Косозубые и шевронные передачи

Примечания 1. Материал шестерни улучшен, материал колеса нормализован. 2. Срок службы редуктора неограничен. 3. Коэффициент нагрузки принять равным 1,3. 4. Характер нагрузки —спокойная с незначительными колебаниями. 5. Для косозубых и шевронных передач углом наклона зуба задаться. [c.167]

В табл. 6.5 приведены рекомендуемые ГОСТ 16532—70 значения XI и Х2 для колес прямозубых, косозубых и шевронных передач. [c.100]

Уз — коэффициент, учитывающий наклон зуба К3 — I — прямозубые передачи, Ур = 1 — р°/140 — косозубые и шевронные передачи [c.114]

Рис. 9.7. График для определения коэффициента К на. для косозубых и шевронных передач

При косозубой и шевронной передачах принимается для расчета [c.193]

Твердость шестерен косозубых и шевронных передач рекомендуют выбирать возможно выше, для чего подвергать шестерни поверхностной закалке, цементации или азотированию, это повышает контактную прочность косозубой и шевронной пары. [c.162]

Косозубые и шевронные передачи. В точных косозубых передачах в связи с большим общим коэффициентом перекрытия и лучшей приработкой нагрузка распределяется между зубьями более равномерно. [c.167]

Специфика вопросов прочности косозубых и шевронных передач и особенности расчетов. 1. Пониженные динамические нагрузки и соответственно коэффициент динамичности Kf (см. с. 178). [c.170]

Расчет на контактную усталость прямозубых передач ведется по колесу, для которого допускаемое напряжение меньше расчет косозубых и шевронных передач ведется но условному допускаемому напряжению [c.141]

Расчет косозубых и шевронных передач на прочность производят по формулам, мало отличающимся от формул для прямозубых колес. [c.220]

Сравнение результатов расчета прямозубых, косозубых и шевронных передач, работающих при одина- [c.200]

Для приближенных расчетов при встречающихся на практике значениях и р отношение е /соз = 1,25... 1,35. Следовательно, для косозубых и шевронных передач приближенно [c.262]

В качестве допускаемого контактное напряжение для прямозубой передачи принимают того зубчатого колеса, для которого оно меньше, а для косозубой и шевронной передачи — по формуле [c.267]

Коэффициенты смещения у зубчатых колес рекомендуется выбирать по табл. 4 для прямозубой передачи и по табл. 5 для косозубой и шевронной передач. Основные элементы зубчатого зацепления со смещением указаны на рис. 8, 9, 10. [c.246]

Для косозубых и шевронных передач Кдр, определяют по графику (рис. 45) для 7-й степени точности и окружной скорости = 15,7 м/с Кд( =1,10 [c.355]

Для косозубых и шевронных передач принимают [c.374]

Коэффициент, учитывающий наклон зуба, У Для прямозубых передач = 1. Для косозубых и шевронных передач определяют по графику (рис. G4) или по формуле Уд = 1-- Р 14U где р в градусах. При 42 Ур =0,7 [c.375]

При струйной смазке горизонтальных зубчатых передач с помощью сопел и окружной скорости колес меньше 12 м сек масло подводится к зубчатому зацеплению всегда сверху вне зависимости от направления вращения зубчатых колес. В вертикальных зубчатых передачах при окружной скорости меньше 12 м сек масло может подаваться на зацепление с любой стороны независимо от направления вращения. При больших окружных скоростях в косозубых и шевронных передачах масло рекомендуется подводить со стороны входа зубьев в зацепление, а в прямозубых передачах — со стороны выхода. Подвод масла в прямозубых передачах со стороны входа зубьев в зацепление не рекомендуется вследствие вредного влияния запирания масла между зубьями на контактную усталость зубьев. В шестеренных клетях реверсивных двухвалковых станов (например, блюмингов) масло обычно подводится сверху на верхний шестеренный валок. При подаче масла в зону зацепления сопла обычно устанавливаются по биссектрисе угла, образованного касательными к окружностям головок колеса и шестерни, построенными в точке пересечения этих окружностей (фиг. 2, б). Чаще всего при- [c.11]

Такая разбивка рекомендуется для косозубых и шевронных передач при их длительной работе с мало изменяющейся нагрузкой [19], если лс > О и > 1,4 (табл. 6). [c.234]

Допуски на межцентровое расстояние и на диаметры окружностей выступов зубчатых колёс, даже если эти окружности и не являются базой для измерения толщин зубьев, должны быть достаточно жёсткими, особенно в косозубых и шевронных передачах, чтобы избежать чрезмерного сокращения длины зацепления. [c.292]

Коррекция зацепления косозубых и шевронных передач. При продолжительной работе с более или менее постоянной нагрузкой среднескоростные и быстроходные зубча- [c.300]

В косозубых и шевронных передачах с малым запасом надежности против заедания при больших окружных скоростях целесообразно увеличить угол наклона зубьев до 40—45° это позволяет снизить наибольшие скорости скольжения в зацеплении и повысить скорость перемещения контактных линий по поверхностям зубьев, что благоприятно сказывается на величине коэффициента трения и на температуре в контакте. [c.399]

Для косозубых и шевронных передач, по сравнению с прямозубыми, характерно повышенное сопротивление усталости при изгибе. Для этих передач условие прочности дополняется коэффициентами Kg, Кр [c.268]

S. Коэффициент смещения у зубчатых колес косозубой и шевронной передач [c.403]

Допускаемое контактное напряжение передачи о [ р, МПа Принимают для прямозубых передач минимальное из а цру и а цР2 > т.е. °НР " °НРг для косозубых и шевронных передач по формуле °НР (Оя/ НР2 ) °НР min [c.568]

Коэффициент, учитывающий влияние проявления погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, 5/ Для косозубых и шевронных передач Ьр = 0,006. Для прямозубых передач с модификацией головки 5 =0,011. Для прямозубых передач без модификации головки 5 , =0,016. [c.573]

Для косозубых и шевронных передач определяют по табл. 105, п. 23. При этом в уточненных расчетах принимают >><.=0 и а >0,4. [c.575]

Для прямозубых передач = 770, для косозубых и шевронных передач = 675. [c.594]

Для прямозубых передач 0=495, для косозубых и шевронных передач Ао=430. [c.594]

В качестве допускаемого контактного напряжения адр для косозубой и шевронной передачи принимают условное допускаемое напряжение, определяемое по формуле [c.594]

Для косозубых и шевронных передач в качестве допускаемого контактного напряжения ая/> принимают условное допускаемое контактное напряжение, вычисляемое по формуле [c.596]

Уточненный расчет допускаемых напряжений для косозубых и шевронных передач 596 [c.871]

В общем машиностроении экономически выгодно применять передачи с твердостью зубьев Я НВЗбО. При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же марки стали, но с различной твердостью (различной термообработкой) . Для лучшей приработки зубьев и равномерного их износа для прямозубой передачи рекомендуется твердость материала шестерни выбирать на 20...30 единиц НВ больше, чем для колеса НВ1>НВ2-Ь20...30. Эта рекомендация вызвана тем, что шестерня за один оборот колеса входит в зацепление с ним в передаточное число раз больше, а поэтому возможность усталостного разрушения ее зубьев выше. Для косозубых и шевронных передач материал шестерни целесообразно выбирать с твердостью, значительно превышающей твердость материала колеса — не менее чем на 50...80 единиц НВ НВ1 НВ2+50...80. Это позволяет существенно новы сить нагрузочную способность косозубых передач. При твердости Я НКС45 обоих колес не требуется обеспечивать разную твердость материала шестерни и колеса. [c.342]

Расчет на прочность косозубых и шевронных колес в основе своей аналогичен расчету прямозубых. Как только что упоминалось, косозубые и шевронные передачи по сравнению с пря.мозубыми имеют ряд оцобенностей, которые учитываются при расчете на прочность следующим образолм в формулах (7.5) и (7.7) вместо числового коэффициента 495 принимается 430 и вместо 10-10 применяется 8,5 10 расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [c.456]

При окружной скорости менее 12 Mj eK в горизонтальных передачах струйную смазку рекомендуется подавать в зону зацепления всегда сверху, при большей же скорости — пс направлению вращения (т. е. со стороны входа зубьев в зацепление) в косозубых и шевронных передачах и против направления вращения (т. е. на удаляющиеся от зоны зацепления поверхности зубьев) — в прямозубых передачах. При очень высоких окружных скоростях прямозубых колёс может оказаться необходимым подавать небольшое количество [c.297]

С целью уменьшения динамических нагрузок в зацеплении и шума передачи, вызываемых неточностями изготовления зубчатых колес, и во избежание заедания в первый период работы применяется фланкирование зубьев, но оно уменьшает минимальную длину контактных линий в косозубых и шевронных передачах (в отличие от прямозубых), поэтому фланкирование не следует применять в тех передачах, в которых надежность против заедания достаточна и при нефлан-кнрованных зубьях. [c.397]

Распределение нагрузки между парами зубьев зависит от суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке. Для прямозубых передач Kfjf =Kp =, для косозубых и шевронных передач [c.260]

В косозубых и шевронных передачах зубья входят в зацепление постепенно. Линия контакта (см. рис. 11.17, г) перемешдется у ведомого колеса от вершины зуба к основанию (у ведущего — в обратном направлении). Изгибная жесткость зубьев при контакте вершиной зуба меньше, чем серединой. Поэтому коэффициент динамической нагрузки косозубых колес меньше, чем у прямозубой передачи. Расчет ведут с учетом геометрии в сечении, нормальном к направлению зуба. Результирующая сила в нормальной плоскости на делительной окружно- [c.263]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...