Геометрия зацепления колес

Геометрия зацепления колес [c.165]

ГЕОМЕТРИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ КОЛЕС [c.156]

Геометрия зацепления. В отличие от рассмотренных выше зацеплений зубья колес волновых передач дополнительно перемещаются в радиальном направлении При этом относительное движение колес значительно сложнее, чем в простых передачах. Однако геометриче- [c.351]

Геометрия червячного колеса. На рис. 8.5 изображено червячное колесо в зацеплении с червяком и показаны основные размеры колеса, а именно [c.168]

Расчетом на прочность определяют размеры зубчатой передачи, при которых не возникнет опасность повреждения зубьев колес. Это возможно при взаимосвязанном расчете прочности и геометрии зацепления, ибо с изменением геометрии меняется и нагрузочная способность зубчатого зацепления. [c.134]

Рис. 11.3. Схема к геометрии зацепления конических колес 1,2,3 — образующие внутреннего, среднего и внешнего дополнительных конусов 4 —эквивалентное колесо

Результаты комплексных исследований несущей способности редукторных и трансмиссионных зубчатых передач [1—4] показали, что существенным фактором, определяющим долговечность и надежность тяжелонагруженных зубчатых колес, является правильный выбор смазочных масел и присадок к ним. Смазочные материалы, используемые для зубчатых передач машин, необходимо рассматривать как своего рода конструкционный материал со свойствами, влияющими на работоспособность зубчатых передач не в меньшей степени, чем геометрия зацепления и свойства материалов, из которых изготавливаются зубчатые колеса. [c.386]

Основные обозначения и термины, относящиеся к геометрии зацепления цилиндрических зубчатых колес [c.215]

В курсе Детали машин изучают методы расчета зубчатых передач на прочность и долговечность. При этом предполагается, что из курса Теория механизмов изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопросам излагаются в курсе Детали машин в том объеме, какой необходим для уяснения основных положений расчета на прочность. [c.119]

Расчет напряжений базируется на формулах ГОСТ 21354—75, включающих ряд коэффициентов, которые зависят от типа передачи, геометрии зацепления, условий нагружения и других факторов. Применительно к зубчатым колесам агрегатов трансмиссии автомобилей на основе указанного стандарта разработана методика расчета напряжений, учитывающая их особенности [ПО]. В дальнейшем эта методика использована при расчете коэффициентов преобразования моментов в напряжения. [c.140]

Цилиндрические передачи. Ниже приведены обозначения, термины и определения, относящиеся к геометрии зацепления цилиндрических зубчатых колес, необходимые для вычерчивания рабочих чертежей (рис. 283 и 284). [c.216]

Геометрия зацепления долбяка с нарезаемым колесом [c.747]

При проектировании долбяка необходимо выполнить следующее требование два колеса с любыми числами зубьев, нарезанные новым или сточенным долбяком, должны правильно зацепляться между собой. Геометрия зацепления пары долбяк-колесо может наложить на зацепление колес, нарезанных данным долбяком, некоторые ограничения. Они приводят к тому, что устанавливается определенный диапазон чисел зубьев колес, нарезаемых данным долбяком, которые могут правильно между собой зацепляться в любых сочетаниях только в пределах этого диапазона. [c.754]

Для зубчатых колес рассматриваемой группы твердость должна назначаться с учетом их размеров. Это связано с необходимостью обеспечения достаточной стойкости инструмента и требуемой точности, поскольку затупление в процессе нарезания приводит к искажениям в геометрии зацепления. [c.31]

При расчете геометрии зацепления и прочности некоторого зацепления планетарной передачи зубчатым колесам помимо принятых буквенных обозначений (см. рис. 6.1 и табл. 6.1) присваиваются индексы 1 и 2 соответственно меньшему и большему элементу сцепляющейся пары. Так, например, при расчете зацепления а — д при z индекс 1 закрепляется за обозначениями, относящимися к центральному колесу а, а индекс 2 относится к сателлиту д. Возможные сочетания зубчатой пары шестерня — колесо для основных типов планетарных передач представлены на рис. 6.13. Значения и и других параметров передач, выделенных из планетарных механизмов А, В и Зк, приведены в табл. 6.10. Для расчета геометрии зацепления планетарных передач в основном используются зависимости и соответствующие схемы алгоритмов из 2.1 с учетом некоторых особенностей внутреннего зацепления, отмеченных ниже. [c.126]

Аналогично колесам с внешним зацеплением могут быть нарезаны колеса со сдвигом и с внутренним зацеплением с использованием сдвига долбяка. Формулы для расчета параметров такого зацепления могут быть получены из рассмотрения геометрии зацепления. I [c.458]

Основные обозначения и термины, относящиеся к геометрии зацепления цилиндрических зубчатых колес (Обозначения расположены в порядке алфавитов — латинского и греческого определения терминов даны в табл.. Ч обозначения, относящиеся к шестерне, получают индекс ш, к колесу — индекс к индекс п относится к нормальному сече-1ШЮ, индекс 8 — к торцовому) [c.17]

Кроме контакта на обкатной части зуба имеется также постоянный контакт на всей длине зацепления по средней плоскости колеса, но этот контакт не так полноценен из-за того, что поверхность зуба имеет здесь перелом, а отсутствие перемещения контакта приводит к местному перегреву поверхности зуба колеса, а следовательно, и смазки в этом месте, где поэтому трение и износ выше, чем на обкатной части зуба. Эта часть контакта несет незначительную часть нагрузки. Износ червяка и колеса в пределах поля зацепления неравномерен, и геометрия зацепления отклоняется от первоначальной классической (рис. 9). Под достаточной нагрузкой изменение (модифицирование) зацепления носит асимптотический характер, и далее в процессе износа зацепление уже не меняется, приобретая форму естественной модификации, которой свойственны повышенные несущая способность (или износостойкость) и к. п. д. [c.243]

Чрезмерные де рмации генератора и жесткого колеса приводят к интерференции головок зубьев при входе в зацепление и тем самым ограничивают нагрузочную способность передачи. При большой интерференции передача заклинивается, что, как правило, приводит к разрушению генератора или гибкого колеса. Менее значительная интерференция сопровождается задиром и заеданием рабочих поверхностей зубьев. В результате изменяется геометрия зацепления, а следовательно, нагрузочная способность передачи. Небольшая интерференция может быть устранена приработкой зубьев в процессе обкатки передачи при постоянном повышении нагрузки. [c.169]

Отметим, что при втором варианте геометрии зацепления прочность гибкого колеса больше примерно в 1,5 раза по сравнению с первым вариантом. Принимаем второй вариант зацепления. [c.180]

Книга является продолжением справочника по корригированию зубчатых колес, изданного в 1962 г. В ней изложены сущность и назначение коррекции и дана методика выбора коэффициентов смещения при помощи блокирующих контуров для зубчатых передач внешнего и внутреннего зацепления, составленных из колес, нарезанных долбяками. Даны особенности геометрии таких колес, рассмотрены возможности корригирования при нарезании долбяками и приведено более 400 блокирующих контуров для передач внешнего и внутреннего зацепления, позволяющих выбрать оптимальные коэффициенты смещения и резко сократить вычислительную работу. [c.2]

Геометрия нарезаемого колеса полностью определяется станочным зацеплением, поэтому при расчете и изготовлении колес, нарезаемых долбяками, следует оперировать только параметрами рабочего контура долбяка. [c.9]

Притирка зубьев колес. Притирка зубьев колес является одним из способов чистовой, окончательной отделки зубьев после их термообработки с помощью абразивной массы. Притиркой достигается уменьшение погрешности профиля, повышение чистоты поверхности на один-два класса, уменьшение шума передачи, образование в зацеплении желательной формы контакта и плавности передачи за счет улучшения геометрии зацепления. [c.247]

Критерии расчета. При расчете передачи необходимо определить ее минимальные размеры, при которых не возникает опасности повреждения колес. Наиболее рациональное решение такой задачи возможно лишь при взаимосвязанном расчете прочности и геометрии зацепления, так как с изменением геометрии зацепления (число [c.239]

Одним из способов повышения давления в масляном клине, а следовательно, и увеличения нагрузочной способности передачи, является изменение геометрии зацепления. В частности, червяки с вогнутым профилем, очерченным, например, по дуге окружности в осевом или нормальном сечении, образуют с зубьями колес контактные линии, расположенные под большими углами к векторам окружных скоростей червяка (рис. 17.4, б). Кроме того, напряжения в месте контакта становятся меньше благодаря соприкосновению выпуклого профиля зуба колеса с вогнутым профилем червяка (рис. 17.4, е). [c.281]

При большой интерференции передача заклинивается, что вызывает разрушение гибкого колеса или генератора. Менее значительная интерференция сопровождается интенсивным износом зубьев. В результате изменяются профиль зубьев и геометрия зацепления, что также снижает нагрузочную способность передачи. Небольшая интерференция может быть устранена приработкой зубьев в процессе обкатки передачи с постепенным повышением нагрузки. При малых жесткостях генератора и жесткого колеса генератор может вращаться (проскакивать) при неподвижном ведомом колесе. В этом случае глубина захода зубьев уменьшается настолько, что зубья гибкого колеса могут перемещаться в одних и тех же впадинах [c.114]

В курсе Детали машин изучают методы расчета зубчатых передач на прочность. При этом предполагается, что из курса Теория механизмов изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопро- [c.96]

Вышеперечисленные критерии являются весьма важными. Варьируемые параметры, нанример, в зубчатых приводах, - это распределение передаточного отношения между ступенями редуктора, относительная П1ирина колес, материал колес, геометрия зацепления, передаточные отношения редуктора (частота вращения вала электродвигателя при заданной постоянной частоте вращения выходного вала) и др. Основное распространение получила параметрическая оптимизация, обеспечивающая оптимальные параметры элементов заданной структуры. Кроме того, можно варьировать типы объектов, например, типы редукторов (цилиндрические, червячные, планетарные и др.) — структурно-параметрическая оптимизация. Она предусматривает и совершенствование структуры изделия. [c.53]

Все другие размеры остаются неизменными. Смещение оказывает большое влияние на форму зубьев колеса и геометрию зацепления. По условию неподрезания и незаострения зубьев значение X выбирают в пределах 1. Пз формулы (3.187) следует, что, варьируя значение х при заданных йщ, т и д, можно получить различные 22 и и. Это позволяет осуществить ряд значений и в одном корпусе. [c.382]

Особенности геометрии передач. Особенности геометрии обусловлены их еоосностью и наличием промежуточных колес (сателлитов), поэтому собрать передачу и обеспечить правильное зацепление колес можно лишь при выполнении ряда условий. [c.363]

Геометрия зацепления боковых поверхностей косозубых колес более благоприятна, чем у прямозубых. При большей величине коэффициента перекрытия динамика процесса зацепления косозубчатой передачи улучшается. [c.247]

Особенности определения модуля зацепления косозубых цилиндрических колес. При изучении конструкции и расчета косозубых колес приходится рассматривать геометрию зацепления в торцевой и нормальной плоскостях (рис. 16.5, б). Угол, составленный этими плоскостями, равен 90°—р. Величина шага зубьев в плоскости торца связана с величиной шага в нормальном сечении зависимостью pt — pj os p. Аналогичная зависимость су-ЩбСТВуеТ И МбЖДу значениями модуля в торцевом ш/ и нормальном гпп сечениях rtit = m / os p. [c.307]

Для прямозубых тяговых передач с жестким рамным подвешиванием наиболее перспективным является применение зубчатых пар с высокой твердостью как шестерни, так и колеса, дос-тигае, юй с помощью цементации и объемной или контурной закалки. Для реализации преимуществ таких зубчатых передач и повышения их долговечности совершенство геометрии зацепления особенно важно в связи с опасностью кромочного контакта при перекосах и деформациях деталей редуктора и концентрацией нагрузки по длине зубьев, приводящих к интенсивному изнашиванию и другим повреждениям зубьев. [c.204]

В. В. Шульцем была разработана геометрия зацепления и определена кривизна поверхностей зубьев ортогональных винтовых передач. Анализ полученных результатов позволил определить параметры кругового исходного контура для выпукло-вогнутых винтовых колес с заполюсным зацеплением, обладающих повышенной нагрузочной способностью. Отличительной способностью предложенного исходного контура являются малые угол давления в полюсе и величина радиуса кривизны, найденная из условия отсутствия подрезания. Вместе с этим было установлено, что приведенный главный радиус кривизны двух сопряженных поверхностей в пространственной зубчатой передаче с точечным касанием не зависит от кривизны исходного контура. [c.29]

Работа Л. Я- Либуркина была посвящена геометрии зацепления цилиндро-конических передач, составленных из цилиндрической эвольвент-ной Н1естерни и конического (в частном случае плоского) колеса, нарезанного по методу обкатки эвольвентньш долбяком, либо из двух конических колес. Такие передачи находят широкое применение в приборостроении ввиду их высокой точности. [c.29]

Для зубчатых колес рассматриваемой группы твердость назначается с учетом их размеров. Это связано с необходимостью обеспечения достаточной стойкости инструмента и требуемой точности, поскольку затупление в процессе нарезания приводит к искажениям в геометрии зацепления. При малых размерах твердость можно доводить до НВ 300—350, (например при 150/Иж) однако, в судовы.х передачах встречаются [c.829]

Указанные конструктивные особенности червяков и червячных колес определяют выбор принципиальной схемы технологического процесса их изготовления. Обработка червяков в первом этапе технологического процесса принципиально не отличается от изготовления цилиндрических зубчатых колес сдответствующего класса. Схема обработки в первом и во втором этапах червячных колес сходна с обработкой цилиндрических или конических колес в осевой установке червячного колеса (а в глобоидных передачах — и червяка) при токарной и зубообрабатывающей операциях. Второй этап технологического процесса изготовления червяков и червячных колес имеет свои специфические особенности, не свойственные другим видам передач и в значительной мере зависящие от выбранной геометрии зацепления пары. [c.420]

При заданных d i, h и и, т. е. при известных габаритных размерах зубчатой пары и, следовательно, в известной степени — массы ее, коэффициент [Kg] содержит полную информацию о несущей способности, поскольку в него входят все параметры, влияющие на этот показатель. В связи с этим для сравнения несущей способности зубчатых пар при различных материалах, режимах работы, геометрии зацепления (при варьиро-ва ши величин р, z, Xi, Хг), точности и других показателей достаточно сопоставить соответствующие значения [Ко]. Накопленные сведения о значениях [Ко] в различных машинах (так, в передачах на винт самолета или вертолета [Ко] 4,5-f 5,4 МПа в судовых турбозубчатых передачах с термоулучшенными зубчатыми колесами [Ко] 0,6ч-0,8 МПа при той же термообработке в передачах углеразмольных и цементных мельниц [Ко] 0,8 МПа и т. д.) позволяют с незначительной затратой времени найти размеры сравниваемых вариантов передач. [c.207]

Примечание. Жесткое колесо ступени I нарезают немодифицированным долбяком 2о = 64, ао = 67,33 мм, /lio = 1.35. Толщины и углы профиля зуба гибкого колеса Sag = 0,792 мм, = 24°, S g- = 1,874 мм, a,fg- — 2Г50. Приступая к расчету геометрии зацепления волнового зубчатого соединения, принимаем зубчатый венец таким же, как и g, (см. рис. 8.1, а). Это целесообразно по условиям прочности и технологичности. Полагаем, что широкую впадину жесткого колеса можно обеспечить при нарезании тем же модифицированным долбяком, который принят для нарезания зубьев гибкого колеса. [c.179]

Хотя колесо внутреннего зацепления не может практически сопрягаться с материальной рейкой, вместе с тем при рассмотрении геометрии зацепления принимается, что колесо может находиться в зацеплении с воображаемой рейкой исходного контура. Нарезание колес внутреннего зацепления методом обката осуществляется долбяками, имеющими общий контур исходной рейки с парезае-мы.м колесом и зацепляющейся с ним шестерней. [c.35]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...