Передачи Выбор чисел зубьев шестерни и колес

Числа зубьев зубчатых колес. Передаточные числа. При выборе числа зубьев шестерни конической передачи следует руководствоваться графиками, приводимыми на фиг. 38, и данными табл. 33 . [c.483]

Подобное можно утверждать и в отношении выбора числа зубьев колеса 2 и шестерни гй они находятся в прямой зависимости от модуля, дискретно изменяются в широком интервале и их ограничения временно исключаются. Конструкция зубчатой передачи в значительной степени определяется углом зацепления Ф и коэффициентом пропорциональности зуба у [c.364]

Числа зубьев шестерни и колеса 499 Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями - Выбор коэффициентов изменения расчетной толщины зуба исходного контура 490 [c.870]

При выборе 2е необходимо иметь в виду, что при заданном межосевом расстоянии с увеличением 2 уменьшаются динамические нагрузки и потери на трение в зубьях, а также масса зубчатых колес, но вместе с тем снижается прочность зубьев на изгиб. Кроме того, 2 должна быть такой, чтобы 21 где - число зубьев шестерни, при котором отсутствует их подрезание (см. 12.2). Вместо 21 или 2 можно задаться модулем зубьев т и затем проверить зубья расчетом на изгиб. В передачах редукторов общего назначения для улучшенных зубчатых колес принимают т = (0,01...0,02)а , а для закаленных — т = = (0,0125...0,0315) а . [c.198]

Выбор передачи. Передачу выбирают исходя из кинематической схемы механизма. Рхли в схеме имеется открытая зубчатая ступень или ее необходимость вызвана большим передаточным числом механизма, то вначале надо определить основные параметры открытой зубчатой ступени передаточное число и , модуль зубьев т, числа зубьев шестерни и колеса и и межосевое расстояние а ,. Передаточное число и следует назначать из ряда стандартных передаточных чисел (ГОСТ 2185-66) 2,0 (2,24) 2,5 (2,8) 3,15 (3,55) 4.0 [c.43]

В косозубых передачах при мощностях редуктора до 15 кет рекомендуется число зубьев шестерни брать в пределах г, == 16 ч- 28, при мощностях редуктора свыше 15 кет — брать = 24 ч-44. Что касается выбора угла наклона зуба в косозубых передачах, то ГОСТ 2185—55 рекомендует для стандартных редукторов принимать углы наклона зубьев на делительном цилиндре зубчатых колес (Рд) в пределах [c.78]

Проектирование зубчатого механизма начинают с выбора и расчета основных параметров передаточного числа и, числа зубьев 2, межосевого расстояния а , диаметра колес ширины венца колес и модуля т. Если задана кинематическая схема механизма и режим работы выходного вала (частота вращения вращающий момент 7"), то на первом этапе выбирают передаточные числа каждой ступени, назначают числа зубьев колес, выбирают двигатель. После этого выполняют проектный расчет для обоснования размерных параметров передачи. Если межосевое расстояние выбирают из конструктивных соображений, то диа.метр шестерни для передачи без [c.205]

При выборе материалов следует иметь в виду, что число нагружений в единицу времени зубьев малого колеса передачи (шестерни) в г раз больше числа нагружений зубьев большого колеса и, следовательно, шестерни в большей степени подвержены износу. Форма зуба шестерни также менее выгодна с точки зрения сопротивляемости изгибу. На этом основании при твердости зубьев НВ 350 для шестерни нужно применять материалы с более высокими механическими характеристиками, чем для большего парного колеса. Это обычно достигается выбором соответствующего вида или режима термической обработки. [c.420]

Изложенный выше графо-аналитиче-ский метод выбора коэффициентов смещения применим в равной мере как к цилиндрическим прямозубым передачам, так и к цилиндрическим косозубым и коническим. В двух последних случаях следует применять эквивалентные числа зубьев, причем для косозубых цилиндрических передач применять коэффициенты смещения в нормальном сечении зуба. Для конических передач применима, в сочетании с обычной радиальной коррекцией, тангенциальная коррекция, с помощью которой можно обеспечить равнопрочность зубьев шестерни и колеса- , учитывая одновременно и другие требования к передаче. Наиболее целесообразной формой использования этого графо-аналитического метода является построение комбинированных графиков с нанесением на них изолиний характерных (предельных для данных условий) значений показателей качества зацепления. На фиг. 45 приведен при- [c.377]

Расчёт нового долбяка производится по следующей схеме 1) перевод элементов колёс из нормального сечения в торцовое (только для косозубых колёс) 2) выбор числа зубьев долбяка 3) определение расстояния а передней плоскости от исходного сечения 4) определение фактических радиусов окружностей впадини / 2 шестерни и колеса, а также радиального зазора С между окружностью выступов шестерни и окружностью впадин колеса в передаче внутреннего зацепления (при нарезании новым долбяком) 5) определение величины допустимого уменьшения длины зуба долбяка 6) определение фактических радиусов окружностей впадин/ j и шестерни и колеса, а также радиального зазора С между окружностью выступов шестерни и окружностью впадин колеса в передаче внутреннего зацепления (при нарезании до предела сточенным долбяком) 7) определение диаметров окружностей выступов и впадин долбяка в передней плоскости 8) определение толщины зуба долбяка по делительной окружности в передней плоскости. [c.407]

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]

Износ по первой причине в закрытых передачах обычно ограничивается периодом приработки или начальным периодом работы зубчатых колёс, после чего поверхности зубьев становятся достаточно гладкими, чтобы их шероховатости не превышали толщины масляной плёнки и не задевали друг за друга. Такой износ называется приработочним. Если одна из поверхностей много твёрже другой и зубчатые колёса не подвергались притирке, то более мягкая поверхность может значительно износиться, прежде чем твёрдая поверхность станет достаточно гладкой, чтобы износ прекратился. Однако при правильном выборе соотношения твёрдостей зубьев шестерни и колеса (в зависимости от передаточного числа) высокая гладкость рабочих поверхностей зубьев достигается в работе очень быстро, и в дальнейшем при чистой смазке среднескоростные и быстроходные зубчатые колёса могут работать десятками лет без заметного износа. При большом различии в твёрдости рабочих поверхностей зубьев для достижения гладкости твёрдых зубьев обычно применяется притирка (с притиром или в паре). [c.243]

Первая группа — колеса с твердостью НВ 350. Применяются в мало- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 35, 40, 45, 50, легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др. Термическая обработка — улучшение — производится до нарезания зубьев, что исключает необходимость шлифования. Колеса с твердостью ЯВ 350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. При выборе материалов следует иметь в виду, что число нагружений в единицу времени зубьев малого колеса передачи (шестерни) в и раз больше числа нагружений большого колеса. [c.95]

Коэффициенты смеш,ения X и Х соответственно прямозубых колес и колес с круговым зубом назначаются для выравнивания удельного скольжения зубьев шестерни и колеса. Одновременно при этом исключается подрезание зубьев и увеличивается их изломная прочность у шестерни. Конические передачи рекомендуется делать равносмещенными, при этом шестерня делается с положительным смещением (+Х), а колесо — с равным ему по величине отрицательным смещением (Хз= —Aj). Рекомендации по выбору коэффициентов смещения для ортогональных передач с и > 1 приведены для пря юзубых колес в табл. 7.20, а для колео с круговым зубом Х — в табл. 7.21. Табл. 7.20 и 7.21 могут быть использованы также для определения X или неортогональных передач. При этом под передаточным числом и в указанных таблицах принимается эквивалентная величина и = У и ( os S / os 62), где и — фактическое передаточное число. [c.150]

При выборе марок стали для зубчатых колес редукторов и открытых передач необходимо имать в виду, что материал шестерни по своим механическим свойствам должен быть несколько лучше материала колеса, что связано с меньшей прочностью зубьев шестерни на изгиб по сравнению с зубьями колеса (за счет меньш его значения у) и ббльшим числом циклов нагружений, испытываемых ими за время работы передачи. [c.86]

Допускаемые напряжения. При расчете на контактную усталость донуосаемые напряжения принимают, исходя из твердости рабочих поверхностей зубьев. При этом различают две группы стальных зубчатых колес а) нарезаемые после окончательной термообработки и б) нарезаемые до окончательной термообработки. Предельная твердость для зубчатых передач первой группы НВ< 350. Обычно твердость находится в пределах НВ 160—280, Прн выборе материала для передач этой группы назначают для шестерен материал с более высокими механическими свойствами, чем для колес, так как шестерни испытывают большее число нагрулсений (оборотов). Рекомендуется назначать для шестерни твердость зубьев иа НВ 20—50 больше, чем для колеса. [c.177]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...