой не наблюдается ни подреза зуба (граничная линия 1), ни заострения вершины (граничная линия 2). Например, для 2 =13 коэффициент Хпш,=0,24, а коэффициент хд=0,877. [c.228]

Рис. 123. График для определения коэффициента давления Кр в зависимости от величины осевого смещения зубчатых колес относительно их нормального положения и от ширины зубчатых колес Ь

Рис. 3.4, График для определения коэффициентов смещения ДС1 и 2

Для выбора коэффициента смещения шестерни Хх служит верхний график рис. 3.9, значение же коэффициента смещения для колеса может быть выбрано по нижнему графику в определенных пределах, ограниченных линиями / и //, при условии, чтобы было соблюдено равенство [c.71]

Риа 4.10. График для определения коэффициента смещения, при котором отсутствует подрезание зубьев [c.113]

На рис. 4.10 приведен график для определения поло-жительных значений коэффициента смещения в зависимости от 2 и р для а, = 20° и максимального отрицательного коэффициента смещения (к центру заготовки), при котором не происходит подрезания ножек зубьев. [c.113]

Рис. 4.11. График для определения коэффициентов смещения Xi и Xj 114

Рис. 4.14. График для выбора коэффициентов смещения тяговых и других тяжело нагруженных передач

Среднее конусное расстояние = ),5 Ь , = 92,2 —0,5-27,8 = = 78,3 мм. Номинальный диаметр зуборез ой головки принимаем по ГОСТ 19326—73 (см. табл. 2, с. 41) i/o=l60 мм. Определим осевую форму зуба при исходном контуре из ГОСТ 16202—70 в зависимости от показателя Ко = / m/do = 78,3 160 = 0,49 по графику (ГОСТ 19326—73, черт. 1, с. 36). Принимаем осевую форму зуба II (для этой формы зуба в табл. 6.3 ч. 1 приведены формулы для расчета параметров колес). Коэффициент смещения Xni = 0 (ГОСТ 19326—73 с. 49). Коэффициент изменени i толщины зуба Жх1-=0 (ГОСТ 19326-73 с. 30). [c.303]

Фиг. 14. Графики для определения минимальных допустимых значений коэффициента смещения 2гп п рантирующих а — отсутствие среза вершин зубьев колес при радиальной подаче долбяка 6 — отсутствие интерференции головок (заклинивания передачи при упоре вершин зубьев) в — отсутствие интерференции вершин зубьев колеса 2а с переходной кривой шестерии кривые (грц). изображен-ные сплошными линиями, построены при г — 6 и

Фиг. 13. График для определения коэффициентов смещения 5, = Ег прямо-зубой передачи внутреннего зацепления свободной от профильной интерференции (а = 20°).

По графику (приложение 2) для величин а = 2,72 и 2 = 70 определяем коэффициент обратного сдвигаф = 0,643 и угол зацепления передачиа = 29° 08. Суммарный коэффициент смещения [c.39]

Так как коэффициенты смещения долбяков изменяются в сравнительно узких пределах (—0,8 [c.530]

Графики для определения бшах в зависимости от числа зубьев г, коэффициента смещения х и расчетного радиуса инструмента Го. удовлетворяющего условию (8.170), приведены на рис. 8.87. При использовании этих графиков может оказаться, что получающиеся значения недостаточны по условиям прочности, это может произойти при г > 80. Тогда следует увеличить расчетный радиус Го и при определении Ьщах руководствоваться графиками на рис. 8.85. [c.282]

Коэффициент Ур, учитыеаюш,ий форму зуба, для прямозубых колес определяется в зависи.мости от числа зубьеп г и коэффициента смещения исходного контура X по графику рис. 7.12 для косозубых колес указанг.ый коэффициент находится по эквивалентному числу зубьев = г/соз р. Для внутренних зубьев Ур принимается по графику рис. 7.13 (г — Ч11Сло зубьев долбяка). [c.137]

Устранение интерференции. Профильная интерференция при работе зубчатой передачи устраняется при соответствующем увеличении коэффициента смещения 1. Коэффициенты смещения, при которых отсутствует профильная интер- ренция для передач с высотной коррекцией, при = 20° и = 1 могут находиться из графика (фиг. 25). [c.35]

Интерференция головок устраняется увеличением разности чисел зубьев колеса 22 и шестерни гг, а также увеличением коэффициента смещения колеса и смещения 1 для шестерни. В тех случаях, когда = 2 и они приняты по графику (фиг. 25). интерференция головок будет отсутствовать, если разность чисел зубьев колеса и шестерни 22 — 21 больше значений, даваемых графиком, показаным на фиг. 26. [c.35]

Фиг. 26. График зависимости наименьшей разности чисел зубьев ( 2г — гг) пт числа зубьев 2х, при отсутствии интерференции голозок (для передач с высотной коррекцией и коэффициентом смещения по фиг. 25),

Фиг. 26. <a href="/info/460782">График зависимости</a> наименьшей разности чисел зубьев ( 2г — гг) пт числа зубьев 2х, при отсутствии интерференции голозок (для передач с высотной коррекцией и коэффициентом смещения по фиг. 25),

Предельные значения смещений можно определять с помощью специальных расчетных графиков — так называемых блокирующих контуров 16], которые строят в координатах коэффициенты смещения шестерни коэффициенты смещения колеса х . Форма блокирующего контура для передачи с колесалш = 14, = 28, нарезанными реечным инструментом, показана на рис. 146. Каждый из перечисленных факторов отсекает на графике область смещений, которые пе могут Сыть использованы. [c.275]

М. Б. Громан предложил наносить в виде изолиний на графики, построенные в системе координат и ск для каждой пары прямозубых колес с числами зубьев и [35]. Совокупность этих линий, названных В. А. Гавриленко блокирующим (блокировочным) контуром, определяет границы коэффициентов смещения, вне которых нормальная передача существовать не может. На рис. 37 приведен пример такого графика (по А. И. Болотовскому) для пары прямозубых колес внешнего зацепления. [c.37]

Значения коэффициента р даны в ГОСТ 21354—75 в виде графиков с учетом коэффициента смещения. Для зубчатых колес, выполненных без смещен1 я, р имеет следуюииге значения [c.35]

Для тяжело нагруженных передач рекомендуются величины смещений производящего контура, разработанные из условия наивыгоднейщей работы зубьев на изгиб. Для выбора коэффициента смещения шестерни Хх служит верхний график (рис. 4.14). Значение коэффициента смещения для колеса хг находят по нижнему графику в пределах, ограниченных линиями 1 и II, при условии соблюдения равенства [c.120]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...