Угол давления передачи

Как было показано в 95, при проектировании кулачковых механизмов можно применять в расчетах не угол давления г ), а угол передачи Via (рио. 26.18). Очевидно, что этот угол должен удовлетворять условиям [c.530]

ЗЗт Г 4) максимальный угол давления в кулачковом механизме А = 45 5) центр масс коромысла находится в точке S с координатой 5/И = 0,5(г, — =--/-j) = 0,5 (О/И — МК) 6) момент инерции коромысла относительно его оси вращения Л1- / = 0,33 ( /f — + r j т 7) расчетный модуль зубчатых колес 2д и 2 принять т — 2 мм 8) модуль зубчатых колес коробки передач определить по эмпирической формуле [c.205]

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]

При ведущем кривошипе угол давления при передаче усилия от кулисного камня (ползуна) 2 к кулисе 3 fyj = О, что является достоинством кулисных механизмов. Для обеспечения наименьших углов давления при передаче усилия от звена 4 к ведомому ползуну 5 целесообразно положение оси хх выбрать так, чтобы она делила стрелку сегмента / пополам. Тогда из прямоугольного Д NDF. длина звена 4 [c.320]

О Угол давления при передаче движения высшей парой [c.349]

Угол давления у при идеальных связях (без учета трения) измеряется между направлением вектора полной силы Р, передаваемой на исполнительное звено, и вектором скорости vt точки приложения этой силы. На рис. 3.1 показаны углы давления у и углы передачи ц = 90°—у, а—в кривошипно-ползунном механизме бив —в кулачковых механизмах. [c.58]

Угол давления, угол передачи и угол подъема профиля. В плоских кулачковых механизмах с роликовым толкателем (рис. 4.10, а, б и 4.11) вращающий момент на валу кулачка приближенно равен [c.116]

Рис. 4.11. Угол давления, угол передачи и угол подъема профиля в плоских кулачковых механизмах с группами 3-го порядка

Угол давления у, так же как и угол передачи р, можно найти на плане сил и на плане скоростей (рис. 4.31). Как видно из построения, угол передачи образован касательной к центровому профилю кулачка и линией движения толкателя, а угол давления— нормалью и линией движения толкателя. Так как линия движения толкателя является прямой, то проверка существующего угла давления сводится к проведению нормалей к развертке центрового профиля кулачка и замеру соответствующих углов [c.157]

Угол давления и размеры кулачка. Как было отмечено, кулачковые механизмы обычно применяют в цепях управления, а для передачи мощности их используют крайне редко. Однако, поскольку [c.84]

В зубчатых передачах обычно рассматривается угол давления, дополняющий угол передачи до 90°. Оптимальная передача движения с одного профиля на другой осуществляется при угле давления, равном нулю. При передаче от звена / к звену 2 угол передачи равен Ц12 он больше угла Ц21 при передаче от звена 2 к звену /. [c.62]

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]

Поскольку один из углов в или с выбран произвольно, целесообразно поставить дополнительное требование обеспечить наилучшие условия для передачи сил, т. е. ограничить угол давления а [c.116]

При проектировании механизмов с вращающимся кулачком (см. фиг, 99, а, б, г, д) отыскивают положения оси вращения последнего из условия, что в процессе работы угол передачи или угол давления не будет выходить за пределы соответственно или [c.542]

Заменив угол давления ц на угол передачи из отношения этих моментов получим к. п. д. профиля [c.178]

При конструировании кулачковых механизмов необходимо стремиться к получению механизма наименьших габаритов при обеспечении прочности кулачка и ролика и точности передачи закона движения. Значительную роль в обеспечении прочности элементов кулачкового механизма играет угол давления, под которым понимают угол между направлением движения толкателя и нормалью к профилю кулачка в точке касания толкателя и кулачка. Как правило, угол давления является величиной переменной. Для центрального кулачкового механизма с толкателем угол давления выражается зависимостью [c.115]

Примечание - угол передачи д угол давления х,у - координаты соответствующих точек A, ,F,Fi,F2 в неподвижной системе Оху [c.407]

Профиль зуба у зубчатых колес из полимерных композиционных материалов обычно такой же как у металлических колец, хотя иногда используют и другие профили. Угол давления, т. е. угол между плоскостью контакта и радиусом делительной окружности в колесах из полимерных композиционных материалов обычно отличается от металлических. Уменьшение угла давления до 1472° по сравнению с углом 20° приводит к снижению передаточного усилия. При угле давления 25° достигается повышенная мощность передачи, но при этом снижается плавность работы. [c.410]

Фиг. 45. Угол передачи и угол давления в кулачковом механизме.

В данной задаче угол давления и необходимо вычислять с учетом знака, т. е. считать, что пределы его изменения —90° и - -90°. Это иногда неудобно. Поэтому вместо угла давления о пользуются дополнительным до 90° углом передачи х = 90°—и. Угол передачи в данном механизме — это угол между шатуном и ведомым коромыслом пределы его изменения от О до 180°. [c.58]

Как видно, решений может быть множество (положение точки О мы выбрали произвольно). Однако здесь также следует учитывать угол давления (или угол передачи)., [c.77]

Шестерни гипоидных передач имеют различный угол давления а на противоположных сторонах зубьев (рис. 68), но в чертежах достаточно указать а р, который для [c.201]

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]

Задается также максимальный (допускаемый) угол давления ддои или минимальный угол передачи движения уш ,, ( >шах- -Vmm = = 90"). Продолжительность и последовательность движения выходного звена кулачкового механизма со1 ласуются с движением звеньев других механизмов проектируемой машины. [c.47]

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]

Как уже отмечалось, при проектировании механизмов нужно учитывать весьма важный параметр, характеризуюпшй условие передачи сил и работоспособн1)сть механизма, — угол давления й (угол между вектором силы, приложенной к ведомому звену, и вектором скорости точки приложения движущей силы трение и ускоренное движение масс при этом пока не учитываются). Угол давления не должен превышать допустимого значения < О ,,,. Угол it при передаче усилия на ведомое звено отмечают на схеме механизма в зависимости от того, какое его звено является ведомым. Если им будет ползун -3, то сила / . передается на него с углом давления а если кривошип /, то сила составит угол l tl2 с вектором скорости L i. [c.310]

Теорему об угле давления можно сформулировать в следующем виде угол давления при передаче вращгтельного движения в простом плоском механизме с высшей парой зависит от передаточной функции V iii = vb/ o , межосевого расстояния <2 . и координат гв-2 И ф2 контактной точки ведомого звена и определяется соотношением (12.11). [c.350]

Угол давления у или угол передачи р (рис. 2.8), характеризуя условия статической передачи силы на исполнительное звено механизма (как было ранее показано), монотонно изменяясь, достигает экстремальных значений при совпадении направлений кривошипа и стойки. В крайнем положении механизма АВцС В угол поворота срэ кривошипа сравнительно небольшой. [c.65]

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]

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]

В теории механизмов в качестве критерия передачи широко. используют угол давления - острый угол между направлением силы давления (нормальной реакцией) на звено к со стороны смежного звена i и скоростью V точки приложения этой силы. В 1фиво-шипно-ползунном механизме (см. табл. 2.1.1) угол давления S определяется в шарнире В, как угол между реакцией R 2 скоростью д (считается, что реакция U32 направлена по отрезку АВ ). [c.400]

Угол давления S и угол передачи ц должны удоалетворять условиям [c.401]

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]

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]

Угол давления в кривошипно-ползуниом механизме — это угол между шатуном и направлением скорости ползуна. Этот угол изменяется с изменением положения механизма и, как это видно из рисунка, принимает максимальное значение (а угол передачи — минимальное значение) в положении механизма, когда кривошип находится в верхнем вертикальном положении. Поэтому размеры спроектированного кривошипно-ползунного механизма должны удовлетворять неравенству (рис. 3. 6) [c.77]

Исходя из условия прочности зубьев цилиндрических зубчатых колес Новикова с одной линией зацепления (см. рис. 12.25, в) приняты глубина захода зубьев hj = 1,15/и, радиальные зазоры зубьев j = 0,25m и j = = 0,15m, угол давления зубьев Кд = 30° с двумя линиями зацепления (см. рис. 12,25,г) hj = 1,8т, с = 0,15т и а = 27°. Остальные основные размеры цилиндрической зубчатой передачи Новикова опредяяют следующим образом. Высота головок /г и ножек йу зубьев для передачи с двумя линиями зацепления (см. рис. 12.25, г) [c.201]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...