Полюс передачи

Мгновенный центр этого вращения (МЦВ) лежит в точке Р, которую называют полюсом зацепления, или полюсом передачи. [c.173]

Разложим по закону параллельных сил окружное усилие Р на водиле на две составляющих и Р , приложенных в точках В и С, где линия графика моментов пересекает линию центров. Эти точки носят название механических полюсов передачи [c.410]

Если полюсы передачи С,, и Седаны между 0 , и Оз, то полюс передачи С,, лежит между О, и О, в точке пересечения прямых 0,0, и С Си- [c.560]

Р, V, М, со—окружное усилие, абсолютная окружная скорость ведущего полюса передачи, момент и угловая скорость ведущего звена. [c.66]

В червячной передаче, так же как и в зубчатой, различают диаметры начальных и делительных цилиндров (рис. 9.2) — начальные диаметры червяка и колеса di, dj — делительные диаметры червяка и колеса. В передачах без смещения dwi—di, d 2=d2. Точка касания начальных цилиндров является полюсом зацепления. [c.173]

Начертить схему червячной передачи, для которой даны в таблице направление резьбы червяка и направление его вращения показать векторами усилия, возникающие в полюсе зацепления при работе передачи, и показать стрелкой направление вращения червячного колеса. Необходимые данные приведены в таблице [c.183]

При передаче крутящего момента Му в зацеплении двух прямозубых колес возникает сила нормального давления <3, действующая вдоль линии зацепления (рис. 191). Перенося силу Q по линии ее действия в полюс зацепления Р и раскладывая ее на окружную силу Р и радиальную Т, получаем [c.285]

На рис. 210, а приведена схема планетарной передачи с одно-венцовым сателлитом. Вектор окружной силы, действующей на рассматриваемое зубчатое колесо, на схеме условно смещен относительно полюса зацепления в сторону центра этого колеса. Например, вектор Pga силы, с которой зуб сателлита g действует на зуб солнечной шестерни а, смещен в сторону центра последней. В передаче неподвижным является коронное колесо Ь, а ведущей — солнечная шестерня а. На рис. 210, б построена картина линейных скоростей, из которой видно, что шестерня а является [c.328]

Расчет сводится к удовлетворению условия, чтобы контактные напряжения в зубьях Off были равны или меньше допускаемых Расчет ведут для зацепления в полюсе, так как выкрашивание начинается у полюсной линии (на ножке), причем полюсная линия в прямозубых передачах находится в зоне однопарного зацепления. [c.165]

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]

Для закрытых передач, несущая способность которых определяется контактной выносливостью, коррекция обычно обеспечивает максимально возможное увеличение радиусов кривизны в полюсе зацепления, для чего выбирают возможно большую сумму коэффициентов смещений [c.174]

Мгновенный центр скоростей - точку Р— называют полюсом зацепления. Термин зацепление в данном случае является синонимом термина высшая пара . Зубчатым зацеплением называют процесс передачи движения поверхностями звеньев высшей пары, которые при последовательном взаимодействии зубьев обеспечивают требуемый закон их относительного движения. [c.120]

Элементы эвольвентной зубчатой передачи. На рис. 13.9 показана зубчатая передача внешнего зацепления полюс зацепления Р, межосевое расстояние а ., начальные окружности радиусами и Эти элементы были рассмотрены [c.373]

При передаче вращающего момента в полюсе П зацепления (рис. 3.127, а) возникает нормальная сила 5, направленная [c.384]

В прямозубой цилиндрической передаче (рис. 18.16, а) нормальная сила Т п направлена по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Эту силу переносят в полюс зацепления и раскладывают на окружную и радиальную составляющие. При заданной расчетной нагрузке в виде вращающего момента T окружную составляющую силу определяют по формуле [c.194]

Выкрашивание рабочих поверхностей зубьев является следствием контактной усталости. материала. Оно выражается в появлении мелких трещин вблизи полюса зацепления, а затем в отрыве мелких частиц с поверхности зубьев. Нарушение сплошной масляной пленки приводит к задирам поверхности. В зацеплении появляются возрастающие динамические нагрузки, ускоряющие разрушение зубьев. Выкрашивание — характерный вид повреждения зубьев для закрытых передач. Для его предупреждения увеличивают твердость рабочих поверхностей зубьев, подбирают соответствующую смазку. [c.200]

В ГОСТ 21354—75 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные. Расчет на прочность расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяют по базирующейся на формуле Герца зависимости [c.603]

Кратко остановимся на вопросе об очертании боковых профилей зубьев. Эти профили не могут быть произвольны. Их очертание должно быть выбрано таким образом, чтобы при равномерном вращении ведущего зубчатого колеса ведомое также вращалось равномерно. В курсе теории механизмов и машин доказывается, что для выполнения этого требования боковые профили зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых нормаль, проведенная через точку касания профилей при любом их положении, всегда проходит через одну и ту же точку на линии центров передачи — полюс зацепления. На рис. 340 — это точка касания начальных окружностей зубчатых колес. [c.353]

Рассмотрим условия работы зуба в зацеплении. При передаче вращающего момента Mi в зацеплении двух прямозубых колес возникает сила нормального давления К , действующая вдоль линии зацепления NN (рис. 3.71). Перенося силу по линии ее действия в полюс зацепления П и раскладывая ее на окружную силу Ft и радиальное Fr, получаем [c.447]

При передаче вращающего момента Т в зацеплении зубчатых колес действует сила нормального давления F (рис. 7.19, в) и связанная с относительным геометрическим скольжением активных поверхностей зубьев сила трения где /—коэффициент трения скольжения. Как было установлено в 7.2, скорость скольжения прямо пропорциональна расстоянию контактных точек от полюса при зацеплении в полюсе скорость скольжения равна нулю. [c.129]

Расчет зубьев на контактную усталость. Контакт двух зубьев цилиндрических зубчатых колес рассматривается как контакт по образующим двух цилиндров и, следовательно, является линейным контактом. Наибольшие контактные напряжения (рис. 7.24) возникают при соприкосновении зубьев в полюсе (в зоне однопарного зацепления прямозубых передач). [c.133]

На рис. 7.32 показано круговое зацепление зубьев в нормальном сечении. Профили зубьев, очерченные дугами окружностей, не являются сопряженными, так как они не удовлетворяют требованиям основной теоремы зацепления (общая нормаль NN не будет все время проходить через полюс П), следовательно, для обеспечения постоянства передаточного числа передача Новикова должна быть косозубой. [c.151]

В механизмах с переменным передаточным отношением различные положения полюса А на линии и форма центроид и аксоид звеньев 1 к 2 (начальные кривые) определяются заданным законом изменения передаточного отношения = / (фх) (рис. 2.5, г — зубчатая передача со спиральными колесами, рис. 2.5, е — кулачковый механизм). [c.37]

Если полюс А неподвижен, то центроидой звена I будет окружность с радиусом = OiA (рис. 2.5, и — реечно-зубчатая передача). Если полюс А перемещается по линии О О , то центроидой звена 1 будет кривая линия, соответствующая заданной зависимости О А = (рис. 2.5, 3 — кулачковый механизм). [c.37]

Отметим, что на каждом колесе имеется по одной соосной поверхности (цилиндр — в цилиндрической передаче), которые касаются друг друга, и в любой точке касания (контакта) вектор относительной скорости равен нулю. Эти поверхности называют начальными, а концентрические окружности, принадлежащие им, — начальными окружностями. Они описываются из центров и проходят через полюс. Из соотношений (20.5) следует, что диаметры начальных окружностей [c.324]

Прямозубая цилиндрическая передача. Силу F раскладывают на окружную F, и радиальную F, составляющие. Для упрощения расчетов окружную силу в полюсе определяют по отношению к делительной окружности и обозначают Р- [c.339]

При увеличении числа зубьев до бесконечности колесо превращается в основную рейку, а эволь-вентный профиль зуба — прямолинейный, нормальный к линии зацепления (рис. 9.7), т. е. начальная окружность колеса обращается в прямую линию, называемую делительной прямой рейки. При работе реечной передачи делительная прямая рейки проходит через полюс зацепления U и перекатывается без скольжения по начальной окружности колеса. Профиль зуба рейки прямолинейный, трапецеидальной формы, с углом профиля 2а между боковыми сторонами. [c.158]

Точка Р пересечения линии действия п—п с линией центроз 0,02 называется полюсом передачи. Из подобия треугольников С, Л Я II 0,A.jP следует, что =--0.,Р,0.Р. Отсюда [c.180]

Рис. 4. Зависимость относительной износостойкости прямозубых передач от контактного напряжения в полюсе передачи (т = 5 мм, Zj/Zj = 16/32, сталь 12ХНЗА, HR = 52) при смазке маслами различной вязкости слева направо ИС-12, ТС-14.5, трансмиссионное автотракторное, гипоидное, цилиндровое 52

Зубья соприкасаются не в полюсе (передача внеполюсная), а в некоторой точке М, лежащей на линии NN. Если разность [c.442]

Метод Кутцбаха. Из схемы передачи а (фиг. 424) на плане скоростей Ь получается линия центра О, О2 и полюс передачи 12- [c.558]

Исходя из полюса передачи С , находят между осями О, и О, полюс передачи 14 и т. д. Обратно, таким же путем можно передаточное число двухосной передачи бысгро заменить передаточным числом многоосной передачи. [c.560]

Рассмотрим первый вариант как наиболее распространенный. В этой передаче два начальных цилиндра с диаметрами а,, и перекатываются друг по другу без скольжения (см. рис. 216) Проведем из точки Ро линию под углом (90° — ад) к линии центров колес О1О2 и на расстоянии I от точки Р возьмем точку К (здесь Од — угол давления, образованный нормалью к поверхности зуба в точке К и касательной к начальным окруж-нос ям, проведенной через точку Ро). Проведем линию зацепления Кк, параллельную линии полюсов РоР. Точка контакта зубьев К перемещается вдоль линии зацепления с постоянной скоростью при постоянных угловых скоростях вращения начальных цилиндров, а на поверхностях, связанных с вращающимися ци-лигдрами, точка К" опишет винтовые профильные линии КП и КПг- Если взять теперь в качестве образующей фигуры окружность радиуса I и перемещать ее поочередно по винтовым профильным линиям так, чтобы точка К все время совпадала с этими линиями, то следы образующей окружности создадут винтовые цилиндры. Часть выпуклого цилиндра образует зуб шестерни, а вогнутого — впадины колеса. Зуб шестерни, имеющий круговую форму в торцовом сечении, находится на внешней стороне начального цилиндра, а впадина на втором колесе — внутри начального цилиндра. [c.341]

Если ведущим является зубчатое колесо с выпуклым профилем зубьев, то точка контакта расположена за полюсом и передачу называют заполюсной. Если ведет колесо с вогнутым профилем, то передача становится дополюсной. [c.203]

Теперь надо сделать силовой расчет первичного механизма. К его подвижному звену / приложень следующие силы и моменты (рис. 5.7,d) ставшая известно й сила F12 = —/ 21, сила тяжести Gi, главный вектор сил инерции Ф>, главный момент сил инерции М<, , неизвестная по модулю и направлению реакция Fu> стойки, действующая в шарнире А, и неизвестная по модулю движущая сила являющаяся воздействием зубчатого колеса 2" на зубчатое колесо z. Линия действия силы Гд проходит через полюс зацепления Р под углом зацепления а г- Положение полюса Р и величина угла (1№ определяются из геометрического расчета зубчатой передачи (см. гл. 13). [c.190]

На рис. 14.10 показаны три проекции начальных цилиндров винтовой передачи с радиусами г .] и и концентричные им основные цилиндры с радиусами r i и rir>. Винтовые линии на начальных цилиндрах показаны в положении касания в точке Р — полюсе зацепления, п — п — нормаль к ним. Общая касательная т —т составляет с осями колес соответственно углы Pi,, и сумма Koropiiix равна углу 2. [c.396]

Гжорость скольжения, зубьев колес винтовой передачи при контакте их в полюсе не равна нулю. [c.397]

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]

Начальные окружности (см. рис. 3.77) относятся только к зубчатой передаче. Обозначим отрезки О П и через Ги,х и и представим их радиусами окружностей, имеющих постоянное касание в полюсе зацепления П, тогда согласно основной теореме зацепления (й1/(й2=Ги,2/ ш1, откуда получаем равенство окружных скоростей Ю1 а 1=<а2Гша. Это значит, что при вращении зацепленных зубчатых колес окружности радиусов Ги,1 и / а перекатываются одна по другой [c.334]

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]

Расчетная удельная нагрузка. Наибольшие нормальные силы действуют на зубья колес, когда в зацеплении находится одна пара зубьев, при этом зона их контакта расположена около полюса зацепления. Поэтому усталостное разрушение зубьев (осповидный износ) происходит в средней части боковой поверхности зуба. Неточности изготовления и сборки передачи, упругие деформации валов и колес, толчки и удары, происходящие в момент входа зубьев в зацепление, учитывают путем введения в расчетные формулы коэффициента концентрации нагрузни Хк и коэффициента динамичности нагрузки [c.175]

Знак плюс относится к передачам внешнего зацепления, а минус — внутреннего зацепления. Радиусы кривизны эвольвент при контакте зубьев в полюсе зацепления = r sma = = а sin a/(ti2 1) Рг = "г sin а = aii2/(ii2 ) Приведенный радиус кривизны [c.177]

В зацеплении Новикова первоначальный контакт зубьев происходит в точке, и зубья касаются только в момент прохождения профилей через эту точку, а непрерывность передачи движения обеспечивается винтовой формой зубьев. Поэтому зацепление Новикова может быть только косозубым. Практически угол наклона зубьев р=10...22°. Положение точки контакта зубьев характеризуется ее смещением от полюса, а линия зацепления пп расположена параллельно осям колес. При приложении нагрузки в результате упругой деформации точечный контакт переходит в контакт по малой площадке (рис. 9.41), которая, перемещаясь (показано стрелкой А) вдоль зубьев (а не по профилю зубьев, как в эвольвентной передаче), постепенно возрастает, достигая максимального значения на среднем участке ширины колес. Это повьпиает не только нагрузочную способность передачи по контактным напряжениям, но и создает благоприятные условия для образования устойчивого [c.219]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...