Зацеплении вращаются

Расчет на жесткость. Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей: подшипников, зубчатых колес, катков, фрикционных передач и т. п. От прогиба вала (рис. 15.7) в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.12). При больших углах поворота 6 в подшипнике может произойти защемление вала (см. правую опору на рис,

От действия окружной силы Ft в зацеплении возникает осевая сила Fa=Ft tg а, которая стремится раздвинуть полумуфты и вывес-•, и их из зацепления. Этому противодействуют сила пружины F и сила трения на кулачках и в шлицевом (шпоночном) соединении. С учетом этих сил условия равновесия полумуфты 2 можно записать в виде:

4. Если нарезать парные колеса со смещением х\т и хул, а затем собрать передачу так, чтобы соблюдалось условие aw>a, то в зацеплении возникает боковой зазор.

Помимо этого, в связи с тем, что перекатывание зубьев сопровождается скольжением одного профиля по другому, в зацеплении возникает также сила трения Г --= /Q.

Повышенное скольжение в зацеплении возникает потому, что окружные скорости vt червяка и и2 колеса направлены под углом скрещивания одна к другой (рис. 3.125). Поэтому витки червяка скользят по зубьям колеса. Скорость скольжения vs является равнодействующей скоростей ох и У2, направлена по касательной к линии витков червяка и определяется из параллелограмма скоростей:

Помимо этого, в связи с тем, что перекатывание зубьев сопровождается скольжением одного профиля по другому, в зацеплении возникает также сила трения FTf> = fFn.

Зубчатые колеса со смещением. Необходимость снижения материалоемкости конструкций и получения минимальных габаритов приводит к необходимости создания передач с возможно меньшим числом зубьев. Однако при нарезании шестерен с малым числом зубьев в станочном зацеплении возникает явление интерференции зубьев, когда часть пространства оказывается одновременно занятой зубьями производящего и обрабатываемого колес. Интерференция приводит к срезанию части номинальной поверхности у основания зуба обрабатываемого колеса (подрезание зубьев) или срезанию части номинальной поверхности у вершины зуба (срезание зубьев, свойственное колесам с внутренними зубьями).

На рис. 7.18, а показано изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колеса. При уменьшении числа зубьев толщина их у основания уменьшается, у вершины зуб заостряется, а кривизна эвольвентного профиля увеличивается,— все это приводит к уменьшению прочности зуба. При числе зубьев, меньшем zmin, в станочном зацеплении возникает явление интерференции и происходит подрезание зубьев. Для того чтобы избежать подрезания зубьев в станочном зацеплении, производят смещение инструментальной рейки на величину хт, где х — коэффициент смещения; т —

Повышенное скольжение в зацеплении возникает потому, что окружные скорости DJ червяка и v2 колеса направлены под углом скрещивания одна к другой (рис. 11.7). Поэтому витки червяка скользят по зубьям колеса. Скорость скольжения vs является равнодействующей скоростей vv и v2, направлена по касательной к линии витков червяка и определяется из параллелограмма скоростей:

Конструкции конических колес даны на рис. 3.58. Фиксирование конических колес на валах осуществляется приведенными выше различными способами с учетом того, что в зацеплении возникает осевое усилие. В часовых и других механизмах применяют

Как мы видели, в цилиндрических косозубых передачах и в конических передачах даже при прямых зубьях в зацеплении возникает осевая составляющая FА силы давления. Чтобы избежать чрезмерной осевой нагрузки на подшипники, угол наклона зуба Р в косозубых цилиндрических колесах обычно выбирают не более 15°. В шевронных колесах осевые нагрузки па оба полушеврона уравновешиваются и поэтому осевая нагрузка на подшипники в этом случае не действует. Однако при неправильной конструкции опор этого уравновешивания может и не произойти. Действительно, в шевронных передачах относительное осевое смещение зацепляющихся колес невозможно, так как этому препятствуют зубья соседнего колеса. Поэтому, чтобы избежать статической неопределимости по отношению к осевой силе, вал одного из колес передачи не должен быть закреплен в осевом направлении. Тогда колесо 2 будет удерживать колесо 1 своими зубьями, как это видно на рис. 9.22, б. В косозубых передачах (рис. 9.22, а) косые зубья не препятствуют относительному осевому смещению колес, так как при таком сме-

Долбяк и заготовка, находясь в зацеплении, вращаются со скоростью, обратно пропорциональной числу их зубьев:

Зубчатые колеса 1 к 2, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей В и Л. С колесами 1 и 2 жестко связаны кривошипы b и а, входящие во вращательные пары D и С с шатунами 3 к 4. Шатуны 3 и 4 входят во вращательные пары F и Е с Т-образным ползуном 5, скользящим в неподвижной направляющей d, ось которой перпендикулярна к оси х — х. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям /j = r2 = г, где /•j и /2 — радиусы начальных окружностей колес / и 2, АС — BD, СЕ = DP, EF = 2л Углы наклона прямых АС и BD к оси х — х всегда равны и симметричны. При вращении колеса ) ползун 5 движется возвратно-поступательно по закону ползуна центрального кривошипно-ползунного механизма. В данной конструкции механизма при равных массах колес / и 2 и шатунов 4 и 3 отсутствуют давления от сил инерции звеньев на направляющую d.

Зубчатые колеса /и 2, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей В и А. С колесами 1 к 2 жестко связаны кривошипы Л и а, входящие во вращательные пары D и С с шатунами 6 и 3. Шатуны 3 и 6 входят во вращательные пары Е и F с траверзой 4, входящей во вращательную пару /С с ползуном 5, скользящим в неподвижной направляющей е вдоль оси у — у. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям га = 2/J-, АС = BD, СЕ — DF, ЕК. = FK. Закон движения и величину хода ползуна 5 можно изменять закреплением кривошипов а и & в различных положениях на колесах 2 и 1,

Зубчатые колеса 1 и 4, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А и В, входя во вращательные пары С и D со звеньями 3 и 2, которые входят во вращательную пару Е. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям /^ = г4 и СЕ = DE, где ri и /4 — радиусы начальных окружностей колес 1 и 4. В исходном положении механизма, показанном на чертеже, отрезки АС и BD параллельны вертикальной оси By и направлены вниз. При указанных размерах звеньев механизма при вращении колеса ) отдельные точки шатунов 2 и 3 описывают сложные шатунные кривые, показанные на чертеже. Варьируя расстояния АС и BD, можно изменять формы шатунных кривых,

Зубчатые колеса 1 я 4, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А к В, входя во вращательные пары С и D со звеньями 3 и 2, которые входят во вращательную пару Е. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям гг = = 2г4 и СЕ = DE = 2ъ, где г± и А4 — радиусы начальных окружностей колес 1 и 4, В исходном положении механизма, показанном на чертеже, отрезки АС и BD параллельны горизонтальной оси Ах и направлены вправо. При указанных размерах звеньев механизма при вращении колеса 1 отдельные точки шатунов 2 и 3 описывают сложные шатунные кривые, показанные на чертеже. Варьируя расстояния АС и BD, можно изменять формы шатунных кривых.

Зубчатые колеса 1 и 4, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А и В, входя во вращательные пары С и D со звеньями S и 2, которые входят во вращательную пару Е. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям гх = 2г4 и СЕ = = DE = 2/1, где гг и г4 — радиусы начальных окружностей колес / и 4. В исходном положении механизма, показанном на чертеже, отрезок АС совпадает с осью Ах и направлен вправо, а отрезок BD совпадает с осью Ау и направлен вниз. При указанных размерах звеньев механизма при вращении колеса / отдельные точки шатунов 2 и 3 описывают сложные шатунные кривые, показанные на чертеже. Варьируя расстояния АС я ВО, можно изменять формы шатунных кривых.

Зубчатые колеса 1 и 4, нахэдящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А и В, входя во вращательные пары С и D со звеньями 3 и 2, которые вхздят во вращательную пару Е. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям /1 = 2/4 и СЕ = DE = — 2/J, где /1 и /4 — радиусы начальных окружностей колес / и 4. В исходном положении механизма, показанном на чертеже, отрезок АС совпадает с осью Ах и направлен вправо, а отрезок BD совпадает с осью А у и направлен вверх. При указанных размерах звеньев механизма при вращении колеса 1 отдельные точки шатунов 2 и 3 описывают сложные шатунные кривые, показанные на чертеже. Варьируя расстояния АС и BD, можно изменять формы шатунных кривых.

Зубчатые колеса 1 и 4, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А и В, входя во вращательные пары С и D со звеньями 3 и 2, которые входят во вращательную пару Е. Размеры звеньев механизма удовлетворяют условиям rj = 2л4 и СЕ = ED = 2/1, где /1 и г4 — радиусы начальных окружностей колес 1 и 4. В положении механизма, показанном на чертеже, отрезки АС и BD параллельны оси Ах и направлены в разные стороны. При указанных размерах звеньев механизма при вращении колеса / отдельные точки шатунов 2 к 3 описывают сложные шатунные кривые, показанные на чертеже. Варьируя расстояния АС и BD, можно изменять формы шатунных кривых.

Зубчатые колеса 1 и 2, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг неподвижных осей А и С и входят во вращательные пары В и D с шатунами 4 и 5, которые входят во вращательные пары Е с поршнем 3, движущимся в цилиндре Ъ. Длины звеньев механизма удовлетворяют условиям гг = /2, АВ = CD и BE = DE, где /•j и га — радиусы начальных окружностей колес 1 и 2. Углы, образованные направлениями АВ и CD с осью у цилиндра Ь, равны и симметрично расположены. При вращении одного из колес 1 или 2 поршень 3 движется возвратно-поступательно вдоль оси у. В механизме при равных массах колес / и 2 и шатунов 4 и 5 отсутствуют давления на стенки цилиндра от сил инерции звеньев.

Равные зубчатые колеса / и 2, находящиеся в зацеплении, вращаются вокруг осей В и А рамы а, жестко связанной со штангой 4, движущейся поступательно в направляющих Ь — Ь. На колесах / и 2 укреплены равные массы т, заклиненные под равными углами ф к оси у — у. При равномерном вращении колес 1 и 2 вдоль оси у — у штанги 4 действует сила Р, равная Р = = 2/7zo)V cos ф, где ю — угловая скорость вращения колес / и 2 и г — расстояния от осей вращения Л и В до центра масс грузов т. Под действием силы Р возникают колебания стола 3 и испытуемого объекта 7, установленного на столе. Винтовое устройство 5 позволяет изменять натяжение пружины 6,

Долбяк и заготовка, находясь в зацеплении, вращаются со скоростью, обратно пропорциональной числу их зубьев: