П пары зубьев

Аналогично предыдущему условием зацепления по максимуму п пар зубьев и по минимуму п — 1 представится в виде [c.431]

Таким образом, наиболее нагруженной оказывается первая пара. Суммарное перемещение в контакте зубьев этой пары при работе п пар зубьев [c.90]

Величина F.j силы трения скольжения равна Ft = /f i. где F21 — сила давления зуба колеса 1 на зуб колеса 2 в предположении, что давление воспринимается одной парой зубьев и направлено по нормали п — п к профилям зубьев, / — коэффициент трения. Величина силы fo] может быть определена обычными методами кинетостатики, указанными выше (см. 55). [c.316]

Рассмотрим (рис. 7.4) схему эвольвентного зацепления пары зубьев колес, вращающихся вокруг осей и О 2 с угловой скоростью oi и г- Положение полюса зацепления П определяется согласно основной теореме зацепления, а общая нормаль NN к профилям зубьев в точке контакта — касательная к основным окружностям 1 и 2, диаметры которых в соответствии со стандартом обозначены d i и db2- Так как основные окружности имеют постоянный диаметр, то общая нормаль NN и полюс П будут занимать постоянное положение, следовательно, точка контакта зубьев перемещается по общей нормали, называемой поэтому линией зацепления. Прямая линия зацепления присуща только эвольвентному зацеплению. [c.111]

Из рассмотрения вопроса о коэффициенте одновременности зацепления (п.58) мы знаем, что коэффициент дает указание о среднем числе пар зубьев, находящихся в одновременном зацеплении, и чем это число оказывается большим, тем зубчатые колеса спокойнее работают на больших скоростях. Как видно из графиков на рис. 435 и 436 больших значений для е, чем е 2 при а = 20°, и больших, [c.460]

Отношение наибольшего контактного напряжения сжатия или сдвига пары зубьев в данной точке зацепления к наибольшему контактному напряжению сжатия или сдвига в полюсе зацепления (при одной п той же нагрузке) [c.220]

Механический к. п. д, передачи т1 зависит от тщательности изготовления п пригонки зубьев и числа пар зубчатых колёс, участвующих в передаче (см. гл. XX). При тщательном изготовлении каждая цилиндрическая пара имеет = 0,9 <-ь0,986, коническая т) = 0,97. При недостаточно внимательном уходе, при износе зубьев и подшипников к. п. д. уменьшается до т] = 0,8/, при этом колёса работают неспокойно. Общий механический к. п. д. передачи с учётом потерь в подшипниках выражается [c.497]

Система (4.26) является замкнутой с разделяющимися переменными, т. е. распадается на две системы первые три уравнения решены в п. 3.3, последние два представляют собой 2 — 1 раз статически неопределимую систему. В формуле (4.26) — реактивный момент -й пары зубьев соединения относительно оси хх, Му1 — то же [c.151]

Для определения к. п. д. зубчатых колес находим среднюю мощность трения, затраченную в процессе зацепления одной пары зубьев. [c.471]

Предположим, что 1 и что (п+1)-я пара зубьев вош- [c.90]

При большом коэффициенте перекрытия зубчатые передачи спокойнее работают и менее требовательны к точности изготовления зубьев. Объяснить это можно следующим образом. Если работает одна пара зубьев, то всякий дефект в профиле (например, выемка) вызывает изменение закона движения ведомого колеса, сопровождающееся динамическими нагрузками, шумом и т. п. Если работают одновременно две пары зубьев, то выемка в одном из профилей вызывает только перераспределение нагрузок между зубьями и почти не влияет на закон движения ведомого колеса. Поэтому избыточную связь, возникающую вследствие одновре- [c.183]

К валу Оз зубчатого механизма приложен момент сопротивления М2 = 9 нм, коэффициент полезного действия механизма П = 0,9. Определить приведенный к валу Ох колеса 1 момент от сил трения во всех кинематических парах механизма, если числа зубьев колес равны - = 20, = 40. [c.130]

На рис. 2.29 показан механизм конических зубчатых колес. Оси колес 2 п 3 пересекаются в общем центре О. В этом же центре пересекаются все образующие поверхности зубьев. Поэтому этот механизм относится таклсе к сферическим механизмам. Звенья /, 2 и 1, 3 образуют вращательные пары. Звенья 2 и 3 образуют высшую пару IV класса, так как перемещение вдоль образующих поверхностей зубьев отсутствует. [c.49]

Пусть входным колесом, к которому приложен уравновешивающий момент Afy, является колесо /, а выходным, к которому приложен момент — колесо 2. Момент представляет собой результирующий момент от внешних сил и пары сил инерции. По направлению вектора V скорости точки С (рис. 13.20) определяем направления угловых скоростей (Oj и Wa колес J и 2. Направление действия момента Му должно совпадать с направлением угловой скорости о)т, так как колесо I является входным. Направление действия момента Мз должно быть противоположным направлению угловой скорости 0)2, потому что колесо 2 является выходным. Где бы ни происходило касание профилей и зубьев колес / и 2, нормаль п — п к этим профилям будет проходить через точку С касания начальных окружностей, являющуюся мгновенным центром в относительном движении колес 1 vi 2. В дальнейшем удобно будет всегда считать силы или F12 приложенными в точке С и направленными по нормали п — п. Для определения того, в какую сторону надо откладывать угол а (рис. 13.20,а) между нормалью п — пи касательной t — t к начальным окружностям в точке С, будем руководствоваться простым правилом. [c.269]

Как изменятся контактные напряжения и напряжение изгиба в зубьях второй пары двухступенчатого соосного редуктора (рис. 9.22), если взамен зубчатой пары с гп = 4 мм Z.J = 25 2 = 100 В= 75 мм-, os р = 0,99 установить зубчатую пару с /п = 2 мм г з = 50, z i = 200, В = 75 мм и os р = 0,99. [c.165]

Основные сведения о допусках конических и гипоидных передач. Комплексы показателей норм точности и бокового зазора для передач, пар зубчатых колес и конических зубчатых колес указаны в табл. П9. Наименования и условные обозначения показателей, относящиеся только к коническим и гипоидным передачам, приведены в таб.п. П10, а общих с цилиндрическими зубчатыми колесами и передачами-в табл. П4. Виды сопряжения зубьев конических и гипоидных передач указаны в табл. [c.174]

Исходный контур. Исходным контуром называется контур рейки, дающий правильное беззазорное зацепление с зубчатым колесом. Этот контур положен в основу проектирования зубчатых передач и профилирования зуборезного инструмента. Исходный контур представляет собой зубчатую рейку с прямолинейным профилем (рис. 3.83). Форма и размеры нормального (без смещения, см. 3.34) номинального исходного контура на цилиндрические колеса установлены СТ СЭВ 308—76. Параметры исходного контура угол профиля а=20° высота головки На—т высота ножки /1/=1,25/л глубина захода зубьев в паре исходных контуров /1 =2 т — эта рабочая часть рейки, т. е. то наибольшее линейное значение, на которое зубья одного колеса заходят во впадину другого радиус кривизны переходной кривой / /=0,38/п радиальный зазор с=0,25 т. [c.336]

Решения системы уравнений (23.9) позволяют определить функцию f (х), т. е. картину распределения реакции вдоль контактных линий. Это позволяет рационально конструировать звенья механизмов и элементы кинематических пар, стремясь к выравниванию нагрузки вдоль контактных линий, например, в зубчатых механизмах зубьям придавать бочкообразную форму, что, кроме того, повышает класс кинематической пары в зацеплении, в фрикционных механизмах делать криволинейные образующие колес и т. п. Использование реального закона распределения нагрузки позволяет избежать ошибок при конструировании звеньев механизма. Учет действия различных факторов проводится добавлением в уравнения системы (23.9) соответствующих перемещений участков контактных линий. [c.298]

Если при расчете по формуле (13.27) получится t непрерывности процесса зацепления зубьев не будет одна пара зубьев успеет выйти из зацепления еще до того, как следую-П-1ая пара зубьев войдет в него. Поэтому минимально допустимым значением к является 1,05, которое обеспечивает непрерывность процесса нацепления с 5%-ным запасом. [c.379]

Косозубые зубчатые колеса. Для передач между парал-лелльными осями применяются также колеса с косыми зубьями. Зубья таких колес выполняют по винтовой линии, как показано на рис. 18.7, (2, с углом наклона на делительном цилиндре р. В этом случае зубья одновременно соприкасаются не по всей длине, а линия их соприкосновения Л — Л, перемеш,ается по поверхности зуба и лежит в плоскости зацепления П, касательной к основному цилиндру. Чем больше угол 1 наклона зубьев, тем дольше пара зубьев будет находиться в зацеплении. Угол Р = 8...18" для обоих колес зубчатой пары должен быть одинаковым. [c.184]

Рассмотрим силы, действующие в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи (рис, 7.8). При изображенном на этом рисунке контакте пары зубьев в полюсе П скольжение (следовательно, и трение) отсутствз ет, зацепление будет од- [c.116]

Рассмотренная методика учитывает однопарное зацепление, когда нагрузка передается одной парой зубьев. При коэффициенте перекрытия больше единицы расчет на износ следует вести по методике для жесткосвязанных (статически неопределимых) сопряжений (см. гл. 7, п. 1). [c.315]

При ремонте оборудования и составлении альбомов чертежей запасных частей часто требуется определять основные параметры зубчатых передач на основании замеров зубчатых колес. Точное расиоапа-ваште параметров зубчатой пары нередко оказывается затруднительным, а иногда и вовсе невозможным, в особенности если зубья вследствие износа пли повреждения потеряли первоначальную форму. В такпх случаях приходится проектировать пару заново по заданным межцентровому расстоянию п числам зубьев, пользуясь формулами и указанпямп,приведенными выше. [c.326]

После того, как зуб одной из шестерен приходит в точку, лежащую на линии зацепления на расстоянии, равном основному шагу от точки С, вторая пара зубьев начинает входить в зацепление в точке С и образует защемленный объем. По мере поворота шестерен защемленный объем уменьшается, так что в этой зоне создается повышенное давление, а затем увеличивается, и давление в нем падает. Если не предусмотреть дренажей, то на первом участке пути пары зубьев в защемленном объеме давление может подняться настолько, что могут разрушиться подшипники роторов, погнуться их валы, что приведет к касанию между ротором и шарниром и т. п. Если же конструкция вьшолнена с большими запасами ио прочности, то поднявшееся давление приведет к полезному увеличению момента тормоза, а жидкость будет выдавливаться на сторону [c.107]

Равномерность шага измеряют следующим способом червячное колесо надевают на оправку 2, подводят щупы к одноименным профилям пары зубьев и настраивают оба мпкрокатора на нулевое деление, затем отводят измерительную головку, поворачивают колесо на следующий зуб, подводят головку до упора (на рисунке пе виден) и доворачивают шестерню до тех пор, пока стрелка одного из микрокаторов займет нулевое поло/кенпе, прп этом замечают показания второго микрокатора, т. е. величину отклонения размера по шагу. Так фиксируют величину и направление отклонений каждого зуба. После этого подсчитывают наибольшую разность соседних шагов п накопленную погрешность шагов. [c.385]

Пример. Определить к. п. д. крестовидной муфты с люфтовыбирателем (рис. 12), пружины которого развивают усилие Р р = 400 Г. Расстояние между осями соединяемых валов Дг = 0,05 мм расстояние между центрами шариков люфтовыбирателя с = 40 мм. Коэффициент трения в паре зуб поводка — паз крестовины = 0,20. Коэффициент трения в паре шарик люфтовыбирателя — зуб поводка Ц2 = 0,16. Момент нагрузки на ведомой части муфты М г = 120 Г- с. . [c.58]

Папкепрааг п пара сопряжённых Соковых поверхностей зубьев, сопряжённые боковые поверхности зубьев [c.77]

Удельное скольл<ение зубьев 444 — 446 Управление программное 582 — 590 Урапновешиваиие динамических нагрузок п кинематических парах 27G ---- па фундамент 276 [c.638]

Конструктивные присоединительные элементы с подвижным контактом образуют подвижные соединения, иапри-мер зубья зацеплений, элементы деталей подшипников каче-Г1ИЯ, элементы направляющих прямолинейного движения, поверхности кулачков и толкателей и т. п. Все такие элементы составляют кинематические пары поступательные, вращательные, винтовые и др. В подвижных соединениях сопряженные элементы обеспечивают взаимную ориентацию сопря-гаемых деталей и передачу усилий при их относительном движении по заданному закону. Изображения таких пар см. 17 Изображения соединений деталей . Размеры формы таких ). 1е ептов выгюлняются, как правило, с высокой точностью, поэтому па рабочих чертежах эти размеры имеют малые допуски. [c.135]

Притпры выполняют в виде зубчатых колес. В зацеплении в результате давления между зубьями П[штира и обрибатыааемого колеса мелкозернистый абразив в смеси с маслом внедряется в более мягкую поверхность притира. Благодаря скольжению, возникающему между зубьями при вращении пары, зерна абразива снимают мельчайшие стружки с обрабатываемого колеса. При зубопри1ирке происходит искусственный износ материала колеса в соответствии с профилем зуба притира [c.384]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...