Зубья колес Профили колес зубчатых — Число

Для трехзвенной зубчатой передачи с внутренним зацеплением зубьев, у которой профили зубьев очерчены эвольвентами окружностей, определить степень перекрытия е, если числа зубьев колес Zi - = 30, 2 = 90, модуль m = 10 мм, угол зацепления при сборке = 20 и высота головок зубьев = т. [c.210]

Для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль ПМ, проведенная через точку касания профи- [c.445]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев, как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит в первую очередь от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса z nd=pz, где р — окружной шаг, т. е. расстояние, измеренное по дуге окружности диаметра d между двумя соответствующими точками соседних зубьев. Отсюда [c.184]

Следовательно, профили зубчатых колес одинакового модуля т, но с разным числом зубьев z очерчены эвольвентами разной кривизны. Поэтому для того, чтобы добиться точного выполнения эвольвентных профилей, надо иметь столько фрез данного модуля, сколько различных чисел зубьев могут иметь колеса этого модуля. [c.68]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит, в первую очередь, от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса г [c.424]

Реечное зацепление изображено на рис. 50, б. Оно строится аналогично внешнему зацеплению по заданному числу зубьев колеса г , модулю т и углу зацепления а. После построения зубчатого колеса через полюс зацепления Р проводится профиль эвольвентной рейки перпендикулярно линии зацепления АВ. Так как у зуба колеса боковые профили симметричны, то и зуб рейки также симметричен и имеет вид равнобокой трапеции. . [c.98]

Профиль зубьев, полученный методом кругового протягивания, отличается от эвольвентного профиля тем, что его кривизна от головки к ножке зуба увеличивается в меньшей степени такие профили принято называть круговыми. Зубья колес с круговым профилем свободны от подрезания даже при малом числе зубьев, поэтому они имеют более высокую изгибную прочность, чем зубчатые колеса с эвольвентным зацеплением. Прямозубые конические колеса с круговым профилем зубьев применяют для передачи больших нагрузок при низкой скорости вращения, в частности их широко используют в дифференциалах автомобилей, сельскохозяйственных машинах и т. д. [c.47]

Для устранения подрезания зубьев при zконтактной прочности, а также вписывания зубчатых передач с любым числом зубьев в заданное межосевое расстояние применяют зубчатые колеса со смещением. По сравнению с нормальным зацеплением профили зуб- [c.164]

Рис. 3.16. Цилиндрические зубчатые передачи с точечным зацеплением системы М. Л. Новикова, Во время работы передачи точка контакта перемещается по линии зацепления, параллельно осям колес. Высота зуба может быть весьма малой и даже равной нулю. Профили в торцовом сечении очерчиваются дугами окружностей и имеют кривизну разных знаков. Минимальное число зубьев не ограничено подрезанием, поэтому легко осуществить передачу с очень большим передаточным отношением.

Рис. 3.16. <a href="/info/4455">Цилиндрические зубчатые передачи</a> с <a href="/info/12279">точечным зацеплением системы</a> М. Л. Новикова, Во <a href="/info/55054">время работы</a> передачи <a href="/info/358375">точка контакта</a> перемещается по <a href="/info/136">линии зацепления</a>, параллельно осям колес. <a href="/info/289570">Высота зуба</a> может быть весьма малой и даже равной нулю. Профили в торцовом сечении очерчиваются <a href="/info/343834">дугами окружностей</a> и имеют кривизну разных знаков. <a href="/info/289640">Минимальное число зубьев</a> не ограничено подрезанием, поэтому легко осуществить передачу с очень большим передаточным отношением.

Профили звеньев в парах второго рода могут быть непрерывные (как замкнутые, так и незамкнутые) и прерывистые. К непрерывным профилям относятся любые кривые, не имеющие точек разрыва на рабочем интервале, например, профиль кулачка (замкнутый) и профиль тарельчатого толкателя (незамкнутый) на рис. 1.2, а. П р е р ы в и с т ы е профили такие, которые имеют хотя бы одну точку разрыва. Например (рис. 1.2, б), профилем зубчатого колеса (в плоскости чертежа) является набор одинаковых эвольвент, число которых равно числу зубьев, а между эвольвентами имеют место участки разрыва, поэтому профиль зубчатого колеса относится к прерывистым. Профиль мальтийского креста (рис. Г.2, в) состоит из отдельных прямых и также будет прерывистым, ибо остальные части контура креста с ведущим звеном не соприкасаются. [c.8]

В соответствии с теоремой Виллиса для обеспечения постоянного передаточного отношения трехзвенного механизма с высшей кинематической парой (таким и является зубчатая передача) необходимо, чтобы профили зубьев описывались кривыми, общая нормаль к которым в точке касания независимо от ее положения всегда пересекала линию центров в одной и той же точке — полюсе зацепления. Эго требование не является однозначным и ему удовлетворяет большое число кривых, которыми и могут быть очерчены профили зубьев цилиндрических колес. Однако наиболее простым и технологичным является эвольвентный профиль, впервые предложенный Леонардом Эйлером. [c.80]

Отсюда вытекает определенное требование к профилям зубьев зубчатых колес с постоянным передаточным числом, которое формулируется как основной закон зацепления для получения постоянного передаточного числа зубчатой передачи профили зубьев обоих колес должны быть такими, чтобы общая нормаль, к ним в любой точке касания проходила через полюс зацепления, который делит линию центров колес на отрезки, обратно пропорциональные угловым скоростям. [c.210]

На практике, в зависимости от точности зубчатого колеса, для его обработки выбирают фрезу, входящую в один из трех комплектов фрез. Для каждого модуля приняты комплекты, состоящие из 8, 15 и 26 модульных дисковых фрез для всех значений чисел зубьев детали (начиная с 12). Каждая из фрез комплекта нарежет точно только ту шестерню, на которую юна рассчитана по числу зубьев. Во всех других случаях профили зубьев по очертанию будут иметь некоторую погрешность. [c.320]

Для обеспечения нормальной работы пары зубчатых колес с постоянным передаточным числом профили зубьев должны быть очерчены по кривым, подчиняющимся определенным законам. [c.73]

Основной теореме зацепления и ее следствиям удовлетворяет большое число кривых. Можно вообще задаться произвольным профилем одного зуба и получить, пользуясь основной теоремой, профиль зуба сопряженного с ним колеса. Однако такой профиль не будет удовлетворять всем требованиям, предъявляемым к зубчатым колесам, а именно 1) профили должны быть взаимно просты и технологичны в производстве, 2) зубчатые колеса должны быть взаимозаменяемы, 3) профили зубьев должны иметь [c.113]

Долбяк (рис. 8.12, б) — это зубчатое колесо, которое в сочетании с нарезаемым колесом составило бы требуемую передачу. Рабочую торцовую поверхность долбя ка выполняют конической боковые поверхности зубьев затылованы, благодаря чему они приобретают свойства режущих граней инструмента. В радиальном сечении профили зубьев очерчены точно по эвольвенте. Образование зубьев колеса происходит строганием впадин при возвратно-поступательном движении резания долбяка вдоль его оси и вращении долбяка и заготовки со скоростями, для которых o)i/(U2 = zjzy, где — число зубьев долбяка, Zj — число зубьев нарезаемого колеса. [c.88]

При расчете конических передач с криволинейной линией зуба (см. рис 14,3) эквивалентная цилиндрическая передача является не прямозубой, а имеет винтовые зубья. Поэтому профили зубьев рассматривают в соответствующих нормальных сечениях. Прямозубое цилиндрическое зубчатое колесо, размеры и форма зубьев которого в главном сечении практически идентична размерам и форме зубьев конического зубчатого колеса с тангенциальными и криволинейными зубьями в сечении, нормальном к средней линии зуба, называют биэквивалентным цилиндрическим колесом, число зубьев которого обозначают (соответственно z i и 2 2). [c.389]

Таким образом, основная теорема зацепления формулируется для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль NN. проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами О1О2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям. [c.103]

Когда контактиру 0 цие поверхности начальных окружностей заменяются зубьямн, то эти зубья должны располагаться так, чтобы независимо от того, входят ли зубья в зацепление или выходят из него, дол.жны сохраняться постоинные угловые скорости, а следовательно, и передаточное отношение пары. Чтобы удовлетворить эти требования перпендикуляры в точке касания сопряженных зубьев должны все да проходить через точку касания начальных окружностей (полюс зацепления), которая находится на линии центров. Профили зубьев зубчатой передачи, которые отвечают этим требованиям, сопряжены друг с другом и с производящей рейкой. Для упрощения расчета введено понятие о делительном диаметре. Модуль и угол зацепления на делительном диаметре соответственно равны модулю и углу зацепления режущего инструмента, которым нарезают зубья-колеса. Делительный днаметр d пропорционален модулю и числу зубьев. Для прямозубых колес делительный диаметр d = mz, для косозубых колес [c.30]

Помимо зубчатых передач с эвольвентным зацеплением в редукторах получили распространение цилиндрические передачи Новикова. В них профили зубьев очерчены дугами окружностей, зубья винтозые. Передачи Новикова позволяют применять колеса с малым числом зубьев, а значит, имеют большие передаточные числа и могут передавать значительные мощности. [c.190]

Пусть заданы межосевое расстояние и передаточное число и зубчатой передачи (рис. 8.8). При известных аю=ги,1+г г и определим радиусы начальных окружностей ru,l=aJ(и- - ) и =ыг 1 и отметим на линии центров О1О2 положение полюса зацепления П. Из центр а О1 опишем некоторым радиусом основную окружность и произведем ее развертку. Получим эвольвентный профиль Ах зуба шестерни. На основании основной теоремы зацепления и первого свойства эвольвенты проведем через полюс Я нормаль NN, которая определит точку зацепления 5 сопряженных профилей. Опустим из центра Оа перпендикуляр О2С на нормаль NN и радиусом / б2=ОгС опишем основную окружность, развертка которой даст эвольвентный профиль А г зуба колеса. Построенные профили сопряженные, так как, касаясь в точке 5, они имеют общую нормаль NN. Эта нормаль касается обеих основных окружностей и является производящей прямой эвольвент обоих профилей. [c.65]

Пер.вый способ применяется в случае, если модуль на внутреннем торце зубчатого колеса выражается числом, имеющимся в ряде гостированных модулей. Выбрав, как это указано на стр. 352, две фрезы — одну по модулю на внутреннем, а вторую — на внешнем торце колеса, фрезой меньшего модуля прорезают все впадины на полную глубину их. -После этого на оправку устанавливают фрезу большего модуля и прорезают ею только самое начало всех впадин так, чтобы на внешнем торце колеса ясно наметить профили зубьев. Окончательная отделка зубьев производится вручную напильниками. Этот способ, несмотря на наличие ручной работы, при надлежащей тщательности дает хорошие результаты. [c.353]

Основная теорема зацепления. В зубчатых передачах вращение от одного колеса другому передается силами в точках контакта боковых поверхностей зубьев. Поверхности взаимодействующих зубьев зубчатых колес, обеспечивающие постоянное передаточное число, называют сопряженными поверхностями зубьев. Для получения таких поверхностей профили зубьев нужно очертить кривыми, подчиняющимися определенным законам. Эти законы вытекают из основной теоремы зацепления общая нормаль пп к профилям зубьев, проведенная через точку их касания, в любой момент зацепления проходит через полюс зацепления П, делящий межосевую линию О1О2 на отрезки, обратно пропорциональные угловым скоростям. [c.331]

Расчет геометрических параметров зубчатых колес с эвольвеит-ным профилем на ЭВМ. Исходными данными являются модуль зацепления т и число зубьев 24 и 25. При выполнении расчетов следует иметь в виду, что профили зубьев, нарезаемые реечным инструментом, не должны быть подрезанными. [c.117]

Полюс зацепления Р (рис. 3.19) сохраняет неизменное положение на линии центров О О , следовательно, радиусы О1Р (гх) и ОдР (Г2) также неизменны. Окружности радиусов Гу и Г2 называют начальными (делительными — см. шаг 3.13). При враш,ении зубчатых колес эти окружности перекатываются одна по другой без скольжения, о чем свидетельствует равенство их окружных скоростей = = 0З2Г2 (см. доказательство основной теоремы зацепления). Теоретически боковые поверхности зубьев (профили) могут быть очерчены разными кривыми, удовлетворяюш,ими основному закону зубчатого зацепления. Такие профили называют сопряженными. В современном машиностроении для построения сопряженных профилей применяют ограниченное число [c.77]

Зубья — Фланкирование 5 — 375 --- звездо1(ек зубчатых цепей — Профили-Параметры 4 — 422 - звездочек цепных передач — Число— Определение 4 — 424 Зубья зубчатых колес 4 — 323 [c.424]

Контроль накопленной погрешности шага. Если невозможно выполнить однопрофильную проверку, устанавливают накопленную погрешность к шагов или по зубчатому колесу Накопленная погрешность шага (торцового] может быть определена по результатам проверки равномерности шага по всему колесу. В этом случае накопленную погрешность определяют путем соответствующей обработки результатов последовательного измерения дгагов и построения диаграммы. Методика измерения этим методом предложена проф. Б. А. Тайцем [25]. При большом числе зубьев этот метод недостаточно точен. Кроме того, большая трудоемкость обработки результатов последовательного измерения равномерности шагов значительно ограничивает область его применения. [c.286]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...