Определение угла зацепления

Номограмма для определения угла зацепления [c.274]

Уравнения эвольвентной зубчатой передачи. При составлении уравнений для определения угла зацепления аш и межосевого рас- [c.374]

Коэффициент Са обычно указывают в таблицах в зависимости от числа зубьев z для определенного угла зацепления а = 15 или 20°. (В настоящее время почти повсеместно применяют угол а = 20°.) [c.175]

Фиг. 16. Номограмма для определения угла зацепления о. при а = 20 (6 = -Н i , =

Определение угла зацепления [c.508]

Фиг 53. Приближенное определение угла зацепления. [c.511]

Определение угла зацепления. [c.349]

Никаких заранее определенных углов зацепления, линий зацепления, полюсов, начальных окружностей и высот головок и ножек у отдельно [c.415]

Фиг. 9. Номограмма для определения угла зацепления а при а = 20 = 1 +

Переходим теперь к определению угла зацепления колес, нарезанных со сдвигом рейки. Как было указано выше, угол зацепления Оз совпадает с углом зацепления нарезающей рейки только для нулевых колес. Во всех остальных случаях угол имеет иные значения. Величину этого угла можно определить из следующих условий. [c.619]

Для определения угла зацепления в торцовой плоскости рассечем колесо плоскостью координат хРу (плоскость /), перпен- [c.108]

Если угол нормальной рейки с косым зубом а , то при ее зацеплении с соответствующим колесом угол зацепления будет отличным ст а . Для определения угла зацепления рассечем зуб рейки пло- [c.265]

Для определения угла зацепления воспользуемся тем, что при отсутствии бокового зазора толщина зубца по начальной окружности одного колеса должна быть равна ширине впадины другого, поскольку начальные окружности перекатываются друг по другу без скольжения, т. е. 1 = а н2- [c.280]

Циклические погрешности в случае двухпрофильной проверки могут выявляться только при определенном угле зацепления. Создание необходимого угла зацепления в процессе двухпрофильной проверки может быть осуществлено изменением толщины зуба у измерительного колеса. В этом случае целесообразно применять разрезные измерительные колеса с устанавливаемой толщиной зуба. [c.745]

Рис. 35. Номограмма для определения угла зацепления.

Рис. 22.39. К выводу формулы для определения монтажного угла зацепления

Формулы для определения основных параметров цилиндрических прямозубых и косозубых колес с углом зацепления а = 20°, нарезанных без смещения, приведены в табл. 18.2. [c.186]

При стандартном угле зацепления а=20° коэффициент формы зуба зависит только от числа зубьев. Его значения приведены в специальных таблицах. Для ориентировочного определения величины у можно пользоваться приближенной формулой (при/о= 1,0) [c.358]

Для определения размеров толщины зуба по другим окружностям воспользуемся рис. 22. Точка эвольвенты, расположенная на. делительной окружности, определяется радиусом-вектором Гд и углом бо. представляющим собой инволюту стандартного угла зацепления. Для определения толщины s зуба по окружности произвольно заданного радиуса R воспользуемся следующим равенством, составленным на основании рис. 22 [c.42]

При правильном монтаже двух колес с эвольвентными профилями зубьев должен отсутствовать зазор между их боковыми поверхностями. Это условие осуществляется при определенном межцентровом расстоянии, а потому при проектировании зубчатого зацепления требуется определить межцентровое расстояние. Этот параметр можно определить после вычисления монтажного угла зацепления, представляющего собой угол между касательной к основным окружностям и перпендикуляром к линии центров пары колес. Такой угол в общем случае не равен углу профиля исходного контура, и он подлежит определению в первую очередь. [c.44]

Для получения расстояния Лз между центрами колес второй ступени, равного 262,5 мм, будем нарезать колесо 2 со сдвигом исходного контура. Для определения величины необходимого коэффициента сдвига определим сначала величину а. монтажного угла зацепления [c.118]

Определение ОСНОВНЫХ параметров внешнего и внутреннего зацепления зубчатых колес, нарезанных долбяком. Величину станочного угла зацепления для колес, нарезаемых долбяком, можно определить по формуле (6.29), положив Х2 = Х [c.227]

Рассмотренный пример определения кривизны огибающей для стороны жесткого угла, перекатывающегося другой стороной по окружности, как разъяснится в гл. XV, п. 56 и 58, имеет громадное значение в теории и практике производства зубчатых колес с эволь-вентным зацеплением. В случае эвольвентного зацепления угол р между сторонами жесткого угла, фигурирующий выше в формуле (с), связан с так называемым углом зацепления а зависимостью [c.369]

Перейдем теперь к определению рабочего угла зацепления а, считая известными сдвиги и Ха инструмента при нарезании колес. [c.450]

К определению увеличения толщины зубьев по нормали или соответствующего ему бокового зазора можно подойти еще следующим образом. Найдем зависимость между элементарным значением зазора по нормали, приращением межцентрового расстояния и приращением угла зацепления. Дифференцируя выражение (38), получим [c.450]

Представим в упрощенной схеме пару цилиндрических колес, изобразив их в виде делительных цилиндров (рис. 472). Первое колесо преобразовалось в коническое с углом делительного конуса ф1. Для определения угла фг другого делительного конуса обратим внимание на то, что при правильном некорригированном зацеплении делительные конусы конических колес должны совпадать с их начальными конусами, а вместе с тем являться аксоидами в относительном движении колес, подобно тому, как в некорригированном зацеплении цилиндрических колес делительные цилиндры совпадают с начальными цилиндрами и вместе с тем являются аксоидами этих колес Чтобы делительные конусы катились друг по другу без скольжения, длины их образующих, измеренные от общей точки Р, должны быть одинаковыми. Поэтому засекаем из Р ось О2 радиусом РО, равным Ь — конусной дистанции колеса /, и находим точку О пересечения образующих второго цилиндрического колеса 2, а вместе с тем и искомый угол ф.2 конического колеса 2. [c.471]

Углы—Определение коррекционное 2—331 — Углы зацепления 2 — 330 [c.84]

Коррекция высотная или угловая 777—780, 784 — Коэффициенты ф — Номограммы для определения 781, 782 — Коэффициенты смещения (коррекции) 776 — Размеры основные— Определение 778, 784, 796 — Углы зацепления — Номограммы для определения 780, 783 [c.982]

Зная 00 (или о. , можно воспользоваться табл. 94 для определения нормального (или торцевого) модуля и угла зацепления основной рейки, после чего можно определить, является ли пара нормальной или корригированной. Для этого надо определить величину нормального модуля но следующим формулам [c.481]

Если при определении. модуля и угла зацепления в нормальном сечении стандартных значений не получается, то надо проверить, не получатся ли они стандартными в торцевом сечении. [c.481]

Решения основных задач по определению расстояния между осями и угла зацепления корригированных зубчатых передач приведены в табл. 6. [c.316]

Зная (пли tgs), можно воспользоваться табл. 4 для определения нормального (пли торцового) модуля и угла зацепления основной рейки, после чего можно определить, является ли пара нормальной илп корригированной. Для этого надо определить наружный диаметр шестерни и колеса по формулам [c.330]

Так как косозубые долбяки могут быть использованы для нарезания колес только с определенным углом шеврона и являются специальным инструментом, то расчет всех элементов зацепления здесь ведется по торцовому модулю, который в данном случае является целым числом, в отличие от шевронных колес, нарезаемых червячной фрезой, где целым числом является нормальный модуль. Расчет по торцовому модулю дает возможность иметь меж-осевое расстояние в корпусах передач в целых числах миллиметров, что несколько упрощает взятие размеров при расточных работах. [c.397]

Возникающие вследствие смещения мгновенной оси и сопряженной прямой изменения угла зацепления, кривизны и направления линии зуба, а также другие отклонения, сравнительно малы по отношению к абсолютным значениям этих величин. Поэтому для определения и оценки отклонений можно воспользоваться аналогией с зацеплением цилиндрических колес и рассматривать влияние смещения мгновенной оси при зацеплении рейки с косозубым цилиндрическим колесом, начальный радиус R , угол зацепления и угол спирали которого соответственно равны начальному радиусу, углу зацепления и углу спирали конического или Фиг. 6 гипоидного колеса в данном сечении. [c.99]

Можно также рекомендовать для определения рабочего объема зубчатого насоса следующую формулу, учитывающую влияние угла зацепления [c.128]

Существует точный в приближенный способы расчета полной нагрузки. Точный расчет рекомендуют применять при глубоком анализе зубчатой передачи он довольно сложный и трудоемкий. Приближенный расчет по сравнению с точным немного проще и для определения функциональных параметров вполне достаточен. Его отличие состоит в усреднении массы и упругих свойств системы в остальном он учитывает те же расчетные параметры, а именно окружную скорость колеса, упругие свойства материала зубчатой пары, влияние формы зуба и угла зацепления, влияние погрешности профиля и погрешности в основном и окружных шагов, угла наклона зуба ф, рабочей ширины зубчатого колеса Ь, номинальной (полезной) нагрузки. [c.361]

При проектировании валов (осей) следует рассчитать прогибы и углы поворота (перекосы) характерных сечений, например, в опорах вала, местах установки зубчатых колес и сравнить их с, допускаемыми. Прогибы и углы поворота вычисляют, используя интеграл Мора или правило Верещагина в табл. 16.3 приведены формулы для определения углов поворота сечений и прогибов двухопорного вала постоянного сечения от сил в зубчатом зацеплении (F,, и ) и от консольной нагрузки (F ). [c.419]

На рис. 8-11 изображено графическое определение сил, действующих на вал и подшипники, по заданной окружной силе (для зубчатой передачи с углом зацепления а = 20°и с учетом угла трения р = 5 =- 6°). [c.22]

Условие равенства скоростей используют для выбора параметров зацепления. Например, из формул (10.16) и (10.15) получим зависимость для определения угла профиля в любой точке контакта (при любом ф) [c.238]

Переходим к определению угла зацепления а неравносмещен-ных колес. Согласно формуле (9.54) толщина SmiHSajj зубьев сцепляющихся колес рис. 225), измеренная по начальным окружностям радиусов /-ад и соответственно равна [c.214]

Согласно формуле а (формула Фальца),количество подаваемой насосом жидкости возрастает с уменьшением радиуса окружности ножек зубьев R , что не соответствует действительности потому, что объем жидкости, заключенный между вершиной и дном впадины сцепляющихся зубьев, переносится обратно в камеру всасывания и не определяет производительности насоса. Приближенными являются и формулы б, в и г, исхо-дяш,ие из допущения, что площади зубьев и впадин равны. Сопоставляя изображенные на фиг. 8 кривые геометрической производительности, построенные по формулам бив, нетрудно заметить их различия. Хорошо известная формула Д. Тома д может быть использована лишь для расчета производительности насосов с равным числом зубьев роторов и коэффициентом перекрытия е=1. Формула е не отражает особенности изменения отсеченного пространства в ходе зацепления и при пользовании предполагает планиметрирование необходимых площадей, что нельзя признать удобным. Эмпирическая зависимость ж (проф. Т. М. Башта) [3 ] рекомендована автором только для насосов с разгрузкой защемленного пространства в сторону нагнетания. Формула требует определения угла зацепления и удобна только в случаях углового исправления профиля. Использовав метод Д. Тома (через силовые зависимости), проф. Е. М. Хаймович (1936 г.) получил формулу геометрической производительности для насосов с коэффициентом перекрытия большим единицы (е > 1). Аналогичную зависимость, применив этот же метод установил в 1940 г., А. М. Мишарин. Сомневаясь, видимо, в достоверности и точности этой формулы, проф. Т. М. Башта рассматривает в своей книге [3] графический метод расчета производительности. Проф. Е. М. Хаймович для получения точной формулы (136) рекомендует планиметрирование площади, ограниченной кривыми линиями [29]. Расчетная формула (25), предложенная Е. М. Юдиным [27], для случая разгрузки защемленного пространства в сторону нагнетания, является ошибочной, так как автором (это будет в дальнейшем показано) неправильно взяты пределы интегрирования исходной величины. [c.22]

Грз( )ическая схема определения 2 для случая нарезания зубьев зубчатого колеса с помощью инструментальной рейки показана на рис. 6.11. Здесь РУ—средняя линия или модульная прямая репш заданного модуля. Профильный угол инструмента а — 20° (в станочном зацеплении он равен углу зацепления). Найдя пере- [c.218]

Для определения угла входа в зацепление звена 1 предварительно определим сторону OiD треугольника O1DO2 [c.100]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...