Удельное скольжение зубьев

УДЕЛЬНОЕ СКОЛЬЖЕНИЕ ЗУБЬЕВ 443 [c.443]

Удельное скольжение зубьев [c.443]

УДЕЛЬНОЕ СКОЛЬЖЕНИЕ ЗУБЬЕВ 445 [c.445]

Удельное скольжение зубьев возрастает от головки к ножке и по мере приближения точки контакта к начальной точке эвольвенты возрастает неограниченно. [c.203]

Рис. 3.2. Удельное скольжение зубьев. Пусть 51 и 2 — элементарные дуги на профилях, в пределах которых переместилась точка к зацепления за время Л При чистом качении 51= 2. При скольжении одной точки профиля по другому профилю одна из дуг равна нулю. При качении со скольжением 5] ф 5г при этом дуга качения равна меньшей из дуг ( 5]), а дуга скольжения 5)2 51 — 52 — — 521

Как это видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой передачи, условий, в которых она работает, нагрузок на элементы зубчатой передачи и т. д. Подробно эти вопросы рассмотрены в специальных работах, из которых мы укажем на монографии В. А. Гавр и лен к о. Зубчатые передачи в машиностроении, Машгиз, Москва, 1962, и В. Н. Кудрявцев, Зубчатые передачи, Машгиз, 1957. В этих монографиях можно также получить сведения о геометрии колес, нарезаемых долбяком, и, в частности, зубчатых передач с внутренним зацеплением. [c.621]

Как видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой [c.458]

Износ зубьев является результатом изнашивания их рабочих поверхностей (рис. 15.11, б). В закрытых передачах износ зубьев, как правило, меньше, чем в открытых. Изнашивание поверхностей зубьев будет значительнее, чем больше удельное скольжение зубьев и контактное напряжение сжатия на этих поверхностях. Так как наибольшее удельное скольжение имеет место в начальной и конечной точках контакта зубьев, то наибольший износ появляется на ножках и головках зубьев. Вследствие износа искажается эволь-вентный профиль, возрастает динамическая нагрузка, ослабляется ножка, что ведет к возрастанию напряжений в зоне переходной поверхности зуба. [c.231]

Практически для конических зубчатых зацеплений применяют высотную коррекцию в сочетании с тангенциальной. Для повышения износостойкости и сопротивления зубьев заеданию с помощью высотной коррекции выравнивают удельные скольжения зубьев шестерни и колеса, а с помощью тангенциальной коррекции выравнивают прочность зубьев шестерни и колеса. На этом основана система коррекции ЭНИМС для конических передач с прямыми, косыми и круговыми зубьями. [c.302]

Значительное влияние на нагрузку задирания оказывает удельное скольжение зубьев, что естественно, поскольку термический эффект Б зоне контакта в первую очередь зависит от этого фактора. [c.250]

Правильный выбор основных параметров зацепления конических пар, их режимов работы обеспечивает им нормальную работоспособность, технологичность изготовления и экономичность. На практике для конических пар и особенно для передач с тангенциальными и круговыми зубьями обычно применяют радиальное смещение в сочетании с тангенциальным. Посредством среднего нормального коэффициента смещения (радиальное х = —х . ) выравнивают удельные скольжения зубьев шестерни и колеса, что повышает их износостойкость и сопротивляемость заеданию, а за счет коэффициента изменения толщины зуба (тангенциальное смещение х 1 = —х г) выравнивают прочность на изгиб зубьев колес пары путем утолщения более слабого по форме зуба шестерни и утоньшения зуба колеса. [c.58]

Выбор рациональных коэффициентов смещения является одной из основных и наиболее сложных задач. От коэффициента смещения зависит форма зуба, наличие или отсутствие подрезания, концентрация напряжений, т. е. изгибная прочность зуба. С увеличением смещения активный профиль перемещается на участки эвольвенты с большими радиусами кривизны, что приводит к увеличению контактной прочности зуба. С изменением смещения изменяются также скорость скольжения и удельные скольжения, т. е. абразивное изнашивание активных поверхностей зубьев. Увеличение смеще- [c.27]

Удельные скольжения vi и va характеризуют изнашивания активных профилей зубьев. [c.34]

Применение парных колес с Xt = —X2 позволяет повысить износостойкость и сопротивление заеданию зубьев за счет выравнивания удельных скольжений профилей зубьев, а за счет тангенциального смещения повышается изгибная выносливость зубьев шестерни и может быть достигнута изгибная равнопрочность зубьев шестерни и колеса. [c.122]

При положительном смещении (отодвигании) исходного контура зуб утолщается у основания и упрочняется, появляется возможность уменьшения числа зубьев и увеличения модуля при том же диаметре шестерни, увеличиваются радиусы кривизны. При этом для прямозубых передач повышается прочность рабочих поверхностей зубьев. Выбором оптимальных смещений в отдельных случаях обеспечивается двухпарное зацепление в полюсе в передачах, подвергающихся абразивному изнашиванию, уменьшают удельное скольжение. [c.172]

Зубья зацепляющихся колес перекатываются и скользят друг по другу. Характеристикой степени скольжения является удельное скольжение X — отношение скорости скольжения и,2 в точке контакта /С к тангенциальной составляющей этой скорости (рис. 10.23, а). Скорость скольжения UJ2 профилей в точке контакта определяется как разность тангенциальных составляющих абсолютных скоростей и а удельное скольжение для первого и второго колеса будет соответственно [c.113]

На геометрию и качественные показатели зубчатого зацепления влияет положение реечного инструмента относительно заготовки при окончании процесса нарезания зубьев. От коэффициентов смещения, определяющих это положение, зависят коэффициент перекрытия, толщина зубьев у основания и вершины, радиусы кривизны рабочих участков профиля, наличие или отсутствие подрезания, т. е. факторы, влияющие на прочность зубьев. Выбором сочетаний коэффициентов смещения можно влиять на скорости скольжения и на удельные скольжения, т. е. на факторы, определяющие износостойкость. [c.115]

Следует иметь в виду, что с увеличением положительных значений и х уменьшается величина удельного скольжения, а вместе с ней и возможный износ профилей зубьев. Одновременно уменьшается контактное напряжение сдвига поверхностных слоев зубьев и повышается их изгибная прочность. Однако при возрастании и Ха коэффициент перекрытия ty уменьшается. [c.99]

Чем дальше от основной окружности происходит зацепление зубьев, тем меньше будут величины максимального удельного скольжения. [c.235]

Полученные зависимости определяют картину изменения удельного скольжения по профилю зуба. [c.235]

Эпюры и графики удельных скольжений, построенные по профилю зубьев и линии зацепления, показаны на рис. 6.21, а, б. Скорость скольжения меняет свое направление на средних участках профилей. Таким образом, в полюсе зацепления возникает напряжение сдвига переменного знака и, как следствие, возможно выкрашивание поверхностей зубьев. При больших нагрузках основная причина выкрашивания—чрезмерные давления. Износ чаш,е всего наблюдается у ножек зубьев. Иногда износ зубьев наблюдается в зоне, близкой к полюсу зацепления. [c.235]

Для устранения заклинивания зубьев ножку зуба шестерни i следует подрезать. Однако в результате подрезания удаляется также некоторая часть активного профиля зуба поэтому подрезание ножки зуба крайне нежелательно, так как оно ведет к уменьшению коэффициента перекрытия и сопротивления зуба изгибу, а также увеличению удельных давлений, удельных скольжений и, следо- [c.190]

Полученное значение модуля т округляют в большую сторону по табл. 8.1. Рекомендуется модуль колес принимать минимальным. Уменьшение модуля зацепления т и соответствующее увеличение числа зубьев 2 способствуют уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом т увеличиваются коэффициенты перекрытия ба (плавность зацепления) и к.п.д., уменьшаются шум и трудоемкость нарезания колес, заметно снижается отход металла в стружку. [c.143]

Угол наклона зубьев по начальному цилиндру Удельное скольжение [c.221]

Так как полоска контакта обычно имеет некоторую ширину 2й, [формула (1а), стр. 243], то радиус кри визны в центре этой полоски не может быть очень малым даже при зацеплении зубьев вблизи основной окружности шестерни илн колеса. Поэтому удельные скольжения и относительные удельные давления в начальной и конечной контактных точках (т. е. при L = /). часто не отражают действительных условий зацепления, достигая в некоторых удовлетворительно работающих передачах очень больших значений (когда расстояние от основной окружности до ближайшей точки рабочего профиля мало). Удельные скольжения и относительные удельные давления следует определять в тех точках зацепления, в которых обеспечивается полное зацепление (в отличие от кромочного). Эти точки на ножках зубьев будут отстоять дальше от центров зубчатых колёс, чем основные окружности, по крайней мере на величину ft]. На этом основании следует принимать равным меньшей из двух величии и [c.231]

Длл ножек зубьев колеса проверку относительного удельного давления и удельного скольжения следует производить только в тех случаях, когда <с Для ножек колеса с внутренними зубьями проверки этих элементов можно не производить. [c.231]

Удельные скольжения в зоне начального выкрашивания для твёрдых рабочих поверхностен зубьев, по опытам Ульриха, колеблются от —0,08 до —0,Ш. [c.259]

Коэффициенты смеш,ения X и Х соответственно прямозубых колес и колес с круговым зубом назначаются для выравнивания удельного скольжения зубьев шестерни и колеса. Одновременно при этом исключается подрезание зубьев и увеличивается их изломная прочность у шестерни. Конические передачи рекомендуется делать равносмещенными, при этом шестерня делается с положительным смещением (+Х), а колесо — с равным ему по величине отрицательным смещением (Хз= —Aj). Рекомендации по выбору коэффициентов смещения для ортогональных передач с и > 1 приведены для пря юзубых колес в табл. 7.20, а для колео с круговым зубом Х — в табл. 7.21. Табл. 7.20 и 7.21 могут быть использованы также для определения X или неортогональных передач. При этом под передаточным числом и в указанных таблицах принимается эквивалентная величина и = У и ( os S / os 62), где и — фактическое передаточное число. [c.150]

Высотная коррекция выравнивает удельные скольжения зубьев шестерни и колеса. Одновременно при этом исключается подрезание зубьев и увеличивается изломная прочность зубьев шестерни. [c.61]

На рис. 22.17 схематично показаны кривые изменения удельных скольжений о и На рис. 22.17, а по оси абсцисс отложена линия зацепления АВ для колес с впешиим зацеплением. По оси ординат отложены удельные скольжения О и Участки кривых и расположенные выше оси абсцисс, относятся к головкам зубьев, а участки ниже оси абсцисс — к ножкам зубьев. [c.446]

Следовательно, удельные давления о . азывйются значительными. Кроме того, значительное скольжение зубьев друг по другу вызывает быстрый их износ. [c.487]

Наиболее важной и сложной задачей при проектировании передач со смещением является выбор коэффициентов смещения для шестерни и колеса и коэффициента суммарного смещения в передаче Xi, Хг и Xj. следует подбирать в зависимости от основного критерия работоспособновти, имея в виду, что улучшение одних показателей зацепления может сопровождаться ухудшением других. Например, возникнет подрезание зубьев при их образовании, уменьшится толщина зубьев на окружности вершин, появится интерференция профилей при работе, понизится е , повысится удельное скольжение. [c.100]

Удельное скольжение характеризуется коэ1 )(1)ищк 1пом удельною ско.ть жеиия "к, равным отношению скорости скольжения ючек контакта зубьев к касательным составляющим скоростей точек контакта (см. рис. 173) [c.280]

Приведенные выше формулы расчета величин удельного скольжения и их графики (рис. 6.21) не характеризуют сравнительных значений износа зубьев первого и второго зубчатого колеса ввиду различия их числа зубьев 21 и г , а следовательно, и частоты нагру-жаемости каждого из них. С точки зрения износостойкости правильнее сравнивать, величины редуцированных коэффициентов сколь- [c.235]

Получившийся контур ограничивает зону возможного выбора коэффициентов сдвига /1 и Хг- Накладывая дополнительные ограничения, можно найти в пределах построенной зоны возможные решения. Так, например, при известном суммарном коэффициентесдвига решение следует искать на линии 5—5. С увеличением положительных значений XI и Хг уменьшается величина удельного скольжения, а вместе с ней и возможный износ зубчатых профилей. Одновременно уменьшается относительная кривизна профилей, т. е. увеличиваются их радиусы кривизны. Следовательно, уменьшается контактное напряжение сдвига поверхностных слоев зубьев и повышается изгибная прочность зубьев. Однако при возрастании XI и Хг коэ( )фициент перекрытия гу уменьшается. [c.239]

Выбор Хт и Ха можно осуществить с помощью таблиц, построенных по заданным минимальным значениям коэффициента перекрытия е и выравненным наибольшим величинам коэффициента удельного скольжения на ножках колес. Таблицы, предложенные Центральным конструкторским бюро редукторостроения, дают хороший результат для открытых передач. Таблицы, предложенные В. Н. Кудрявцевым, дают хороший результат для закрытых передач. Они построены по условию максимальной выносливости рабочих поверхностей зубьев и выравниванию коэффициентов удельного скольжения . [c.239]

Выше рассматривались нормальные эвольвентные профили зубьев колес. Иногда допускают преднамеренное отступление от нормальных соотношений параметров зубчатого зуцепления. При этом преследуют следующие цели уменьшение габаритных размеров зубчатых колес путем сокращения количества зубьев, устранение интерференции профилей и сопутствующего ей подрезания зубьев, получение равнопрочных (относительно д-зформаций изгиба ножки и смятия поверхности) зубьев, уменьшение удельного скольжения, увеличение плавности зацепления (коэффициента перекрытия). [c.295]

При внешнем зацеплении oij равна сумме абсолютных значений Oi и Ш2 при внутреннем— разности. При одинаковой высоте головок зубьев для внутреннего зацепления наибольшее удельное скольжение меньше, чем при внешнем. [c.147]

Угол зацепления в нормальном (или в торцевом) сечении Угол зацепления основной рейки внорма ]ьном(илиторцевом)сечении Угол давления в торцевом сечении Угол наклона зубьев по начальному (или делительному) цилиндру Угол наклона зубьев по основному цилиндру Коэфициент перекрытия в торцевом сечении Относительное удельное давление Удельное скольжение Коэфициент изменения межцен-трового расстояния в нормальном (или в торцевом) сечении [c.216]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...