Угол давления зацепления

В зубчатых передачах нормальное усилие направлено по касательной к линии зацепления, представляющей собой при часовом профиле зубьев сложную кривую. В начальный момент контакта зубьев направление линии зацепления близко к горизонтальному и угол давления а, образованный направлением нормального усилия Q и вектором скорости зуба ведомого триба а, имеет небольшую величину. Поэтому момент на ведомой оси в начальный период за- [c.346]

Определить аналитически величину радиуса г кривизны и угол давления у профиля зуба зубчатого колеса с внешним зацеплением и числом зубьев Zi = 20 для каждой из точек профиля зуба, лежащих на окружностях головок, начальной и [c.97]

Силовой расчет двухрядного планетарного редуктора (рис. 8.24, г) имеет следующую последовательность. Пусть выходным звеном будет водило Н, для которого задан момент сопротивления М . Рассматривая равновесие сателлитов [2, 2 ], следует иметь в виду, что направление реакций и T gj- в зубчатых парах 1—2 и 3—2 известны и определяются значениями углов зацепления з-д и Эти углы сравнительно мало отличаются друг от друга, поэтому положим их равными а. Пересечение направлений реакций и / дг в точке и определит направление реакции вращательной пары Н—2 водила (в виде линии UB) н угол давления у, измеряемый между тангенциальным компонентом Янз и полной величиной реакции [c.299]

Д—диапазон регулирования а — геометрический коэффициент концентрации угловое ускорение угол зацепления,угол профиля Р — угол наклона зуба у — деформация сдвига угол давления удельный вес Д — зазор знак приращения 6 — коэффициент неравномерности хода, толщина, угол при вершине делительного конуса упругое сме- [c.398]

Угол давления ад в торцовом сечении равен 20—30°. Через точку iWo проведем прямую М М, параллельную осям цилиндров и примем эту прямую за линию зацепления. Положим, что точка контакта (зацепления) зубьев равномерно перемещается по линии зацепления М М от точки M , к точке М. Так как линия зацепления параллельна осям начальных цилиндров, то эта точка контакта опишет на цилиндрических поверхностях с радиусами ги и Г2А, жестко связанных с начальными цилиндрами и равномерно вращающихся вместе с ними, винтовые линии и ЩМ. Радиальные расстояния г и и Г2/г до точек контакта, как видно из треугольников и РоМ О (рис. 241), [c.226]

На рис. 55 и в формулах имеются обозначения т — модуль зацепления, мм 2 — число зубьев йц—диаметр делительной окружности, мм do — диаметр основной окружности, мм д = 30° — угол давления по делительной окружности (профильный угол исходного контура рейки) [c.355]

Часть зуба, выступающая за начальный цилиндр, т. е. лежащая вне его в зубчатых колёсах внешнего зацепления (фиг. 1) и внутри его в колёсах внутреннего зацепления Окружность зубчатого колеса, на которой его шаг и угол давления в торцевом сечении соответственно равны теоретическому шагу и углу зацепления основной рейки, т. е. производственная (при образовании зубьев рейкой) начальная окружность (окружность радиуса на фиг. 2) Цилиндр, поперечное сечение которого ограничено делительной окружностью [c.217]

Для проектирования необходимо иметь следующие данные [2, 4, 5] модуль т, угол давления на делительном цилиндре колеса (угол профиля исходной рейки) число зубьев z, коэфициент смещения исходного контура S (для некорригированных колёс = 0), угол зацепления зубчатой передачи а, радиусы окружностей выступов и впадин и / , ширину впадины колеса по дуге делительной окружности Wf) или величину уменьшения толщины зуба нарезаемого колеса для получения бокового зазора (верхнее отклонение толщины зуба) Д(,5, межцентровое расстояние зубчатой передачи А. [c.390]

В зацеплении Новикова эти недостатки уменьшены. Геометрия зубьев такова, что первоначальный контакт зубьев в точке перемещается вдоль зуба с постоянной скоростью, угол давления также постоянен. Профили зубьев очерчены несопряженными кривыми (дугами окружностей с близкими радиусами кривизны в сечении, нормальном к направлению зуба). Линия зацепления расположена параллельно осям колес. Для обеспечения условия непрерывного зацепления зубьев и постоянства мгновенного передаточного отношения необходимо, чтобы осевой коэффициент перекрытия был больше единицы, а колеса были косозубыми (рис. 11.28.) [c.287]

При вращении колес точка контакта двух винтовых линий зубьев перемещается от одного торца колес к другому. Непрерывность зацепления осуществляется вследствие осевого перекрытия зубьев ( 2 >Рх Рис- Ч.28). Точка контакта перемещается по линии зацепления L-L параллельно полюсной линии П-П. Причем относительное положение профилей в плоскости, проходящей через точку Kq параллельно торцам, остается неизменным (рис. 11. 29), угол давления не меняется. [c.288]

Угол зацепления (угол давления) в точке профиля на начальной окружности = ar os os а,, = ar os X [c.211]

Угол давления в характерных точках однопарного зацепления на шестерне и на колесе соответственно [c.225]

Угол давления в торцовом сечении = 20—30 , Исходя из равнопрочности зубьев торцовый модуль зацепления должен быть равен [c.167]

Здесь m — модуль зацепления в мм г — число зубьев dg — диаметр делительной окружности в мм-, d — диаметр основной окружности в мм-, ад = 30° — угол давления на делительной окружности (профильный угол исходного контура рейки) [c.460]

О — центр вогнутого профиля К — точка контакта I — смещение линии зацепления относительно мгновенной оси вращения а —угол давления. [c.509]

Угол зацепления и угол давления эвольвенты — это два различных понятия. Под углом зацепления понимают угол между линией зацепления и перпендикуляром к линии центров. Таким образом, этим термином можно пользоваться только в том случае, если мы имеем пару сопряженных профилей. Если элемент зацепления — колесо или инструмент — взят отдельно, то, естественно, для него отсутствуют и линии зацепления и линия центров. Кроме того, в процессе нарезания инструмент вступает в зацепление с самыми различными углами зацепления, значительно отличающимися, например, от 20 . Под углом давления понимают угол между касательной к эвольвенте в какой-либо точке эвольвенты и радиусом-вектором, проведенным в ту же точку эвольвенты. Таким образом, он относится к эвольвенте, как к геометрической линии. Он может меняться в широких пределах (от О до оо). [c.651]

Угол давления эвольвентных профилей зубьев шевера и колеса на начальных цилиндрах при обработке новым шевером также отличается от номинального торцового угла зацепления. Он определяется для шевера и колеса по следующим формулам [c.791]

С другой стороны, при изменении передаточного отношения гитары обкатки на новое отношение изменяется угол давления в средней точке заготовки. Это можно доказать, пользуясь фиг. 524. Резец с углом профиля а перемещается со скоростью V, а заготовка вращается с угловой скоростью ш. Точка Р является полюсом зацепления РМ — линия зацепления а — угол зацепления на начальной окружности [c.876]

Осевей шаг червяка Число заходов Число зубьев червячного колеса Осевой угол давления Угол зацепления в нормальном сечении [c.681]

Y — угол давления в зубчатом зацеплении [c.267]

Новыми геометрическими параметрами колес Новикова являются I — смещение и ад — угол давления. Величину смещения принимают равной от ms до 1,5 ms, где — торцовый модуль зацепления. Угол давления равен 30°. [c.427]

Угол зацепления в нормальном (или в торцовом) сечении Угол зацепления основной рейки в нормальном (или в торцовом) сечении Угол давления в торцовом сечении Угол наклона зубьев по начальному (или делительному) цилиндру Угол наклона зубьев по основному цилиндру Коэффициент перекрытия в торцовом сечении [c.18]

В цилиндрической передаче с зацеплением М. Л. Новикова линия зацепления расположена параллельно осям зубчатых колес, и поэтому площадка контакта зубьев здесь перемещается не по профилю зубьев, как в эвольвентном зацеплении, а вдоль зубьев. Так как при этом скорость перемещения площадки контакта и угол давления остаются постоянными, то профили зубьев шестерни и колеса в этом зацеплении могут быть выполнены по дугам окружностей с весьма близкими радиусами кривизны при внутреннем контакте. [c.261]

Рассмотрим первый вариант как наиболее распространенный. В этой передаче два начальных цилиндра с диаметрами а,, и перекатываются друг по другу без скольжения (см. рис. 216) Проведем из точки Ро линию под углом (90° — ад) к линии центров колес О1О2 и на расстоянии I от точки Р возьмем точку К (здесь Од — угол давления, образованный нормалью к поверхности зуба в точке К и касательной к начальным окруж-нос ям, проведенной через точку Ро). Проведем линию зацепления Кк, параллельную линии полюсов РоР. Точка контакта зубьев К перемещается вдоль линии зацепления с постоянной скоростью при постоянных угловых скоростях вращения начальных цилиндров, а на поверхностях, связанных с вращающимися ци-лигдрами, точка К" опишет винтовые профильные линии КП и КПг- Если взять теперь в качестве образующей фигуры окружность радиуса I и перемещать ее поочередно по винтовым профильным линиям так, чтобы точка К все время совпадала с этими линиями, то следы образующей окружности создадут винтовые цилиндры. Часть выпуклого цилиндра образует зуб шестерни, а вогнутого — впадины колеса. Зуб шестерни, имеющий круговую форму в торцовом сечении, находится на внешней стороне начального цилиндра, а впадина на втором колесе — внутри начального цилиндра. [c.341]

Рабочий участок линии зацепления Е Р Е. совпадает с отрезками дуг Яо и РоЕ производящих окружностей. Отрезки дуг ограничены точками Ех и 2 пересечения ок[)ужностей выступов колес с производящими окружностями Рх и Ра- Линия зацепления — криволинейная, а угол давления а переменный и зависит от положения точки контакта на линии зацепления. [c.345]

В. В. Шульцем была разработана геометрия зацепления и определена кривизна поверхностей зубьев ортогональных винтовых передач. Анализ полученных результатов позволил определить параметры кругового исходного контура для выпукло-вогнутых винтовых колес с заполюсным зацеплением, обладающих повышенной нагрузочной способностью. Отличительной способностью предложенного исходного контура являются малые угол давления в полюсе и величина радиуса кривизны, найденная из условия отсутствия подрезания. Вместе с этим было установлено, что приведенный главный радиус кривизны двух сопряженных поверхностей в пространственной зубчатой передаче с точечным касанием не зависит от кривизны исходного контура. [c.29]

Угол зацепления в нормальном (или в торцевом) сечении Угол зацепления основной рейки внорма ]ьном(илиторцевом)сечении Угол давления в торцевом сечении Угол наклона зубьев по начальному (или делительному) цилиндру Угол наклона зубьев по основному цилиндру Коэфициент перекрытия в торцевом сечении Относительное удельное давление Удельное скольжение Коэфициент изменения межцен-трового расстояния в нормальном (или в торцевом) сечении [c.216]

Рис. 28. Исходные контуры для профилирования инструмента, применяемого для нарезания зубчатых колес с зацеплением Новикйва верхний — для инструмента, нарезающего выпуклые зубья нижний — для инструмента, нарезающего вогнутые зубья О б о 3 II а ч е и IT я Uq — угол давления /i, — глуПиия зяуп-да — шаг зацепления в нормальном сечении г, и г, — радиусы рабочих профилей Si п Sj — соответственно толщина выпуклых и ширина впадины вогнутых зубьев по линии, параллельной начальной прямой и проходящей через теоретические точки контакта при беззазорном зацеплении. Необходимый боковой зазор устанавливают путем утонения выпуклого зуба, т. е. путем увеличения размера 0,4224 т — радиус скругления вершин вогнутых зубьев с, и Сг — радиальные зазоры и — радиусы закругления у корня выпуклых и вогнутых зубьев

На рис. 17, а представлена схема зацепления, из которой видно, что начальные окружностн колес I и И имеют полюс зацепления в точке Я, тогда как торцовые профили зубьев этих колее контактируют в точке К, которая не совпадает, как и в других цилиндрических передачах, с полюсом Р. Общая нормаль Л/Л/ к профилям зубьев проходит через полюс Р и составляет с общей касательной к начальным окружностям угол давления ад. Из схемы видно, что центры дуг i и С , которыми очерчены профили, расположены на нормали jViV, а смещение точек контакта от полюса постоянно Р/( = / = onst. [c.232]

Для передач Новикова определяют значения двух модулей — нормального т и окружного торцового пг, (по формуле для косозубых цилиндрических колес m, = /H / osp). Размеры элементов зуба и впадипы (рис. 17, б) рассчитывают в соответствии с исходным контуром и в зависимости от нормального модуля т . При расчете принимают угол зацепления ргк 10 30° угол давления ад = 30°. [c.232]

Основное применение в настоящее время получили зацепления с ДЛЗ с исходным контуром в нормальном сечении (см. ГОСТ 15023-76). Высота головки зуба h =0,9m, ножки Лу =l,05w, угол давления =27°. Он рекомендуется для передач с твердостью материала Н<320НВ, т<16 мм, v<90 м/с. [c.290]

Для обеспечения си.мметрии нагружения передачи обьино используют четное число зубьев колес. Разность чисел зубьев сопряженных колес для рис. 10.2.26, б - г равна 2. Независимо от конструкции генератора волн гибкое колесо при его нагружении изменяет свою начальную форк(у в соответствии с формой генератора волн и жесткого колеса, как показано. например, на рис. 10.2.26, г, благодаря чему в зацеплении участвует большое число пар зубьев (зона ц/ь), а угол давления а/, уменьшается с увеличением нагрузки. Волновая зубчатая передача позволяет получать передаточные отношения 80-400 при стальных гибких колесах. [c.579]

В табл. 33 приведены расчетные зависимости, необходимые при конструировании и контроле прямозубых шестерен с корригированным профилем и равным числом зубьев. В приведенных формулах приняты следуюш,ие обозначения А о — межцентро-вое расстояние между осями шестерен при корригированном зацеплении в мм Aq = mz Оо — угол давления в точке профиля зуба на делительной окружности, или угол профиля исходного контура реечного инструмента. [c.210]

Методика расчета зацепления новой зубчатой передачи и построение профилей зубьев рассмотрены в статье канд. техн. наук Р. В. Фе-дякина и канд. техн. наук доц. В. А. Чеснокова Расчет зубчатой передачи М. Л. Новикова , По аналогии с эвольвентными зубчатыми (закрытыми) передачами расчет производится по контактным напряжениям с использованием зависимостей Герца — Беляева и методики расчета, предложенной для зубчатых передач А, И. Петрусевичем, с последующей проверкой на прочность по изгибу. При геометрическом расчете зацепления Новикова угол наклона зубьев принимают в пределах р = 30- -10° угол давления в пределах Сд = 20- -30°. [c.329]

Независимо от конструкции генератора волн гибкое колесо при его нагружении изменяет свою начальную -форму (сх. е) Это происходит из-за наличия зазоров и упругости элементов, взаимодействующих с гибким ко- лесом. Если свободно расположенное гибкое колесо нагрузить с одного торца моментом Гу а с другого торца — силами fji (силами в зацеплении зубча-.тых колес), то при закручивании оно на переднем торце будет выпучиваться в сторону действия сил (на сх. е показано пунктиром). -Такое изменение формы колеса 7 ограничено с внешней стороны жестким колесом 2, а с внутренней стороны — генератором волн Н. Гибкое колесо стремится при этом принять форму жесткого колеса на участке t i и форму генератора волн на участке фл (сх. ж). С увеличением момента, закручивающего гибкое колесо, указанные зоны увеличиваются. В соответствии с этим увеличивается число пар зубвев в зацеплении и уменьшается угол давления ан в генераторе волн (угол между вектором силы Fhi и вектором скорости v ). Благодаря многопарности зацепления (нагрузку могут передавать до 50% всех пар зубьев), нагрузочная способность волновой передачи выше, чем планетарной, представленной на сх. а. КПД волновой передачи выше, чем у передачи на сх. а, так как в зацеплении зубья почти не перемещаются при прилегании гибкого колеса к жесткому, а в генераторе волн угол а/, меньше соответствующего угла давления в передаче с жесткий звеньями. При этом потери в зацеплении намного меньше, чем потери в генератору волн, так как перемещения в зацеплении несоизмеримо малы по сравнению с перемещениями в генераторе волн при суммарном силовом, воздействии одного порядка. [c.44]

Если при нарезании инструментом реечного типа средняя линия является начальной прямой, то иолученное зубчатое колесо называется некорригированным, а соответствующее зацепление — некорригированным зацеплением. Окружность, являющаяся начальной при зацеплении с рейкой, называется делительной окружностью, т. е. делительная окружность есть производственная начальная окружность. На делительной окружности шаг зубчатого колеса равен шагу рейки, а угол давления (угол зацеиления) — профильному углу. [c.206]

Рис. 3. Схема эвольвентного зацепления а — основные параметры б — угол давления н ийволюта

Точка Р касания этих окружностей лежит на линии центров и является полюсом зацепления. Угол давления, т. е. угол, образуемый общей касательной ТТ к начальным окружностям и проекций NN общей нормали на торцовую проскость, принимается в пределах а = 20° 30°. [c.125]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...