Передачи Выбор числа зубьев колеса

Рекомендации по выбору числа зубьев колес для передач В, 3k см. [29], [c.168]

Таким образом, в червячной передаче весьма простыми средствами — выбором числа зубьев колеса и числа заходов червяка — удается получить значительные передаточные отношения порядка 60—100, которые при цилиндрических колесах могут быть достигнуты только применением нескольких пар колес. Так, если принять для пары цилиндрических колес 1 2 — 4—5, то получим, что общее передаточное отношение I = 100 можно реализовать лишь при помощи трех пар таких колес [c.496]

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]

Определение допускаемых напряжений [а ] производится по схеме алгоритма, данной на рис. 2.31, в которой для конических передач коэффициент К,] = 1,14. На рис. 4.10 и 4.11 представлены схемы алгоритмов для расчета ( х гу, xj x j) , Ху. После определения ориентировочного диаметра и выбора числа зубьев колес рассчитывается модуль и округляется до стандартного значения из ряда, представленного в 2.1 [c.87]

Для передач с числами зубьев колес, не вошедших в приведенный набор БК, можно при выборе х воспользоваться интерполяцией или следующими эмпирическими формулами [c.249]

Выбор числа зубьев колес зависит не только от передаточного числа и, но и от условия собираемости передачи. По этому условию сумма зубьев центральных колес (гх+гз) должна быть кратной числу сателлитов С (обычно С=3). [c.119]

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]

Выбор чисел зубьев колес планетарной передачи производят по формулам (20.3) и (20,4). Для этого задаются числом зубьев одного из колес. Если колеса нарезаются без смещения инструмента, то, например, можно задаться 2, > 16. По известному [c.230]

Для того, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев закрытых зубчатых передач, выполняется проектный расчет на усталость по контактным напряжениям. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на усталость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить,не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев, приводящая к излому. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Тем не менее при выборе слишком большого числа зубьев колес или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше НРС 45) опасность излома зубьев может возникнуть. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определить из расчета их на усталость по напряжениям изгиба. [c.449]

Нарезание колес внутреннего зацепления осуществляют круглыми долбяками. При проектировании зубчатой передачи внутреннего зацепления и выборе инструмента необходимо учитывать некоторые моменты, вызывающие трудности при зубодолблении и сборке. При радиальном перемещении долбяк не должен срезать уголки вершин зубьев колеса галтель, образованная долбяком, не должна вызывать интерференцию и т.д. Число зубьев долбяка должно быть равно или несколько меньше числа зубьев колеса. Долбяк с десятью зубьями считается практически наименьшим. [c.659]

Выбор числа зубьев корончатого колеса (23>50) и модуля передачи. Ориентировочно для Р=. ..11 кВт т=1,5...4. [c.205]

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]

Для силовых передач из условия прочности и износа выбирают модуль. Этот вопрос излагается в курсе Детали машин . Для несиловых передач при выборе модуля следует учитывать условия необходимой точности и желаемых габаритных размеров. При уменьшении модуля возрастает число зубьев колес при заданном межосевом расстоянии, благодаря чему возрастают 1) плавность работы (так как увеличивается коэффициент перекрытия) 2) точность передачи 3) к. п. д. передачи. [c.106]

Ниже дается таблица для выбора допустимого числа зубьев колес при отсутствии подрезания или заклинивания передачи. [c.610]

В ПО были даны формулы для определения основных размеров зубчатых колес при условии, что стандартный модуль соответствует их начальным окружностям, совпадающим с делительными окружностями. Однако это условие накладывает и целый ряд стеснений, затрудняющих конструирование зубчатых передач. Например, это относится к выбору числа зубьев на колесе. Уменьшение числа зубьев, как указывалось, удешевляет производство зубчатых колес, уменьшает размеры конструкции и т. д. Но уменьшение числа зубьев может вызвать их подрез, увеличение износа контактных поверхностей и т. д. поэтому в тех случаях, когда необходимо по каким-либо причинам все же иметь малое число зубьев, проектируют зубчатые колеса с иными размерами. [c.611]

Число зубьев плоского колеса 2с ДОЛЖНО быть не менее 20, а для ответственных передач — ие менее 25. Это следует учитывать при выборе чисел зубьев колес. [c.165]

Минимальное число зубьев колеса в силовой червячной передаче 2к = 26- 28. При выборе г и г, в зависимости от I необходимо иметь в виду, что для некорригированной передачи, во избежание подрезания зубьев колеса, должно быть г к > 28. [c.304]

Минимальное число зубьев колеса в силовой червячной передаче 2 =26.. 28. При выборе 2 и 2, в зависимости от и необходимо иметь в виду, что Д.ТТЯ передачи без смешения во избежание подрезания зубьев колеса должно быть 28. [c.235]

Минимальное число зубьев колеса в силовой червячной передаче гц = 26+28 зубьев. При выборе г, и 2к в зависимо- [c.173]

Эпициклические передачи при соответствующем выборе схемы и числа зубьев колес дают возможность осуществить при малом количестве зубчатых колес весьма большие передаточные отношения трудно реализуемые в обычных передачах с неподвижными осями. При этом передача может быть очень компактной и легкой. Однако основным преимуществом этих механизмов является возможность передачи движения одному валу от двух других, вращающихся независимо, причем один из валов может периодически останавливаться, что не влияет на число оборотов второго ведущего вала, но изменяет число оборотов ведомого. [c.307]

Касание зубьев в В. происходит в т., вследствие чего В. применяют только для малонагруженных устр. Путем выбора различных углов наклона линий зубьев можно получать существенно различные числа зубьев колес 1 и 2 (сх. а) и соответственно большие передаточные отношения передачи при мало отличающихся диаметрах колес. Если провести через т. контакта зубьев плоскость, то проекции линий зубьев, проходящие через эту т., будут проходить под углами и Рг, в сумме равными углу Z между осями колес (сх. б). При этом передаточное отношение i = можно выразить [c.49]

В качестве примера выбора оптимальных коэффициентов смещения построены блокирующие контуры (см. рис. 2) взаимосвязанных зубчатых колес планетарной передачи А при следующих исходных данных число зубьев колес 2а=15, zg — 25,zь = 66 частота вращения входного вала п=125 об/мин максимальный [c.4]

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину такие передачи обеспечиваются достаточной смазкой, могут работать продолжительное время с относительно высокой окружной скоростью порядка десятков м/с. Проектный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба, чтобы установить, не появляется ли опасность усталостного разрушения зубьев. Как правило, такая проверка показывает, что напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (порядка > 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (выше ННС 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого следует размеры зубьев определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба. [c.22]

Выбор чисел зубьев. Числа зубьев колес простой планетарной передачи при заданном передаточном отношении или удобно подбирать, используя формулу (5.3) или (5.4) [c.149]

При выборе чисел зубьев колес планетарных передач, нарезаемых без смещения, должны соблюдаться три условия соосности совпадения осей ведущего и ведомого валов сборки — сумма чисел зубьев колес и должна быть кратна числу сателлитов соседства — установление максимального числа сателлитов при отсутствии [c.66]

Передачи с цилиндрическим червяком рассчитываются по общим методам, излагаемым в курсе Детали машин , с учетом динамических нагрузок, требуемой длительности службы передачи и пр. При выборе передаточного отношения, числа заходов червяка и числа зубьев колеса необходимо иногда принимать в расчет указанные ниже соображения, специфические для станков. [c.262]

К недостаткам зубчатых передач можно отнести необходимость высокой точности изготовления шум при значительных окружных скоростях ограниченность выбора передаточных отношений, так как число зубьев колес всегда должно быть целым. [c.191]

Червячные фрезы для нарезания червячных колес. Фреза должна быть спрофилирована в соответствии с формой профиля витков червяка (архимедова, эвольвентного или конволютного), с которым колесо находится в зацеплении. Выбор и расчет профиля должны производиться по методике, изложенной выше, для профилирования червячных зуборезных фрез. Исходные данные для расчета фрезы задаются в осевом сечении червяка модуль т или питч Р, угол зацепления a , шаг по оси Р , толщина зуба по оси Sx, наружный диаметр червяка da, средний расчетный диаметр dr, , угол наклона линии зуба на делительном диаметре Рв. число заходов червяка Zj, число зубьев колеса г, радиальный зазор передачи С, наибольший радиус окружности выступов червячного колеса Га л1> направление подъема линии витка. Метод нарезания колеса — радиальный или тангенциальный. [c.579]

После выбора схемы планетарной передачи, назначения числа сателлитов (к) и модуля (т) производится оп[)еделение чисел зубьев колес так, чтобы наиболее точно обеспечить заданное передаточное отношение, а также условия соосности, соседства, сборки и отсутствия заклинивания колес передачи. [c.422]

Так как первое условие представлено в виде неравенства, а второе содержит неопределенное число а, решение данной задачи не является однозначным. Следовательно, появляется возможность выборов из нескольких вариантов оптимального в том или ином смысле. Пусть требуется, чтобы число зубьев 23, характеризующее габариты передачи в радиальном направлении, было минимальным при дополнительном условии, что все колеса передачи нулевые и имеют не менее 17 зубьев, так как нарезаются реечным инструментом. Для решения поставленной задачи используют следующий алгоритм. [c.115]

Выбор числа сателлитов из условий соседства и равных углов между сателлитами. После выбора схемы планетарной передачи можно перейти к определению чисел зубьев. Но предварительно надо выяснить, какие ограничения накладываются на выбор числа сателлитов, так как эти ограничения связаны с числами зубьев всех колес передачи. [c.208]

Выбор числа зубьев колес в планетарных передачах связан с 1<инематическим расчетом и предшествует расчету передачи на прочность. В зависимости от заданного передаточного отношения в соответствии с интервалами рациональных передаточных отношений по табл. 20.1 можно выбрать схему планетарной передачи тогда можно определить выражение передаточного отношения через числа зубьев колес. Например, для механизма по схеме 1 (табл. 20.1) [c.230]

В 97 были даны формулы для определения основных размеров зубчатых колес при условии, что стандартный модуль соответствует их начальным окружностям, совпадающим с делительными окружностями. Одиако это условие накладывает и целый ряд ограничений, затрудняющих конструирование зубчатых передач. Например, это относится к выбору числа зубьев на колесе. Умень-П1ение числа зубьев, как уже указывалось, удешевляет производство зубчатых колес, уменьшает размеры конструкции и т. д. Но уменьшение числа зубьев может вызвать их подрез, увеличение износа контактных поверхностей и т. д. поэтому в тех случаях, когда необходимо по каким-либо причинам все же иметь малое число зубьев, проектируют зубчатые колеса с иными размерами. Основной целью, которая при этом преследуется, является улучшение условий работы зубчатых колес за счет отклонения размеров этих колес от указанных в 97. [c.455]

При установке в планетарной передаче нескольких сателлитов (больше одного) необходимо учитывать дополнительное условие (условие сборки), ограничивающее выбор значений чисел зубьев колес проектируемой передачи, т. е. обеспечить возможность сборки передачи (одновременное заценление всех сателлитов с центральными колесами). Для этого искомые числа зубьев колес должны быть соответствующим образом связаны с числом сателлитов к и их расположением на водиле. [c.41]

Программа расчета чисел i, 22,2 и К реализует описанный выше алгоритм вычислений. Выполнение программы начинается с ввода данных TIP и U. По фактическому значению переменной TIP операторами условного перехода осуществляется выбор формулы расчета из (1II.4.5)—(111.4.8), соответствующей схеме заданной передачи. Вычисления начинаются со значения Z1 = 17 (минимально допустимое число зубьев колеса). Рассчитанные числа зубьев Z (3) и Z (2) до ближайшего меньшего целого округляются с помощью функции FLOAT. Результатами счета являются числа зубьев Z (1), Z (2), Z (3) и ЧИС.ДО сателлитов К. [c.119]

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]

Особенности расчета планетарных передач. Числа зубьев колес. В отличие от обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Кроме обеспечкния заданного передаточного отношения необходимо, чтобы зубчатые колеса удовлетворяли следующим условиям сборки соосности, симметричному расположению сателлитов, соседству. [c.304]

При выборе числа зубьев фрезы, работающей с радиальной пода- чей, следует иметь в виду, что при многозаходной фрезе за каждый ее оборот колесо повернется на число зубьев, равное числу заходов фрезы а. В формировании профилей каждого шага (зуба и впадины) участвует в а раз меньше режущих кромок фрезы по сравнению с однозаходной фрезой. Ввиду этого число резов, обрабатывающих каждую сторону зуба, может получиться малым, а обрабатываемый профиль граненым. В случае, если положение резов после каждого оборота колеса Ь- Ь совпадает с предыдущим их положением С1а2, то огранка /, получаемая на зубьях колеса после каждого его оборота, тоже совпадает (фиг. 438, а). Величина огранки может быть значительно уменьшена, если после оборота колеса зубья фрезы не будут копировать положения зубьев при предыдущей обработке (фиг. 438, б). Для этого необходимо, чтобы число зубьев колеса было некратным числу зубьев фрезы и числу ее заходов. Число зубьев фрезы, работающей с радиальной подачей, должно быть более для фрез I класса г >12, II класса > 10, III класса > 8, IV класса > 6. При этом число заходов фрезы (передачи) не должно иметь общих множителей с числом зубьев фрезы и необходимо, чтобы число зубьев колеса было не кратно числу заходов фрезы. Фреза, работающая с радиальной подачей, может быть при- [c.734]

Долбяком с любым числом зубьев г можно нарезать любую пару колес того же модуля от и угла исходного контера а . С изменением z возможности корригирования изменяются, т. е. блокирующий контур меняет свою форму и размеры. Однако контур, как правило, всегда существует и для выбранного способа расчета всегда можно найти такие коэффициенты смещения, при которых можно осуществить передачу. С этой точки зрения выбор числа зубьев долбяка принципиального значения не имеет. Для колес с внутренними зубьями это положение имеет лишь одно естественное ограничение — число зубьев и диаметр D u окружности выступов долбяка должны быть соответственно меньше числа зубьев и диаметра окружности выступов колеса. [c.9]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

Выбор модуля и числа зубьев. В формуле (8.10) модуль и число зубьев непосредственно не участвуют. Они входят в эту формулу косвенно через d,, который определяется произведением тг . Из этого следует, что зна шние контактных напряоиений не зависит от модуля или числа зубьев в отдельности, а определяется только их произведениями или диаметрами колес. По условиям контактной прочности нри данном di модуль передачи мо кет быть сколь угодно малым, лишь бы соблюдалось равенство mzi=d,. [c.117]

Выбор чисел зубьев. Так как кониче кие зубчатые колеса посажены на быстроходном валу (пц=1000 лип- ) и входят в реверсивный механизм, с целью повышения плавкости зацепления и устранения толчков нагрузки в передаче при1имаем круговые зубья с Рт=35° и сравнительно большим числом зубьев 21 = 23 = 26 (см. гл. 6 ч. 1), [c.286]

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]

При проектировании передачи из условий прочности боковых поверхностей зубьев, выбрав материалы, вид термообработки колес (и тем самым твердость зубьев), а также коэффициент ширины по формулам (9.49) — (9.52) определяют (или, выбрав фд, находят а). Однако все эти формулы не дают указаний относительно модуля т. При его выборе нужно иметь в виду следующее. Размеры колес, изготовленных из нормализованной или улучЯенной стали, определяются прочностью боковых поверхностей зубьев. Такие колеса обычно имеют значительный запас прочности зубьев на излом. Поэтому для них можно выбирать большие числа зубьев г и меньшие значения модулей т, чем для колес, спроектированных из условий прочности зубьев по отношению к излому. Обычно для таких передач выбирают от 25 до 40 и более, что облегчает нарезание зубьев. [c.269]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...