Зубчатые передачи, теория зацепления зубчатых колес

Глава 15. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ, ТЕОРИЯ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС [c.272]

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]

Современное состояние теории зубчатого зацепления. Основы теории зубчатого зацепления были заложены в трудах Оливье и X. И. Гохмана . Но практическое развитие этой теории началось лишь с того времени, когда зубчатые колеса стали объектом массового производства и возникла необходимость в создании и усовершенствовании станков для нарезания зубьев. Основную работу по созданию достаточно полной теории зацепления выполнили Н. И. Колчин и В. А. Гавриленко 2. Установление ОСНОВНЫХ ЗаКОНОВ образования СОПрЯЖеННЫХ поверхностей и определение их характеристик позволило перейти к разработке новых видов зацепления, более приспособленных к современным и быстроходным машинам. В качестве примера можно указать на передачи Новикова. Кроме того, совершенствуются методы нарезания зубьев с целью создания высокопроизводительных станков. В последние годы особое внимание уделяется проектированию таких передач, которые имели бы малый износ зубьев и по возможности были бы бесшумные. Наибольшие успехи в этом направлении достигнуты при создании конических и гипоидных колес с круговыми зубьями. [c.204]

Другой работой, относящейся к разработке и исследованию новых видов зацеплений и передач, была работа К- И. Гуляева Теория зацепления и способ производства конических зубчатых колес с циклоидальным продольным профилем зуба . Эти колеса, как и обычно применяемые в машиностроении конические колеса со спиральным зубом, нарезаются торцовыми резцовыми головками по методу обкатки, но не с периодическим делением, а непрерывным. При этом форма спирали зуба становится циклоидальной. Применение непрерывного деления с обкаткой позволяет повысить точность нарезания колес за счет непрерывного и равномерного вращения инструмента и заготовки, осуществить нарезание наиболее простым двойным двусторонним способом и повысить в некоторых случаях производительность нарезания ввиду отсутствия холостых ходов, сопровождающих периодическое деление. Поэтому этот способ вполне конкурирует с другими способами нарезания конических колес. [c.16]

П и с м а н и к К. М. Некоторые вопросы теории зацепления и технологии гипоидных передач, сб. ЛОНИТОМАШа, кн. 13, Теория и расчет зубчатых колес, Машгиз, 1949. [c.36]

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]

В тридцатых годах, в связи с запросами машиностроения, некоторые области которого начали развиваться в Советском Союзе впервые, внимание машиноведов обратилось вначале на вопросы производства и корригирования зубчатых колес, а также на теорию зубчатых передач,. связанную с проектированием зубчатых и червячных редукторов. Лишь в конце этого периода советские ученые начали исследовать теорию зацеплений. [c.373]

В 1937 г. была опубликована работа Н. И. Колчина и В. В. Болдырева, посвященная исследованию конических зацеплений. Несколько позже вышла монография X. Ф. Кетова об эвольвентных зацеплениях. В конце тридцатых годов ленинградские машиноведы под общим руководством X. Ф. Кетова и Н. И. Колчина начали исследования в области синтеза зубчатых механизмов. В. В. Добровольский посвятил ряд работ вопросам подбора шестерен для планетарных редукторов, подрезу зубцов, теории внутреннего зацепления зубчатых колес, вопросам определения коэффициента полезного действия планетарных и дифференциальных передач (1936—1939). С. Н. Кожевниковым написана обобщающая работа по эпициклическим передачам (1939). [c.373]

Как это видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой передачи, условий, в которых она работает, нагрузок на элементы зубчатой передачи и т. д. Подробно эти вопросы рассмотрены в специальных работах, из которых мы укажем на монографии В. А. Гавр и лен к о. Зубчатые передачи в машиностроении, Машгиз, Москва, 1962, и В. Н. Кудрявцев, Зубчатые передачи, Машгиз, 1957. В этих монографиях можно также получить сведения о геометрии колес, нарезаемых долбяком, и, в частности, зубчатых передач с внутренним зацеплением. [c.621]

Как видно из рассмотрения теории зубчатых колес, зубья которых нарезаны со сдвигом, величины сдвигов влияют на некоторые геометрические параметры зубчатой передачи увеличиваются толщины зубьев, увеличиваются радиусы кривизны профилей зубьев, изменяется расположение практической линии зацепления относительно полюса зацепления, изменяются коэффициенты удельного скольжения зубьев и т. д. Все эти обстоятельства влияют на прочность и износ зубьев, плавность зацепления и т. д. Выбор того или иного сдвига зависит от назначения зубчатой [c.458]

Расчет основных геометрических размеров. Зная межосевое расстояние А и модуль т (см. расчеты на прочность), определяют диаметры колес, размеры элементов зацепления, а также характеристики зацепления коэффициент перекрытия, удельное скольжение и др. Эти расчеты выполняют по формулам, приводимым в курсе теории механизмов и машин, а также в специальных пособиях по зубчатым передачам [7]. Основные формулы даны в табл. 15.7. [c.256]

Опыт ведения терминологических работ по теории механизмов и машин дает основания полагать, что для того, чтобы удовлетворить этим требованиям, упорядочение терминологии целесообразно проводить по разделам, подобно тому, как была выполнена работа над терминологией, относящейся к зубчатым колесам, зацеплениям и передачам с постоянным передаточным отношением. Терминология каждого отдельного раздела получается тогда не слишком громоздкой. Работу можно вести одновременно над несколькими разделами. По окончании работы над тем или иным разделом терминология данного раздела может быть опубликована независимо от состояния работы над другими разделами. Результаты работы при такой организации максимально быстро начнут служить практическим целям. Раздел основных понятий естественно будет пополняться терминами самого общего характера. [c.282]

Параметры эвольвентного зацепления (рис. 145) рассматриваются в курсе Теория механизмов и машин . Укажем только, что теоретическая зубчатая эвольвентная передача является двухпрофильной (контакт зубьев колес происходит одновремен- [c.330]

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]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

ОСНОВНАЯ ТЕОРЕМА ЗАЦЕПЛЕНИЯ — положение теории зубчатого. зацепления, характеризующее взаимосвязь соотношения скоростей взаимодействующих звеньев и их геометрии. Получение определенного соотношения угловых скоростей звеньев (передаточного отношения) является одним ИЗ основных функциональных качеств зубчатой передачи. Чаще всего это соотношение должно быть постоянным, независимым от врёмени. Если это требование не выполняется, то колебания угловой скорости одного из колес вызывает динамические нагрузки в зацеплении, удары, вибрации элементов передачи и шум. Постоянство соотношения скоростей обеспечивается выбором формы колес и зубьев. Де формации элементов передачи и погрешности изготовления нарушают правильность зацепления и приводят к колебаниям угловой скорости колес. [c.212]

А. Н. Калужников. Н. И. Мерцалов доказал основные теоремы теории зацеплений пространственных зубчатых механизмов и предложил геометрические методы проектирования профилей зубцов колес для случая осей, пересекающихся под произвольными углами. Обобщающую работу по теории эпициклических передач в 1939 г. опубликовал С. Н. Кожевников. [c.213]

В результате работ советских ученых, выполненных в последние пятнадцать лет, была фундаментально изучена аналитическая теория зацеплений, и на ее базе были созданы принципиально новые виды зубчатых передач. При этом учитывалась также технология изготовления соот-ветствуюш,их колес. Ряд вопросов анализа и синтеза зубчатых передач был исследован в цикле работ Ф. Л. Л1Ргвина. Ему, в частности, принадлежит монография по теории некруглых плоских колес (1956), исследования новых видов червячных передач, а также исследования в области плоских и пространственных зацеплений, сведенные в другой монографии (1960). [c.374]

Прежде чем перейти к теории зацепления, ознакомимся с элементами зацепления, их стандартными обозначениями и размерами. Рассмотрим часть обода зубчатого колеса на рис. 89, где виден начальный цилиндр S—S, делящий зубья на участки AB D, расположенные вне его и называемые головками, и участки ADEF внутри цилиндра, которые называются ножками зубьев. Так как головки всех зубьев данной передачи одинаковы по высоте, то при внешнем зацеплении они ограничиваются снаружи в изображении на плоскости (рис. 90) окружностями головок Fi и Гг, а начальные цилиндры в этом изображении видны уже как делительные окружности Sj и S2, имеющие общую точку касания Р на линии центров OjOa. Ножки зубьев ограничиваются окруж- [c.83]

Расчет на проч,ность зубьев цилиндрических эвольвентных закрытых передач внешнего зацепления, состоящих из стальных зубчатых колес с модулем от 1 мм и выше, стандартизован ГОСТ 21354-75. Стандарт устанавливает структуру формул расчета зубьев на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев и на усталость зубьев при изгибе. Для упрощения расчета зубьев в отдельных формулах ГОСТа приняты небольшие отступления, мало влияющие на конечный результат расчета. По ГОСТ 21354—75, коэффициенты, общие для расчета на контактную прочность и изгиб, обозначены К, специфические коэффициенты для расчета на контактную прочность - Z, а для расчета на изгиб - Y. При расчете зубьев на контактную прочность принят индекс Н (Herz — автор теории расчетов контактных напряжений), при расчете зубьев на изгиб, который выполняют по ножке зуба, принят индекс Р. [c.182]

Наряду с абразивным в узлах трения ПТМ широко распространено усталостное изнашивание. Согласно усталостной (кумулятивной) теории изнашивания, предложенной И. В. Крагель-ским, этот вид изнашивания характеризуется многоактным нагружением единичных фрикционных связей вплоть до отделения частиц. Физическая модель износа при этом такова (рис. 27) при скольжении микронеровности А (индеитора) по контртелу Б возникает лобовой валик деформируемого материала. Схема напряженно-дефоркифуемого состояния в зоне впереди лобового валика материал сжат, а за микронеровностью, вследствие сил трения, — растянут. Таким образом, каждый элемент в зоне трения испытывает знакопеременное деформирование. Многократные его повторения приводят к накоплению повреждений под поверхностью металла, где образуются поры. Под воздействием напряжений они перерастают в трещины с отделением частиц износа (отслаивание) или образованием ямок на поверхности (выкрашивание). Усталостное изнашивание характерно для узлов трения, защищенных от попадания абразивных частиц, не подверженных коррозии и схватыванию, в частности для таких широко расцространенных узлов трения ПТМ, как зацепления закрытых зубчатых передач, подшипники качения, элементы опорно-поворотных устройств кранов, беговые дорожки крановых колес и др. В литературе этот вид изнашивания часто называют осповидным износом, контактной усталостью и питтингом. [c.79]

Из иностранных исследований необходимо указать на выдающиеся работы О. Рейнольдса, А. Зоммерфельда, А. Митчеля в области гидродинамической теории смазки X. Гюйгенса по циклоидальному профилю зубчатых колес и Р. Виллиса по общим зависимостям для зубчатых зацеплений В. Льюиса, Е. Бакингема, X. Меррита по прочности зубчатых передач К. Баха по выбору допускаемых напряжений и техническим расчетам деталей машин Р. Штрибека, А. Пальмгрена по расчету подшипников качения. [c.10]

Ниже рассмотрены взаимозаменяемость и средства контроля эвольвент-ных зубчатых передач, получивших наибольшее распространение в промышленности. Эвольвентный профиль зуба обычно получается в результате обкатывания нарезаемого колеса без скольжения зуборезным инструментом. При этом профиль и геометрические параметры зубьев зубчатых колес ДОЛЖНЫ соответствовать стандартизованному профилю и параметрам исходного контура зубчатой рейки (рис. 12.1). Параметры эвольвент-ного зацепления рассматривают в курсе Теория механизмов и машин . [c.257]

Необходимо также акцентировать внимание на следущем аспекте. Обычно следует сначала спроектировать деталь, наилучшим образом соответствующую своему функциональному назначению, после чего такую деталь следует изготовить с минимальными затратами времени и средств. Это стратегия. Вместе с тем прямой принцип от детали к инструменту (т.е. от Д к / ) и далее к кинематике формообразования, соблюдается не всегда. Другую важную (однако не так широко встречающуюся в инженерной практике) группу задач теории формообразования поверхностей деталей составляют задачи, когда задаются инструментом (точнее, его исходной инструментальной поверхностью), после чего требуется установить какая поверхность детали в этом случае может быть обработана заданным инструментом. Например, при нарезании конических зубчатых колес с круговыми зубьями задаются инструментом (зуборезной головкой), которым стремятся обработать деталь, обладающую наиболее высокими эксплуатационными показателями. Зацепление обработанных таким инструментом зубчатых колес всегда является приближенным. Вместе с тем зубчатые колеса с круговыми зубьями обладают важными технологическими преимуществами, что делает их производство и применение в технике экономически целесообразным. Аналогичное наблюдается при нарезании колес цилиндро-конических передач и зубчатых колес других видов передач пеэвольвептпого зацепления первого и второго рода (Давыдов Я.С., 1950), при радиальном затыловании модульных, шлицевых, фасонных червячных фрез и др. Упрощенно говоря, в перечисленных и в других подобных случаях используется обратный принцип от И к Д, когда изначально имеется инструмент, но нет детали. [c.560]

ТОЧНОГО червяка и обрабатываемого колеса происходит по пространственной кривой. Зацепление исходного червяка с нарезаемым зубчатым колесом представляет винтовую передачу с перекрещивающимися осями. В теории эвольвентного зацепления доказывается, что если одно из колес винтовой передачи имеет эвольвентный профиль, то и сопряженное колесо должно быть эвольвентным. Поэтому геометрически точная червячная фреза для эвольвентных зубчатых колес должна проектироваться на базе исходного эвольвентного червяка. Рассекая этот червяк передней винтовой поверхностью, получим режущую кромку и произведя затем затылование, образуем заднюю поверхность зубьев. Преобразуя таким образом эвольвентный червяк в режущий инструмент, получим геометрически точную червячную фрезу. Изготовление точных фрез связано с большими затруднениями, поэтому они не получили распространения в промышленности. При проектировании чистовых червячных фрез теоретически точный эвольвентный червяк заменяют архимедовым червяком либо червяком с прямолинейным профилем в нормальном сечении. Замену стремятся произвести таким образом, чтобы погрешности профилирования были незначительными. Конструируя червячную фрезу на базе архимедова червяка, криволинейный профиль эвольвентного червяка в осевом сечении заменяют прямой линией. Эта прямая может быть проведена через две точки криволинейного профиля эвольвентного червяка либо является касательной к нему в точке, расположенной на делительном цилиндре. В последнем случае угол профиля Oi приближенного исходного архимедова червяка определяется по формуле [c.169]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...