Зубчатая передача, ее элементы и параметры

Типовые детали этой группы показаны на рис. 144. Чтобы грамотно читать и составлять чертежи цилиндрических и конических зубчатых колес и других деталей зубчатых передач, надо знать основные элементы и параметры зубчатых зацеплений и условности, принятые для изображения зубчатого венца. [c.200]

В результате расчета зубчатой передачи конструктор обычно определяет основные параметры колес модуль т, число зубьев z и диаметр вала D , по которым подсчитываются размеры зубьев зубчатых венцов (рис. 396 табл. 35). Размеры остальных конструктивных элементов зубчатых колес могут быть определены на основании соотношений, установленных практикой расчета и конструирования зубчатых колес. [c.220]

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными типами механических передач и находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т. д. в приборостроении, часовой промышленности и др. Годовое производство зубчатых колес в нашей стране исчисляется сотнями миллионов штук, а габаритные размеры их от долей миллиметра до десяти и более метров. Такое широкое распространение зубчатых передач делает необходимой большую научно-исследовательскую работу по вопросам конструирования и технологии изготовления зубчатых колес и всестороннюю стандартизацию в этой области. В настоящее время стандартизованы термины, определения, обозначения, элементы зубчатых колес и зацеплений, основные параметры передач, расчет геометрии, расчет цилиндрических эвольвентных передач на прочность, инструмент для нарезания зубьев и многое другое. [c.107]

Основные параметры элементов червячного зацепления. Червячное зацепление отличается особенностями, свойственными винтовым передачам, с одной стороны, и зубчатым передачам,— с другой. Поэтому не случайна аналогия червячного зацепления с винтовыми парами и зубчатым зацеплением. [c.330]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента k системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом k и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые [c.150]

Такая ситуация, в частности, возникает при расчете колебаний планетарного редуктора, где в качестве одной из подсистем принимается зубчатая передача. Предполагается, что в диапазоне 500—1000 гг часть элементов зубчатой передачи колеблется как сосредоточенные массы на жесткостях зацеплений валов и осей. Зубчатые барабаны, эпициклы, корпус редуктора и фундамент в указанном диапазоне частот приходится рассматривать как подсистемы с распределенными параметрами. [c.27]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента к системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые передачи и одноступенчатый планетарный редуктор, если последний представляется в динамической схеме редуцированным графом. Если одноступенчатый планетарный редуктор представляется полным динамическим графом, то коэффициент приведения для элемента к системы будет равен схемному передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Схемное передаточное отношение представляет собой соответствующее кинематическое передаточное отношение, подсчитанное при рассмотрении планетарного одноступенчатого редуктора (представленного полным динамическим графом) как механизма без редукции. Появление схемных передаточных отношений объясняется тем, что полный динамический граф характеризует поведение звеньев планетарного ряда в неприведенных (истинных) крутильных координатах. Иначе говоря, каждый планетарный ряд, представляемый в схеме полным динамическим графом, можно рассматривать как некоторый механизм без редукции, звенья которого (узлы динамического графа) связаны квазиупругими соединениями. [c.123]

В четвертой главе изложены основы проектирования резьбовых, сварных и клеевых соединений пластмассовых элементов конструкций. В ней же достаточно подробно рассмотрены методы расчета и особенности конструирования зубчатых передач, муфт и подшипников скольжения с применением пластмасс, а также приведены данные по расчету и выбору основных конструктивных параметров и технологии сборки пластмассовых трубопроводов и деталей трубопроводной арматуры. Вопросы расчета и конструирования пластмассовых деталей в данной книге освещены значи- [c.8]

Механизм передвижения со среднеходным трансмиссионным валом. На приведенной применительно к мостовому крану схеме (рис. 142, б) движение от электродвигателя 1 передается через редуктор 2 с уменьшенным передаточным числом, трансмиссионный вал 3 и дополнительные зубчатые передачи 4 на ходовые колеса. В этом случае передаваемый трансмиссионным валом крутящий момент оказывается в несколько раз меньше крутящего момента, действующего на тихоходном валу крана с теми же параметрами, что позволяет сократить его вес, вес зубчатых муфт и подшипниковых узлов, т. е. элементов, непосредственно относящихся к валу. Но, с другой стороны, наличие двух дополнительных концевых редукторов или открытых зубчатых передач не приводит к заметному снижению общего веса механизма. [c.280]

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]

Однако не во всех случаях можно применить регулировочные устройства и не во всех случаях их использование целесообразно (например, в различных цилиндрических опорах и подшипниках малых размеров, в прессовых соединениях и зубчатых передачах). В ряде радиоэлектронных устройств повышение стабильности технологических процессов и снижение рассеивания размеров параметров элементов позволило бы отказаться от регулировочных и пригоночных операций и тем самым сократить время на сборочные операции и получить значительный экономический эффект. Следует отметить, что в ряде случаев регулировочные и подгоночные [c.104]

Зубчатые передачи. Правила выполнения чертежей зубчатых колес и передач, а также червячных колес, червяков и передач устанавливают ГОСТ 2.403—1 — эвольвентных цилиндрических зубчатых колес в части параметров зубчатого венца ГОСТ 2.422—70 — элементов зацепления на рабочих чертежах металлических механически обработанных цилиндрических зубчатых колес передач с зацеплением Новикова с двумя линиями зацепления ГОСТ 2.404—75 — механически обработанных реек, сопрягаемых с эвольвентными цилиндрическими зубчатыми колесами, указывая параметры зубчатого венца ГОСТ 2.405—75 — конических зубчатых колес с прямолинейным профилем исходного контура ГОСТ 2.406—76 — металлических механически обработанных цилиндрических червяков ГОСТ 2.409—74 — зубчатых (шлицевых) валов, отверстий и их соединений, а также элементов соединений (зубьев) на чертежах зубчатых валов. [c.227]

Сопряженная зубчатая передача состоит из ведущего и ведомого элементов. Зубчатое колесо, передающее вращение, называют ведущим. Колесо, приводимое во вращение, — ведомым. Зубчатая передача обычно состоит из пары колес, одно из них имеет большее число зубьев, другое меньшее. Элемент зубчатой передачи, имеющей меньшее число зубьев, называют шестерней, а элемент с большим числом зубьев — колесом. Параметры, относящиеся к шестерне, обозначают индексом 1, а к колесу индексом 2. [c.12]

ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, ЕЕ ЭЛЕМЕНТЫ И ПАРАМЕТРЫ [c.248]

Эти расчеты, как правило, должны производиться применительно к разрабатываемым узлам. Желательно выбирать для расчета сложно нагруженные валы коробок передач, тяжело нагруженные зубчатые передачи, шкворневые системы и колесные оси, а также подшипники качения различных валов. Для машин, имеющих фрикционные элементы (муфты и тормоза), обязательно производить их полный расчет, включая расчет на нагрев в работе. Для машин, имеющих вибрирующие элементы, обязательно производить расчет веса и возмущающей силы дебалансов, определение амплитуды колебаний и расчет амортизирующих устройств. Начинать расчет узлов следует с определения действующих нагрузок или преодолеваемых сопротивлений. Затем следует производить определение параметров узла соответственно действующим усилиям и выбирать основные размеры узла или механизма. [c.47]

Основные термины, определения и обозначения параметров н элементов цилиндрических зубчатых передач по ГОСТ 16530—83 (СТ СЭВ 3295—81) и ГОСТ 16531—83 (СТ СЭВ 3294—81) [c.444]

ГОСТ 2.408—68 построен аналогично всем стандартам на правила выполнения рабочих чертежей зубчатых колес и червяков сначала перечисляются все параметры элементов зацепления, которые следует указывать на изображении, а затем в таблице параметров. Рабочий чертеж звездочки цепной передачи напоминает рабочий чертеж зубчатого колеса. На изображении звездочки приводят размеры, касающиеся в основном сечения зуба (черт. 224) [c.149]

Разграничение норм точности, предъявляемых к широким косозубым и шевронным колесам, от норм, предъявляемых к прямозубым и узким косозубым колесам, сделано потому, что погрешности одних и тех же параметров зубчатого колеса проявляются на разных видах зубчатых колес неодинаково. Возьмем для примера погрешность основного шага Д о и погрешность профиля Д/. У прямозубых колес эти погрешности влияют на плавность работы передачи, а у широких косозубых колес — вызовут лишь изменения высоты пятна контакта зубьев (плавность работы широких косозубых колес зависит в основном от циклической погрешности колеса AF). По этой причине в указанном стандарте погрешность основного шага для широких косозубых и шевронных колес входит в комплекс показателей, характеризующих контакт зубьев в передаче, в то время как этот же элемент для прямозубых и узких косозубых колес включен в комплекс показателей, характеризующих плавность работы колеса. В результате для одного и того же параметра зубчатых колес различных видов в ГОСТ 1643—56 приведены различные числовые значения допусков. [c.266]

Стандарты и нормали на элементы зубчатых и цепных передач охватывают главным образом геометрические параметры зубчатых колес. [c.395]

Каждому кинематическому элементу, изображенному на схеме, присваивают порядковый номер, начиная от источника движения номер проставляют на полке линии-выноски, а под полкой указывают характеристики и параметры кинематического элемента, например, число зубьев зубчатого колеса, диаметр шкива ременной передачи и т. п. [c.289]

Глава 2 Допуски и посадки типовых соединений приводит сведения о системах допусков для шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений, рассматривает соединения с подшипниками качения и дает рекомендации по выбору посадок, приводит общие понятия о системе допусков зубчатых колес и передач. Глава содержит справочный материал, необходимый при выполнении элементов типовых соединений, включая расчет их геометрических параметров. [c.6]

По конструктивному исполнению элементов механических передач, участвующих в преобразовании параметров движения, различают фрикционные, ременные, зубчатые, червячные, цепные и канатные передачи. В передачах первых двух видов движение от ведущего к ведомому звену передается за счет сил трения на контактных поверхностях сцепляющихся друг с другом ведущего и ведомого звеньев. Эти передачи относятся к передачам движения трением. В зубчатых, червячных и цепных передачах движение передается за счет силового воздействия зацепляющихся друг с другом элементов ведущего на элементы ведомого звена. Эти передачи составляют группу передач движения зацеплением. Наконец, канатные передачи образуют особую группу для передачи движения закрепленным на ведущем звене канатом. Эти передачи будут рассмотрены отдельно при изучении устройства и принципа работы полиспастов (см. п, 6.3). Из-за наличия в ременных, цепных и канатных передачах гибких связей - соответственно ремней, приводных цепей и канатов их называют передачами с гибкой связью. [c.38]

Функциональные связи элементов механических передач обычно представляют кинематическими схемами. В случае конкретных моделей машин на кинематических схемах указывают скорости (линейные или угловые) движения составных элементов трансмиссии, а также формирующие их параметры, например, числа зубьев зубчатых колес. Во всех других случаях эти данные опускают. Допустимо в кинематических схемах не раскрывать содержания передач, обозначая их при этом прямоугольниками (см., напр., рис. 2.12), иногда с указанием передаточного отношения. [c.38]

При многократном повторении элементов кулачка и взаимодействующего с ним звена получается К. для изменения параметров вращательного движения (сх. ш, щ) или преобразования вращательного движения в поступательное (сх. э). Такого типа К- может быть отнесен к червячной передаче с глобоидным (сх. ш) или цилиндрическим (сх, ц ) червяком и с цевочным колесом или зубчато-цевочной реечной передаче (сх. э). [c.153]

Точность отдельных звеньев механизма определяется точностью сопряжений и кинематических пар, а следовательно, точностью изготовления и сборки деталей. Действующие стандарты на допуски различных сопряжений и передач (зубчатых, червячных, реечных и др.) ограничивают погрешности основных параметров сопрягаемых поверхностей, т. е. погрешности элементов, а не сопряжений и кинематических пар в целом. [c.51]

Измерение зубчатых колес по всем приведенным в ГОСТе параметрам является необязательным. ГОСТом установлены взаимно заменяющиеся комплексы достаточного наименьшего количества элементов зубчатого колеса, подлежащих выборочному, постоянному или периодическому контролю. Кроме того, оговорено, что каждый установленный комплекс показателей точности, используемый при контроле зубчатых колес и передач, является равноправным. Контролю подвергают только некоторые элементы, важные с точки зрения эксплуатации- зубчатого колеса, или же элементы, точность изготовления которых вызывает сомнение. Таким образом, измерение зубчатых колес производят, чтобы 1) обеспечить эксплуатационные требования, предъявляемые со стороны потребителя, и 2) проверить правильность процесса изготовления зубчатых колес (правильная настройка станка, заточка инструмента, правильная установка заготовки на станке и др.). В первом случае производится окончательный контроль (готовых зубчатых колес), при котором выявляют эксплуатационные показатели кинематическую точность, плавность работы, контакт боковых поверхностей зубьев колес, шумовые явления , сопровождающие процесс работы колес. [c.131]

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]

Чтобы вычертить передачу, необходимо знать не только формулы геометрического расчета зубьев колеса, о чем говорилось выше, но надо знать также формулы конструктивного расчета элементов колеса — обода, диска, ступицы и т. д. На рис. 325 приведены обозначения, а в табл. 12 — параметры для расчета цилиндрических зубчатых колес. [c.325]

Каждому кинематическому элементу, изображенному на схеме, как правило, присваивают порядковый номер, начиная от источника движения. Валы нумеруют римскими цифрами, остальные элементы — арабскими (рис. 7.2). Порядковые номера наносят над полкой линий-выносок. Под полкой указывают основные характеристики и параметры, например мощность и число оборотов двигателя, число зубьев зубчатого колеса, диаметр шкива ременной передачи и т. п. [c.300]

Примечание. В проверочном расчете необходимо определять с учетом деформаций валов, опор и тел зубчатых колес. В данном случае такой расчет не приводится, так как настоящая таблица служит примером определения параметров, относящихся непосредственно к зацеплению и не отражающих влияния остальных элементов передачи. Поэтому величина оставлена такой же, как и в проектировочном расчете, но при этом предполагается, что элементы передачи имеют жесткость, достаточную для обеспечения принятой величины [c.118]

Зубохонингование применяют для чистовой отделки зубьев закаленных цилиндрических колес внешнего и внутреннего зацепления. Хонингование зубьев осуществляют на специальных станках. Закаленное обрабатываемое колесо вращается в плотном зацеплении с абразивным зубчатым хоном при угле скрещивания осей 10—15°. Поджим детали,к хону осуществляется пружиной с силой 150 — 450 Н. Зубчатое колесо, кроме вращения, совершает возвратно-поступательное движение вдоль оси. Направление вращения инструмента меняется при каждом ходе стола. Хонингование позволяет уменьшить параметр шероховатости поверхности до Яа = 0,32 мкм, удалить забоины и заусенцы размером до 0,25 мм, снизить уровень звукового давления на 2 — 4 дБ и повысить долговечность зубчатой передачи. В процессе хонингования погрешности в элементах зацепления устраняются незначительно при съеме металла порядка 0,01—0,03 мм на толщину зуба. Припуск под хонингование не оставляют. Частота вращения хона 180 — 200 об/мин, подача стола 180 — 210 мм/мин, число ходов стола четыре — шесть. Время хонингования зубчатого колеса автомобиля 30 — 60 с. Срок службы монокорундовых хонов при обработке зубчатых колес коробки передач автомобиля — 1500 — 3000 деталей. Зубчатые колеса, имеющие забоины и заусенцы перед хонингованием, целесообразно обкатывать на специальном станке или приспособлении между тремя накатниками под нагрузкой для устранения погрешностей профиля зубьев. Забоины и заусенцы на зубьях обрабатываемого колеса сокращают срок службы и вызывают преждевременную поломку зубьев хона. [c.353]

Параметр 5а, определяемый выражением (2.71), можно рассчитать, определяя колебания энергии по диаграмме крутящий момент — угол поворота кривошипа или рассматривая составляющую гидродинамических сил, действующих на элементы двигателя. Для шестнцилиндрового четырехтактного двигателя с рядным расположением цилиндров при скорости вращения вала 5000 об/мин типичное значение 5а составляет примерно 0,05. По нашему мнению, в будущем величину этого параметра необходимо определять для всех двигателей Стирлинга, чтобы можно было дать количественную оценку плавности создаваемых ими крутящих моментов. Это позволит решить, подходит ли конкретный двигатель для выполнения данной практической задачи. Очень важно знать изменение скорости вращения в цикле для ответа на вопрос, где можно применять двигатель. Сильное изменение скорости вращения за цикл недопустимо в некоторых практических приложениях, например в электрических генераторах (чтобы устранить мигание ), в системах с зубчатыми передачами (чтобы избежать реверса нагрузок и удара зубьев) и в системах с мягкими резиновыми муфтами. Наиболее жесткие требования предъявляются, как правило, к электрическим установкам, поскольку для предотвращения мигания [c.283]

Управляемыми параметрами помимо скорости вращения вала и характеристики шкурки здесь являются усилие поджима шкурки и варьирование толщиной и жесткостью демпфирующих элементов (прорезиненные ткани, резина, фетр). Кроме того, применение такой операции в значительной мере исключает дефекты, полученные на предыдущих операциях обработки резцами и кругами в условиях высокой жесткости технологической системы, чувствительной к действию помех, вызванных твердозвенными элементами — зубчатой передачей, отсутствием вибропоглотителей, виброблоков, отсутствием изоляции фундаментов и т. д. [c.143]

Основные элементы конической зубчатой передачи изображены на рис. 42. При выборе основных параметров конической или гипоидной передачи нужно учитывать, с одной стороны, повышение срока службы по прочности, долговечности работы и плавности хода, с другой стороны, возможность более эконоа1ичного изготовления. [c.51]

Сложное согласование (рис. 93, в) является необходимым элементом наиболее эффективного регулирования кулачковых и коноидных механизмов, функциональных потенциометров, зубчатых передач с некруглыми колесами, стержневых механизмов, реализующих тригонометрические и другие зависимости -оно применяется также при компенсации теоретической ошибки или ошибок в нулевых параметрах. [c.190]

Для всех пяти вариантов вьшолнен геометрический расчет зубчатой передачи. Запас прочности конического соединения шестерни с валом (длина посадки 140 мм) является достаточным как в эксплуатации, так и при демонтаже шестерни. Анализ расчетных данных позволил выбрать предпочтительные основные параметры грузового варианта тягового привода тепловоза ТЭП70 /д=547 мм /=5,05 модуль 10 мм число зубьев 91/18. Возможно исполнение и варианта 5 (модуль 12 мм число зубьев 76/15). Остальные варианты уступают этим двум по прочности отдельных элементов привода. [c.36]

Для обозначения параметров, относящихся к шестерне и к колесу, к символам добавляют индексы (соответственно 1 или 2). При разработке чертежей зубчатых к-олес приходится расчетным способом находить ряд величин, характеризующих элементы зацепления. Приведенная ниже табл. XIII-44 содержит формулы и при,>iep геометрического расчета передачи. При необходимости снлоыого расчета следует обратиться к источникам [4, 9, 10, 11 . [c.543]

Математическое выражение связи движений ведущего и ведомого элементов (начального и конечного звеньев) кинематической цепи станка называется уравнением кинематического баланса. В него входят составляющие, характеризующие все элементы цепи от начального до конечного звена, в том числе и преобразующие движение, например вращательное в поступательное. В этом случае в уравнение баланса входит единица измерения параметра (шаг ходового винта — при использовании передачи винт — гайка или модуль — при использовании передачи зубчатое колесо—рейка), определяющего условия этого преобразования, миллиметр. Этот параметр позволяет также согласовывать характеристики движения начального и конечного звеньев кинематической цепи. При [c.113]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...