Зацепление приближенное

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 зубьев колеса на контактную прочность. Для расчета зубьев на контактную прочность в качестве исходной принимается формула Герца (10.3). Эта формула преобразовывается в соответствии с геометрическими особенностями червячного зацепления. Приближенно зацепление колеса G червяком в осевом сечении червяка можно рассматривать как зацепление косозубого колеса с зубчатой рейкой. При этом приведенный радиус кривизны р в точке контакта будет равен радиусу кривизны профиля зуба колеса р , так как для профиля червяка Р1 = со. [c.200]

ЧАСОВОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ — приближенное циклоидальное зацепление. [c.402]

Коэффициент полезного действия червячного зацепления приближенно определяется по формуле [c.267]

В ГОСТ 21354—75 наряду с такой приближенной зависимостью рекомендуется другая (то ке приближенная), учитывающая различие контактной прочности в зонах зацепления до полюса н за полюсом. Обе зависимости дают близкие результаты. Ввиду сложности последней зависимости она здесь не рассматривается. [c.146]

График (рис. 10.7) используют для выбора основных параметров зацепления угла а, высоты зубьев, формы и размеров деформирования и пр. Например, в начале построения графика, когда профиль зуба еще не определен, вычерчивают траектории и, задаваясь значением проводят секущую АБ. Полученный угол приближенно принимают за средний угол профиля зуба колеса Ь. По углу определяют смещение инструмента при нарезании зубьев [c.198]

При более точных (проверочных) расчетах принимаются во внимание факторы, которые учитываются коэффициентом полезного действия. Последний определяется из следующих предположений. Потеря мощности в планетарной передаче образуется из потерь на трение в зацеплениях, опорах и потерь на размешивание и разбрызгивание масла. Расчетным путем относительно точно можно определить потери в зацеплении и опорах. Аналитическое определение гидравлических потерь сложно и приближенно, поэтому их определяют опытным путем. Обычно они составляют небольшую часть от потерь в зацеплении и в расчетах часто не учитываются. [c.165]

По предложению ИСО участие в зацеплении второй пары зубьев приближенно учитывается введением в формулу для напряжений изгиба О/г двух множителей Yt (коэффициент, учитывающий совместную работу точных зубьев) и (коэффициент, входящий в [c.170]

Поскольку в общем случае высшей пары контактирующие поверхности в относительном движении перекатываются со скольжением, пятно контакта в окрестности рассматриваемой точки О будет перемещаться по исследуемому профилю некоторое время / , определяемое как время зацепления (контакта) его участка АВ за один цикл работы (рис. 8.5). В момент входа в зацепление точки А, опережающей точку О звена 2 на расстояние с, в исследуемой точке О давление минимальное р = р, ,=0 затем оно будет возрастать до р = р, ах, а в момент входа в зацепление точки В, отстающей от исследуемой точки на расстояние с, давление снова упадет до нуля. Поэтому приближенно износ в точке О за цикл работы можно [c.251]

В проектных расчетах, когда и г еще не известны, для зубчатых механизмов приборов и ЭВМ, имеющих в зацеплении Z < 5 м/с, твердость НВ<350, 100 мм, можно приближенно [c.203]

Удельное скольжение в торцовой средней плоскости червячного колеса приближенно можно определять так же, как и для зубчатого зацепления колеса и рейки. [c.155]

Расстояние h = WK sin ф/ os (ац —ф) достигает наибольшего значения в конце зацепления при WK = Wb . Из формул (21.31) и (21.32) следует, что сила в процессе зацепления не остается постоянной даже при постоянном значении момента Но так как эти колебания невелики, можно приближенно принять h — h" = = h = 1... 1,6/72 tg ф и тогда [c.275]

При стандартном угле зацепления а=20° коэффициент формы зуба зависит только от числа зубьев. Его значения приведены в специальных таблицах. Для ориентировочного определения величины у можно пользоваться приближенной формулой (при/о= 1,0) [c.358]

Часовое зацепление является приближенным, построенным на основе циклоидального. Профили зубьев колес упрощены с целью облегчения технологии изготовления. Обычно радиусы вспомогательных окружностей равны половине радиусов начальных окружностей, поэтому ножки зубьев ограничены прямыми, направленными по радиусу колеса. Профиль головок зубьев имеет форму не циклоид, а близких к ним дуг окружностей с радиусом р. [c.50]

В приближенных расчетах при окружных силах Р > 30 Н принимают следующие средние значения к. п. д. зацеплений [c.75]

Здесь т] — к. п. д. зацепления пары колес — к. п. д. двух шарикоподшипников одного валика (приближенно принимают Лпк = 0,998). [c.76]

Вычисляем сначала инволюту угла зацепления по (23.14) и находим угол зацепления aw по таблице инволют или путем последовательных приближений, вычисляя разность tg Цщ—Цц, для ряда значений а ,. Затем вычисляем радиусы начальных окружностей (23.15) и межосевое расстояние (23.16). [c.191]

Далее определяется максимально возможное число сателлитов из условия соседства и проверяется условие собираемости. Все полученные варианты проверяются на выполнение дополнительных условий, связанных с качественными характеристиками зацепления (КПД, габариты передачи и т. п.). Однако при точном синтезе число возможных вариантов очень мало и, кроме того, в большинстве случаев не требуется точного выполнения заданного передаточного отношения. Поэтому чаще применяется приближенный синтез, при котором задается допустимое отклонение Аи заданного передаточного отношения. По этому отклонению находится допустимое отклонение передаточного отношения и для ряда чисел зубьев 2 вычисляются числа зубьев 23, соответствующие предельным значениям передаточного отношения [c.211]

Длина общей образующей ОР = L называется конусным расстоянием. Торцовые поверхности конических колес выполняются по конусам дополнительным к начальным. Образующие дополнительных конусов О Р и 0, Р перпендикулярны образующим начальных конусов ОР. Все геометрические параметры конического зацепления уменьшаются по мере приближения к вершине конусов О. Коническое зацепление принято характеризовать размерами его элементов на внешнем дополнительном конусе. [c.265]

С увеличением радиуса основной окружности одного из колес до бесконечности и соответственным увеличением межосевого расстояния А будет уменьшаться кривизна эвольвенты, пока эвольвента не превратится в прямую.В пределе получится зацепление рейки (колесо с Гд = оо) с зубьями прямолинейного профиля и колеса с эвольвентным профилем зубьев. Следовательно, эвольвентный профиль зуба колеса является также сопряженным с прямолинейным профилем рейки. Приближение или удаление рейки от оси колеса не нарушает сопряженности профилей зубьев, изменяется лишь положение начальной прямой на рейке. [c.270]

В волновых передачах применяются зубчатые колеса с приближенными профил"ями, очерченными кривыми или прямыми линиями (трапециевидная форма зуба). Эвольвентный профиль используется в мелкомодульных передачах т = 0,5 -т- 0,8 мм) с некоторыми изменениями общепринятых соотнощений параметров зацепления. [c.275]

Для приближенного определения допустимой величины крутящего момента на колесе передачи с двумя линиями зацепления необходимо результат подсчета по формуле (3.65) увеличить на 30%. [c.302]

Для передач с двумя линиями зацепления допустимый крутящий момент на шестерне приближенно определится умножением результата подсчета по формуле (3.66) на коэффициент 1,2. [c.304]

При нарезании прямозубых конических зубчатых колес методом обкатывания профиль зуба конического колеса формирует режущий инструмент, движение которого воспроизводит зацепление заготовки с плоским колесом, имеющим форму диска с радиальными зубьями трапецеидального профиля. При этом зубья конического колеса получаются эвольвентными лишь приближенно. [c.250]

Для приближенно эвольвентных прямозубых конических колес поле зацепления, являющееся следом движущихся контактных линий, проходит через полюсную прямую 00. Оно наклонено к плоскости, образованной осями вращения 00 и ОО2, на угол л/2 — а, где а — угол зацепления. Линии контакта прямозубых конических колес направлены к вершине начального конуса. [c.251]

Характер изменения интенсивности давления <7 по длине контактной линии зависит от многих факторов, и расчет его требует большой затраты труда. Поэтому при определении силы взаимодействия зацепляющихся колес в первом приближении допускают, что независимо от закона изменения интенсивности распределения давления его равнодействующая всегда проходит через полюс зацепления в среднем по ширине колеса сечении. [c.252]

Чтобы определить величину поверхностного напряжения, рассмотрим зацепление пары прямых зубьев цилиндрических колес в положении, когда проекция линии их контакта на торцовую плоскость совмещается с полюсом зацепления (рис. 9.27). Заменяя приближенно эвольвентные зубья круговыми цилиндрами той же кривизны и предполагая распределение давления по ширине колеса равномерным (т. е. считая напряженное состояние плоским), можем записать [см. (6.44)] [c.260]

Опотерях в зубчатом зацеплении. При относительном скольжении и обкатывании зубчатых эвольвентных профилей появляются потери на трение. Коэффициент потерь в зубчатом зацеплении приближенно может быть рассчитан по формуле [c.353]

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]

Как было показано в 96, для построения сопряженных профилей профилирования) зубьев необходимо иметь заданными центроиды в относительном движении проектируемых колес. Тогда профили зубьев, являющиеся взаимоогибаемыми кривыми, могут быть построены точно или приближенно методами, изло кен-ными выше, если будут заданы либо точки линии зацепления, либо очертание одного из сопряженных профилей. Какими же соображениями необходимо руководствоваться при выборе этих данных [c.427]

Потери в. цеплепии составляют обычно главную часть потерь передачи. Значение г1)з для некорригированных зацеплений можно приближенно оценить по формуле [c.139]

Расчет зубьев колеса по напряжениям изгиба производят приближенно по аналогии с расчетом косозубых колес, но при этом учизывают различие геометрической формы и характера зацепления зубьев. В частности, принимают во внимание, что зубья червячного колеса примерно на 40% прочнее, чем косозубого, так как, во-первых, во всех сечениях, кроме среднего, зубья червячного колеса нарезаются как бы с положительным смещением, и, во-вторых, длина зуба по дуге окружности его основания больше ширины колеса Ьк- Кроме того, учитывают, что вследствие одно-вpe eннoгo зацепления нескольких зубьев колеса нагрузка на один зуб уменьшается примерно в 1,5 раза. С другой стороны, значительный износ зубьев червячного колеса в процессе длительной работы уменьшает сопротивление изгибу. [c.321]

Часовое зацепление, получившее широкое распространение в часовых механизмах, счетчиках и других приборах, представляет собой приближенное циклоидальное зацепление с прямой ножкой зубьев (рис 219). Для упрощения технологии изготовления профили головок зубьев имеют форму дуг окружностей, радиусы которых зависят от чисел зубьев сопряженных колес и трибов (меньшее из пары колес называют в приборостроении трибом). Профили ножек зубьев ограничены радиальными прямыми. Параметры колес и трибов определяют по таблицам и формулам из нормали на зубчатые колеса с часовым профилем 130, 32]. [c.345]

В практике конструирования волновых передач используются приближенные зацепления с несопряженными (теоретически) боковыми профилями зубьев. Однако несопряженность профилей в процессе совместной работы принимается минимальной, соизмеримой с погрешностями изготовления. На геометрию зацепления оказывает существенное влияние радиальная деформация Ду гибкого звена волновой передачи. Известны три характерных типа зацепления, у которых Дг/ > /и , Дг/ = и Д < т . [c.352]

Пег — обозначение степени точности 4...8 go (Исг —2) — приближенное выражение влияния действующей ошибки шагов зацепления (корня квадратного из действующей ошибки) б/, и Ир — коэффициенты-пропорциональности, учитывающие влияние косозубости, модификацию головки, приработку, специфику влияния динамических нагрузок на прочность, увеличенные против данных в приложении к ГОСТ 21354— 87 [c.179]

Можно использовать формулы с увели чеиными на углы трения углами зацепления. При этом для прямозубых колес получают точные зависимости, а для не]фямо-зубых -- приближенные, но близкие к точным. [c.197]

Пример 99. Найти приближенную записи-мость между амплитудой и частотой свободных колебаний для системы, изображеииой на рис. 281. Система состоит из физического ма-ятиика, момент инерции которого относительно оси вращения равен У и поступательно движущегося тела массой, равной т. Радиус цилиндрической части маятника R. Проскальзывание в зацеплении отсутствует. Расстояние от оси привеса до центра тяжести маятника d, его вес G. [c.398]

В коническом зацеплении, в отличие от цилиндрического, торцовый коэффициент перекрытия для передач с постоянным радиальным зазором по всей длине зуба в разных торцовых сечениях будет различным по мере приближения к внутреннему торцовому сечению уменьшается. Для прямозубых конических передач наименьшее значение долж но быть больше единицы. Коэффициент осевого перекрытия конических колес с тангенциальными и круговы-выми зубьями приближенно будет [c.140]

КПД планетарного механизма можно определять двумя методами. Первый метод основан на силовом расчете с учетом трения. Второй метод основан на предиоложении, что при обращенном движении силы, действующие на звенья механизма, не изменяются и потому их отношения могут быть выражены через КПД обращенного механизма. Второй метод является приближенным, так как ири обращении движения несколько меняются силы гидравлического сопротивления (в передачах с колесами, погруженными в масляную ванну), не учитываются центробежные силы инерции и т. п. Однако он применяется чаще, так как при расчетах по первому методу надо иметь значения коэффициентов трения в зубчатых зацеплениях, которые, как правило, не известны. При расче- [c.206]

Определение сопряженных поверхностей в пространственных кулачковых механизмах. Сопряженная поверхность, принадлежащая ролику (цилиндрическому, коническому и сферическому), всегда известна. Сопряженную поверхность кулачка можно найти, из юловий основной теоремы зацепления. Но обычно нет необходимости строить эту поверхность или вычислять координаты ее точек, так как она обрабатывается не по точкам, а методом обкатки, при котором режущий инструмент, имеющий форму и размеры ролика, совершают относительно заготовки такое же движение, какое име- ет ролик в движении относительно кулачка. Для приближенного определения характеристик кулачкового механизма (например, угла давления) иногда развертывают сопряженную поверхность кулачка на плоскость, хотя надо помнить, что, за исключением редких частных случаев, эта поверхность не является развертывающейся. [c.229]

В косозубой передаче вопрос о выборе допускаемого контактного напряжения решается сложнее. Дело в том, что выкрашивание обычно развивается на ножках зубьев. Вследствие наклонного положения линий контакта один край этой линии лежит на ножке, а другой край — на головке зуба большего колеса и, следовательно, на ножке меньшего колеса. Поэтому, чтобы выкрашивание произошло вдоль всей линии контакта, нужно превзойти допускаемое напряжение как на ножках ведомого, так и на ножках ведущего колес. Если выкрашивание начинается на ножке ведомого колеса, то после некоторого числа циклов оно перестает развиваться далее, пока не возникает выкрашивание на ножке ведущего. Поэтому контактная прочность косозубого зацепления зависит как от [онх], так и от [ояа]. Зависимость эта довольно сложная. Приближенно можно принять, что расчетное значение коэффициента ксштактных [c.265]

Прочность зубьев червячного колеса на изгиб. Расчетной силой, нагружаюгцей червячное зацепление, как и при расчете зубчатого, считают = Кр2, где Та — окружное усилие червячного колеса, соответствующее номинальной величине передаваемого момента К — коэффициент нагрузки. Приближенно К — - 1,0...1,2. [c.301]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...