Расчет цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями

Формулы геометрического расчета цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями [c.463]

Расчет цилиндрических зубчатых колес с прямым зубом при постоянной нагрузке [c.504]

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС С ПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ (г и гх — число зубьев) [c.34]

Приведем формулы, необходимые для геометрического расчета элементов зацепления цилиндрических зубчатых колес с прямым зубом. Торцовый шаг зацепления равен длине начальной окружности, поделенной на число зубьев [c.218]

Расчет модуля червячной пары на изгиб производят по формуле, применяемой для цилиндрических зубчатых колес с прямым зубом. Расчет обычно производят по колесу, так как материал колеса слабее, чем материал червяка, и сечение зуба колеса имеет момент сопротивления меньше, чем у червяка. [c.399]

Обозначения основных элементов цилиндрических зубчатых колес с прямым зубом, служащих для передач без бокового зазора, и формулы для их расчета [c.110]

Формулы для расчета на прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями по напряжениям изгиба [c.94]

Основными элементами зубчатого зацепления цилиндрических колес являются количество зубьев г, модуль зуба т и диаметр начальной окружности Оп- ,, Для расчета цилиндрических зубчатых шестерен с прямым и косым зубом существуют формулы, устанавливающие взаимосвязь между основными элементами шестерни и их размерами (см. табл, 1 и 2). [c.93]

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА С ПРЯМЫМИ И КОСЫМИ ЗУБЬЯМИ. ИХ КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ [c.389]

Геометрические размеры цилиндрических зубчатых колес обычно выражают через модуль зацепления, в то время как в расчетах на прочность и в производстве имеет значение нормальный модуль т . Нормальный модуль должен иметь стандартное значение, определя е-мое инструментом модуль зацепления, зависящий от угла наклона зубьев, может быть любым. Этим обстоятельством иногда пользуются при проектировании соосных передач, в которых по каким-либо причинам не представляется возможным установить нормальные зубчатые колеса с прямым зубом. В этих случаях угол подъема винтовой линии определяется отношением заданных нормального й торцового модулей [c.266]

Тогда получим формулы, по которым производят проектный расчет на контактную прочность прямых зубьев стальных цилиндрических зубчатых колес с эвольвентным профилем некорригированных или с высотной коррекцией [c.256]

По ГОСТ 2.403—75 выполняют рабочие чертежи деталей с прямыми зубьями нормального эвольвентного профиля различной формы и назначения, например рабочий чертеж зубчатого сектора, показанного на рис. 260. Расчет параметров зубьев и порядок вычерчивания зубчатого венца сектора одинаковы с описанными выше операциями для венца цилиндрического зубчатого колеса, за исключением того, что в таблице параметров указывают число зубьев в секторе Z и, кроме того, число зубьев г секторного зубчатого колеса. Связь менаду и 2 видна из пропорции [c.184]

Необходимо четко уяснить разницу между начальной и делительной окружностями. Делительная — постоянный параметр зубчатого колеса, зависящий только от модуля т и числа зубьев z этого колеса [см. формулу (12.3)]. Начальная окружность — понятие кинематическое [см. формулу (б)], и у отдельно взятого колеса такой окружности нет. О начальных окружностях говорят тогда, когда рассматривают колеса, находящиеся в зацеплении. Как бьшо уже отмечено, эти окружности соприкасаются в полюсе зацепления и при вращении зубчатых колес перекатываются одна по другой без скольжения. При изменении межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи (см. рис. 12.8,6) делительные окружности не изменяются, а диаметры начальных окружностей изменяются пропорционально изменению а . Следовательно, при изменении межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи делительные окружности ее не совпадают с начальными окружностями. Подробный расчет геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач эвольвентного внешнего зацепления изложен в ГОСТ 16532-70, а конических передач с прямыми зубьями - в ГОСТ 19624-74. [c.172]

Расчет на изгиб прямых зубьев конических зубчатых колес производят по тем же формулам, что и для прямых зубьев цилиндрических зубчатых колес, но с учетом коэффициента снижения нагрузочной способности конической передачи проверочный расчет [c.197]

Зубчатая рейка и зубчатое колесо (см. рис. 4, ( ). В этой передаче зубчатую рейку можно представить как часть зубчатого колеса с бесконечно большим делительным диаметром и прямыми профилями зубьев. При вращении цилиндрического зубчатого колеса сопряженная рейка будет перемещаться по прямой перпендикулярно оси зубчатого колеса, преобразовывая таким образом вращательное движение в поступательное. Реечная передача, относящаяся к передаче с параллельными осями, может быть с прямыми и косыми зубьями она проста в расчетах и изготовлении, широко применяется в различных механизмах. [c.17]

Модуль окружной т . Значение модуля для конических и цилиндрических зубчатых колес одинаково. Для конических колес с переменной высотой зуба численная величина модуля изменяется по длине зуба и выбирается по ГОСТ 9563—60. Модуль конических колес с пропорционально понижающейся высотой зуба определяется по внешнему диаметру в торцовом сечении, который принято называть окружным модулем т . При расчете конических колес с прямыми и криволинейными зубьями, в отличие от цилиндрических колес, полученный расчетны.м путем модуль можно не округлять до ближайшего стандартного значения. [c.53]

Расчет модуля зацепления д.ля цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [а ]р из полученных для шестерни [а]р1 и колеса [су]р2, т. е. по менее прочным зубьям. [c.52]

Рассматривается расчет зубчатых передач цилиндрическими колесами с прямыми, косыми и шевронными зубьями, а также расчет конических прямозубых передач. [c.70]

Метод обкатки. Сущностью нарезания зубьев по методу обкатки является процесс воспроизводства фрезой и заготовкой относительных перемещений элементов червячной передачи. Схема нарезания цилиндрического зубчатого колеса с прямыми зубьями по методу обкатки дана на фиг. 140. Фрезу необходимо повернуть в вертикальной плоскости на угол с таким расчетом, чтобы касательные плоскости в лесте соприкосновения с винтовыми поверхностями фрезы были оы также касательными к винтовым поверхностям образуемых зубьев, т. е. фреза должна быть повернута на угол а наклона витков. Фрезе сообщается вращательное движение и движение подачи по направлению стрелки, а нарезаемому зубчатому колесу — вращательное движение. Вращательные движения фрезы и нарезаемого колеса должны быть между собой точно согласованы. [c.166]

После подстановки в формулу (314м) вместо Е его значения 2,15 10 кГ/см и вместо sin 2а величины 0,64 получим формулу, по которой производят проверочный расчет на контактную прочность прямых зубьев стальных цилиндрических зубчатых колес с профилем некорригированным или с высотной коррекцией. [c.255]

Ниже приведены зависимости для расчета диаметра шаршшв и роликов и их координат цилиндрических прямозубых и косозубых зубчатых колес, а также конических зубчатых колес с прямыми и кривыми зубьями. Необходимые для расчетов значения эвольвентной функции пуа = tg а — а приведены в табл. 68. [c.143]

У конических передач со смещениями, как и у цилиндрических, аксои--ды в зацеплении пары колес (начальные конусы) не совпадают с аксоидами в станочном зацеплении (обычно Это делительные конусы). Для эвольвентных цилиндрических и конических передач такое несовпадение не имеет значения, однако для квазиэвольвентных передач оно ведет к несопряженности профилей зубьев. Поэтому в ГОСТ 19624—74 Передачи конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии приведен только расчет передач без смещений и равносмещенных передач. В этом стандарте, как и в ГОСТ 19325—73, Передачи зубчатые конические. Термины, определения и обозначения есть упоминание о существовании положительных и отрицательных передач, но [c.46]

Расчет зубчатых цилиндрических эвольвентных передач. Это наиболее распространенный тип передач. Используют их при параллельных осях зубчатых колес в виде прямо-, косозубых и шевронных передач. По сравнению с прямозубыми косозубые передачи имеют более высокую нагрузочную способность, плавность вращения их основной недостаток — возникновение в зацеплении осевь1х усилий. Шевронные передачи, колеса которых состоят из двух жестко соединенных меЩу собой ко цов с противоположным-направлением линий зубьев, при обеспечении самоустанавливаемости зубчатых Колес лишены этих недостатков. Зубчатые передачи применяют с внешним или с внутренним зацеплением. Последние обладают повышенной нагрузочной способностью и меньшими размерами. Зубчатые колеса передач с внутренним зацеплением имеют одинаковые направления вращения, с внешним — противоположное. [c.187]