Таблица 1

Исходные данные для расчета

Примечание. Рекомендации по выбору исходных данных приведены в рекомендуемом приложении 1.

Таблица 2

РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

Таблица 3

     
Расчет измерительных размеров зуба

Примечание. Выбор измерительного сечения и метода контроля измерительных размеров настоящим стандартом не регламентируются.

Таблица 4

     
Проверка качества зацепления по геометрическим показателям

Примечание. Проверка по формулам таблицы производится при параметрах исходного контура, отличных от установленных ГОСТ 13754-81, или при отступлениях от рекомендаций, содержащихся в рекомендуемых приложениях 1 и 2.

Прямозубные конические передачи выполняют с осевой формой зуба I и постоянным радиальным зазором по ширине зубчатого венца.

При обработке зубчатых колес зубострогальными резцами дно впадины имеет коническую форму (черт.1), a при обработке парными зуборезными головками – вогнутую (черт.1б).

Черт.1

Предпочтительными к применению являются конические зубчатые колеса с продольной модификацией зуба.

Передаточные числа. Числа зубьев конических зубчатых колес

Понижающие конические передачи могут выполняться с передаточными числами от 1 до 10. Предпочтительными к применению являются передаточные числа от 1 до 6,3 по ряду 10 ГОСТ 8032-84. Для передач редукторов с параметрами по ГОСТ 12289-66 это требование является обязательным.

Повышающие передачи не рекомендуется выполнять с передаточными числами, превышающими 3,15.

Числа зубьев шестерни и колеса ортогональной конической зубчатой передачи следует выбирать с учетом данных, приведенных в табл.1.

Таблица 1

     
Минимальное допустимое число зубьев ортогональной конической передачи
с прямыми зубьями при исходном контуре по ГОСТ 13754-81

Число зубьев цементованных конических зубчатых колес рекомендуется определять по номограмме, приведенной на черт.2.

Термически улучшенные конические зубчатые колеса могут выполняться с тем же или с увеличенным числом зубьев на 10-20%.

Модули

В системе расчета по настоящему стандарту в качестве расчетного принят внешний окружной модуль . Модуль рекомендуется устанавливать по ГОСТ 9563-60.

Допускается использовать дробные и нестандартные значения , если это не влечет за собой применения специального инструмента.

Параметры исходного контура

Конические передачи с прямыми зубьями общего назначения при выше 1 мм должны выполняться в соответствии с исходным контуром по ГОСТ 13754-81 со следующими параметрами: 20°; 1;
=0,2 и 0,2.

Наибольший допустимый радиус закругления на вершине резца при постоянном радиальном зазоре в передаче определяется по формуле

,

     
при исходном контуре по ГОСТ 13754-81 – по формуле

     
.

В обоснованных случаях (например, при требовании повышенной сопротивляемости зубьев излому) допускается при стандартном инструменте увеличивать угол зацепления в передаче специальной настройкой гитары обкатки станка, но с обязательной проверкой качества зацепления по формулам, приведенным в табл.4 настоящего стандарта, принимая значения .

     
(20°, 90°)

Черт.2

Пример. Дано: 300 мм; 4. По номограмме определяем 28.

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

1. В передачах с 1 шестерню рекомендуется выполнять с положительным смещением по табл.1, а колесо с равным ему по величине отрицательным смещением .

Таблица 1

     
Коэффициенты смещения для ортогональных конических зубчатых передач с прямыми зубьями
при исходном контуре по ГОСТ 13754-81

Примечание. Данные таблицы могут быть использованы для неортогональных передач, если вместо и принимать соответственно и , а также для повышающих передач при 3,15, у исходного контура шестерни и соответственно уменьшенной у исходного контура колеса.

Коэффициент изменения расчетной толщины зуба исходного контура положительный для шестерни и равный ему по величине, но обратный по знаку для колеса, рекомендуется вычислять по формуле

.

Формулой можно пользоваться для неортогональных передач, если заменить на , а также для повышающих передач при 3,15.

Для ответственных тяжелонагруженных передач значения следует определять из расчета зубьев на изломную прочность.

Для передач, у которых и отличается от указанных в табл.1, коэффициенты смещения принимаются с округлением в большую сторону.

Для зубчатых колес, выполняемых не в соответствии со стандартным исходным контуром, коэффициенты смещения рекомендуется вычислять по формулам, приведенным в табл.2.

Таблица 2

     
Расчет коэффициентов смещения для ортогональных конических зубчатых колес с прямыми зубьями

Примечания:

1. Цифры в скобках соответствуют номерам позиций таблицы. определяется в результате последовательного выполнения действий по позициям 1-31. Исходные данные для расчета по табл.1 настоящего стандарта.

2. Расчетными формулами можно пользоваться и для неортогональных передач, если заменить и соответственно на и .

2. При 2,5 зубчатые колеса рекомендуется выполнять не только со смещением, устанавливаемым по п.1 настоящего приложения, но и с различной толщиной зуба исходного контура: увеличенной по сравнению с расчетной .

ПРИЛОЖЕНИЕ 3

Черт.1

Пример. Дано: 30; 60°. По номограмме определяем 60.

График для определения величины в зависимости от и
или в зависимости от и при исходном контуре по ГОСТ 13754-81

Черт.2

1. Дано: 17; 35°.

По графику определяем -0,15 (см. пунктир).

2. Дано: 0,15; 45°.

По графику определяем наименьшее число зубьев 11 (см. пунктир).

Номограмма для определения окружной толщины зуба на поверхности вершин зубьев шестерни
в долях окружного модуля (20°; 1)

Черт.3

Пример. Дано 13; 0,5.

По номограмме находим 0,32.

Номограммы для определения коэффициента торцового перекрытия

Черт.4

Пример. Определить коэффициент торцового перекрытия передачи по данным: 14; 80; 5; 7,45; 2,55.

Определяем: ; и по графикам 1,79 и 5,10; 5,4 и, следовательно, *.

_______________

* Выражение соответствует оригиналу. – Примечание “КОДЕКС”.

ПРИЛОЖЕНИЕ 4

Таблица 1

     
Исходные данные для расчета

Таблица 2

     
Расчет

Примечание. Номера позиций с 1 по 24 соответствуют номерам пунктов табл.2 настоящего стандарта; номера позиций с 25 по 29 соответствуют номерам 1-5 табл.3 настоящего стандарта.

Текст документа сверен по:
официальное издание
М.: Издательство стандартов, 1990

ГОСТ, параметры, виды, типы, расчет

Основу конструкции любого механизма составляют элементы, призванные передать механическое усилие от двигателя на рабочий орган. В зависимости от принципа действия принято различать несколько видов таких передач: клиноременные, фрикционные или червячные. Но самое широкое распространение в технике получили зубчатые передачи.

Такие механизмы в простейшем случае использующие сопрягаемую пару, включающую ведущую шестерню и колесо зубчатое. Благодаря зубчатой форме поверхности эти элементы входят в зацепление между собой и за счет этого передают вращение с одного вала на другой. Кроме возможности передать механическую мощность, такая передача способна обеспечить изменение скорости вращения выходного вала, относительно входного. Благодаря таким свойствам, практически в каждом промышленном механическом устройстве встречается редуктор, понижающий скорость вращения или мультипликатор, наоборот увеличивающий ее. В более сложных механизмах, так называемых коробках передач, группа зубчатых колес способна выполнить ступенчатое изменение скорости.

Широкое распространение зубчатые передачи получили благодаря высокой надежности и способности передавать момент в большом диапазоне нагрузок и скоростей вращения. При этом конструкция таких механизмов отличается относительной простотой и компактностью. Зубчатые передачи не предъявляют высоких требований к обслуживанию и характеризуются длительным сроком службы.

Наряду с очевидными достоинствами, этим механизмам присущ и ряд недостатков. В отличие от других типов передач, они более сложны в изготовлении, требуют более высокой точности обработки и применения специализированного обрабатывающего оборудования. Выбор материалов для зубчатых колес должен обеспечить сопротивляемость значительным механическим усилиям. Высокая жесткость, реализуемая зубчатой передачей, способствует минимизации потерь при передаче механической энергии. КПД таких механизмов приближаются к абсолютным значениям. Но при этом конструкция не позволяет преодолевать большие значения динамической нагрузки, что часто приводит к разрушению механизма. Еще одним негативным явлением, возникающим в процессе работы зубчатой пары, становится шум. Его уровень напрямую связан частотой вращения механизма и зависит от качества изготовления колес.

Виды зубчатых колес

Само название зубчатой передачи отражает ее конструкцию. В простейшем случае в состав такого механизма входят два вращающихся диска, на боковой поверхности, которых выполнены зубья. В процессе работы эти зубья зацепляются между собой. Колесо, связанное с источником вращающего момента, увлекает за собой второе. В итоге ведомый вал начинает вращаться.

В зависимости от направления передачи энергии используются разные обозначения зубчатых колес. Элемент, к которому присоединен вал двигателя, называется ведущим зубчатым колесом. В понижающих передачах оно характеризуется небольшим диаметром и малым числом зубьев. В технической литературе этот элемент часто называют шестерней. Сопрягаемое с ней колесо большого диаметра с большим числом зубьев называется ведомым. Вал этого колеса используется для передачи мощности на рабочий орган исполнительного механизма. Более сложные виды передач используют большее количество зубчатых колес. Например, такие устройства используются для реализации возможности отбора мощности от одного вала на несколько устройств или переключения скоростей вращения.

Высокие технические характеристики передачи и различные направления применения привели к созданию большого числа вариантов зубчатых колес. Наиболее простыми и распространенными из них являются цилиндрические прямозубые колеса. Зуб такой детали расположен на боковой поверхности колеса, параллельно оси. Второе колесо механической передачи имеет аналогичную геометрию. Оси обеих колес должны располагаться параллельно, на строго заданном расстоянии. Высокая технологичность изготовления этого типа деталей способствует массовому применению прямозубых  передач в различных отраслях промышленности.

Из недостатков следует отметить только невысокий предельный момент.  В сложных условиях работы используют другие виды зубчатых колес. Благодаря изменению геометрии зацепления, такие передачи обладают улучшенными свойствами. Например, для передач повышенной мощности проектируют косозубые колеса. В них ось зуба расположена под углом к оси вращения, за счет чего достигается большая зона контакта сопрягаемых деталей. В механизмах, характеризующихся сверхтяжелыми нагрузками, применяют шевронные модели. Зацепление в такой передаче выполняется на основе V-образных зубьев, чем обеспечивается оптимальное распределение нагрузки. Еще один вид зуба, называемый, круговым или криволинейным, выполняется в виде дуги. Он обеспечивает улучшенные механические характеристики, но достаточно трудоемок в изготовлении, поэтому большого распространения не получил.

Профиль или поперечное сечение зуба в механических передачах может быть практически любым. Встречаются варианты с треугольным, трапециевидным, прямоугольным или круглым профилем. Всем им, несмотря на простоту изготовления, свойственны недостатки, связанные с неравномерностью зацепления. Поэтому, в современных механических передачах, профиль чаще всего выполняется эвольвентным. Он представляет собой сложную кривую, обеспечивающую постоянное качество зацепления, вне зависимости от углового положения отдельных деталей и как следствие постоянство передаточного отношения.  Такой профиль показывает оптимальные характеристики и относительно прост в изготовлении.

Кроме вида и профиля зуба, принято выделять и место его расположения. В зависимости от назначения, элементы зацепления могут быть расположены на внешней или внутренней части колеса. Также встречаются колеса   с расположением зацепляющихся элементов со стороны торцевой части. Подобные шестерни называют корончатыми. Область их применения достаточно узка, поэтому встречаются они сравнительно редко. Гораздо более широкое применение получили передачи конического типа. Элементы зацепления в таких механизмах выполнены на поверхности усеченного конуса. Результирующее расположение конических шестерен подразумевает разное положение их осей в пространстве.

Еще один вид зубчатой передачи применяется в механизмах, преобразующих вращательное движение в возвратно-поступательное. Общее название таких устройств — рейка-шестерня.

Ведущий элемент такой передачи выполнен в виде обычного зубчатого колеса. Ведомая деталь представляет собой рейку, с нанесенными на одной из граней, зубьями. Вращение шестерни приводит к продольному перемещению рейки. Подобные передачи широко распространены в станочном оборудовании.

С зубчатыми колесами часто сравнивают звездочки цепных передач. Схожая форма деталей приводит к путанице. На самом деле цепная передача имеет иной принцип действия, а конструкция звездочки рассчитывается по собственным формулам.

Редкие модели

В общем случае считается, что зубчатое колесо должно иметь цилиндрическую форму. Но встречаются модели и некруглого типа. Главной их особенностью является переменное передаточное отношение, зависящее от угла поворота детали. Сегодня разработаны модели треугольной и квадратной формы, а также эллиптические шестерни. При постоянном вращении ведущего вала эти модели обеспечивают неравномерную скорость выходного. Высокая сложность изготовления и ограниченная область применения не дали подобным конструкциям широкого распространения. Тем не менее, сегодня встречаются отдельные устройства, в составе которых можно встретить некруглые шестерни. Примером могут служить редукторы некоторых насосов или специфические измерительные приборы.

Конструкция зубчатого колеса

Несмотря на кажущуюся простоту, в технике принято выделять несколько отдельных частей зубчатого колеса. Как и любое другое колесо, зубчатый вариант в своей основе имеет диск необходимого диаметра. Основной частью является обод, на боковой или торцевой поверхности которого выполнены зубья. Все вместе они образуют так называемый венец зубчатого колеса. Геометрия зубьев различна у разных типов зубчатой передачи. Сам зуб условно разбивается на несколько частей. Наружная часть называется вершиной. Прилегающие к ней боковые поверхности носят название головки зуба. Внутренняя часть именуется ножкой зуба. Две соседние ножки образуют впадину зубчатого колеса.

Для крепления на валу механизма в центре диска изготавливается ступица со сквозным отверстием. Форма отверстия зависит от геометрии сечения вала и может быть цилиндрической, квадратной или многоугольной. При использовании цилиндрических валов, в ступице обычно выполняют шпоночный паз.

С целью уменьшения веса толщина диска колеса выполняется обычно меньше, чем толщина ступицы или обода. Также для этого в теле диска могут присутствовать окна разнообразной формы.

Основные параметры

Для обеспечения подвижности и работоспособности, конструкция отдельных деталей механической передачи должна быть согласована по размерам и геометрии. Для этого при описании подобных устройств принято использовать систему специальных параметров. В их число входят геометрические, массогабаритные и прочностные величины, закрепленные стандартами. Применение стандартных параметров позволяет сравнительно просто производить расчет унифицированных зубчатых передач и обеспечивает гарантированное сопряжение всех изделий между собой. Естественно, что для разных видов, параметры будут несколько отличаться. Далее рассматриваются термины, связанные с конструкцией эвольвентного цилиндрического колеса. Эти параметры, в своем большинстве, описывают основные характеристики и других вариантов колес.

В основе сечения зуба большинства шестерен лежит эвольвентный профиль, который  получается на основе одноименной кривой. Его применение легко стандартизируется,  характеризуется высокой технологичностью изготовления и низкими требованиями к качеству сборки механизма. Основными параметры эвольвентного зубчатого колеса  считаются модуль зацепления и количество зубьев зубчатого колеса. При одном и том же наружном диаметре деталей значения этих величин могут существенно отличаться в разных вариантах конструкции.

Число зубьев определяет коэффициент передачи и геометрические размеры зубьев. На ведущем колесе редуктора оно выполняется меньшим, чем на ведомом. В итоге один нормальный оборот ведущей шестерни приводит к повороту ведомого колеса только на определенный угол. Отношение числа зубьев двух колес  дает значение передаточного коэффициента. Размеры зубьев определяются как отношение их количества к длине окружности колеса. С целью упрощения расчетов и гарантированного обеспечения зацепления между разными колесами, предусмотрен дополнительный параметр, называемый модулем зацепления. Любые шестерни с одинаковым модулем обеспечивают взаимодействие между собой и могут использоваться для построения механизмов, без дополнительной обработки.

Сумма ширины зуба и впадины совместно дают шаг зубчатого колеса. Учитывая неравномерность профиля по радиусу и зависимость длины дуги от диаметра, в каждом колесе можно определить бесконечное число значений этого параметра. С целью стандартизации принято рассматривать шаг по делительной окружности, называемый так же окружным шагом. Отношение этого шага к числу пи дает модуль зацепления. В некоторых случаях для описания шестерен используют угловой шаг,  измеряемый в градусах. Стандартами предусмотрены и несколько других угловых величин. Например, для упрощения настройки оборудования при изготовлении колес рассматривают угловую ширину зуба и угловую ширину впадины. Определяются они также на основе делительной окружности.

Диаметры окружностей

Рассмотрение геометрии зубчатых пар невозможно без определения диаметров. На каждой детали их выделяется несколько. Широкое распространение имеет диаметр окружности по выступам, иногда называемый диаметром вершин. Он определяет максимальные габариты диска колеса. Его противоположностью считается диаметр окружности впадин. Разность этих величин, поделенная пополам, дает полную длину зуба. Но этот параметр в чистом виде не используется. При расчетах принято выделять высоту головки и ножки зуба. Граница, отделяющая два этих понятия, называется делительной окружностью зубчатого колеса. Диаметр данной окружности выполняет функцию опорного параметра при выполнении расчетов геометрии, так как именно по ней определяется окружной шаг и модуль зацепления. Еще один диаметральный параметр, называемый основной окружностью, описывает теоретическую кривую, которая является базой при построении эвольвенты. Диаметр основной окружности используется для построения конкретного профиля зуба.

Модуль зубчатого колеса

Универсальным понятием, позволяющим определить геометрические параметры деталей, выступает модуль зубчатой передачи. Его значение равно длине дуги в миллиметрах, приходящейся на один зуб колеса.  Конкретное значение определяется по делительной окружности. Ее численно подбирают таким образом, что бы значение модуля совпадало с одним из общепринятых значений, найти которые можно  в специальной литературе. В отечественной практике стандартные модули зубчатых колес нормированы в ГОСТ 9563-60. При проектировании шестерен обычно задаются значением этого параметра, а от него легко рассчитают все множество других.  Исходными данными для определения требуемого модуля зубчатого колеса выступают расчеты прочности, призванные обеспечить требуемую мощность механической передачи.

Скачать ГОСТ 9563-60

Модуль зубчатого колеса связан с целым набором производных параметров. Используя несложные формулы расчета и значение необходимого числа зубьев, можно получить окружной шаг, диаметры верши и впадин, толщину зуба и ширину впадины по делительной окружности.

В зарубежной литературе аналогом отечественного модуля выступает питч. По своей сути это обратная к модулю зацепления величина, приведенная к дюймовой системе измерений. Аналогично для питчей разработаны специальные таблицы, содержащие нормированные значения параметра.

Расчет параметров

Расчет параметров зубчатых колес выполняют комплексно, для всей передачи. Необходимость расчета отдельного колеса возникает только в процессе ремонта оборудования с неизвестными данными. Расчет начинают с определения требуемого числа зубьев и модуля зацепления. Для того чтобы узнать значение модуля, предварительно проводят расчеты на прочность,  исходя из срока службы и выбранного материала будущего механизма. Также на этом этапе рассчитывают межосевое расстояние между колесами. На основе полученных данных выносливости зубьев вычисляется минимально допустимая величина модуля зацепления. Конкретное его значение выбирается на основе таблиц, приведенных в справочной литературе. Далее, используя требуемое передаточное отношение, производится вычисление числа зубьев на сопрягаемых колесах.

При известном модуле зацепления и количестве зубьев шестерни и колеса, доступно произвести вычисление геометрических размеров отдельных деталей. Основные диаметры и профиль зуба передачи рассчитываются с использованием несложных арифметических действий.  Сложные операции потребуются только для ограниченного числа параметров. Для цилиндрического прямозубого колеса тригонометрические функции содержат только формулы расчета делительного диаметра. При проектировании других типов зубчатых колес, используют тот же математический аппарат, что и для прямозубых, но с добавлением расчетов, учитывающих иную геометрию деталей. Результаты расчетов используют для построения чертежей будущих шестерен, а также при вычислении параметров редукторов.

Заключительным этапом расчета зубчатой передачи становится окончательная проверка механизма на прочность. Если результаты этих вычислений укладываются в принятые нормативы, то полученные значения величин можно использовать для изготовления готового механизма. В противном случае может потребоваться выполнить новый расчет, изменив исходные данные, например, увеличить геометрические размеры, либо поменять тип зубчатой передачи или количество ступеней редуктора.

Применение

Высокие свойства зубчатых передач нашли отражение в широком спектре применений. Во многих промышленных механизмах используются редукторы, призванные понизить  число оборотов вращения вала двигателя, для передачи на технологическое оборудование. Помимо изменения скорости, такое устройство также увеличивает механический момент. В итоге маломощный двигатель с большой скоростью вращения, способен приводить в движение медленный и тяжелый механизм.

С целью уменьшения габаритов редуктора его часто выполняют многоступенчатым. Большое количество зубчатых колес входят в последовательное зацепление между собой, обеспечивая высокое передаточное число. Классическим примером подобного устройства являются обычные механические часы. Благодаря множеству специально подобранных передач, скорости движения секундной, минутной и часовой стрелок отличаются друг от друга ровно в 60 раз.

Зубчатые передачи позволяют реализовать и функцию регулирования скорости. Для этого применяются сменные комплекты колес, имеющих одинаковое межосевое расстояние и разное передаточное отношение.

Меняя один комплект на другой, можно получить разные скорости выходного вала. Этот принцип действия лег в основу коробок переключения передач, широко используемых в автомобилестроении, станкостроении и других отраслях.

Обычное зубчатое колесо допускает применение и для повышения скорости выходного вала относительно входного. В общем случае для этого достаточно развернуть редуктор или поменять местами точки подключения двигателя и конечного механизма.  Называется подобное устройство мультипликатор. Из особенностей его применения необходимо учитывать запас по мощности двигателя, сопоставимый с передаточным числом механизма.

Зубчатые колеса используются также  для изменения направления движения. Две цилиндрические шестерни с одинаковым числом зубьев реализуют функцию смены направления вращения вала. Передачи конической или корончатой конструкции используются в случае необходимости смены положения оси в пространстве. Ведущая и ведомая шестерни в таких механизмах развернуты друг относительно друга на какой-либо угол, значение которого может достигать 90 градусов. При этом передаточное отношение часто равно единице, что обеспечивает одинаковые скорости валов.

Наряду с простыми вариантами передач, содержащих зубчатые колеса, разработаны несколько специальных моделей. С целью снижения материалоемкости, в механизмах с ограниченным углом поворота, используют только часть зубчатого колеса. Такой сектор, обладая всеми основными свойствами зубчатого зацепления, отличается более низкой  массой и стоимостью.

Еще один вариант, называемый планетарной передачей, также характеризуется малым весом и габаритами. При этом устройство обеспечивает высокое значение передаточного числа и пониженный уровень шума в процессе работы. Конструктивно такая передача состоит из нескольких шестерен, имеющих разную степень свободы. За счет этого механизм может не только передавать вращение, но и складывать или выделять угловые скорости разных валов, находящихся на одной оси. Сегодня разработано большое число вариантов планетарных передач,  отличающихся типом и взаимным расположением зубчатых колес. Планетарные передачи широко применяются в автомобильной и авиационной технике, тяжелом металлорежущем оборудовании. Среди недостатков, сдерживающих распространение передач данного типа, следует отметить низкий КПД и высокие конструктивные требования к точности изготовления отдельных деталей.

Таблица диаметров и количества зубьев шестерёнок от спортивных рядов

Количество зубьев. Диаметр

шестерен

Просмотров: 44779

Дата: Среда, 08 Декабря 2010

Шестерня расчет. Примерный расчет элементов зубчатого колеса

При конструировании Slot Car (трассовой модели), когда дело доходит до выбора шестерн, то перед нами открывается большой ассортимент на современном рынке с основной величиной модуля 0.3, 0.35 и 0.4. Основными характеристиками шестерни является количество зубьев, модуль шестерни, передаточное число. Если с количеством зубьев и передаточным числом (отношением количества зубьев ведомой к ведущей шестерни) все понятно, то с понятием модуль шестерни не совсем. К сожелению, в школах уже давно не тот уровень преподавания предмета черчения, а в большенстве случаях этот предмент не преподается.

Угол давления представляет собой угол наклона зубчатого колеса, элемент, определяющий профиль зуба. В последнее время угол давления обычно устанавливается на 20 °, однако преобладают 5 ° передачи. Рис. 2 Нормализованный профиль профиля зубца. Исходная линия Угол давления Нормальная опорная линия Шаг Шаг поверхности зуба Корневая поверхность Верхняя поверхность. Количество зубьев обозначает количество зубьев шестерни. Они подсчитаны, как показано на рисунке. Число зубьев этой шестерни равно рис. 3 Количество зубьев.

Модуль, угол давления и количество зубьев, введенные здесь, являются тремя основными элементами в составе шестерни. Размеры этих передач рассчитываются на основе этих элементов. Глубина зубьев определяется по размеру модуля. Глубина зуба – расстояние между зубцом и корнем зуба.

И так, что такое модуль шестерни? Как вычисляется модуль шестерни и чем он обусловен? На этот вопрос нам помог учебник — Техническое черчение, изданный еще в 1972 году (как ни странно, на просторах современного интернета не так уж и много информации по данному вопросу).

Шестерни (на техническом языке — зубчатые колеса) служат для передачи движения от одного элемента машины к другому. Зубчатые колеса в зависимости от характера зацепления (внешнее или внутреннее), взаимного расположения вращающихся валов, способа передачи и т.д. могут быть самой различной конструкции. Наиболее распространенными являются цилиндрические и конические шестерни.

На предыдущих страницах мы ввели основы передач, в том числе «Модуль», «Угол давления», «Количество зубов» и «Глубина и толщина зубов». В этом разделе мы введем основные части и размерные вычисления. Рис. 6 Номенклатура рабочей шестерни. Таблица 1 Символы и номенклатура передачи.

Когда пара зубчатых колес зацеплена так, что их опорные круги находятся в контакте, центральное расстояние составляет половину суммы их эталонных диаметров.

Механизмы могут иметь сетку, как показано на рисунке 6, однако важно учитывать надлежащую люфт, чтобы шестерни могли работать плавно. Зазор – это игра между поверхностями зубов парных передач в сетке. Спиральные зубчатые колеса также имеют зазор вертикально по отношению к глубине зуба.

Рисунок 1 – Элементы зубчатого колеса (шестерни)

И так, из каких же элементов состоит шестерня (зубчатое колесо) изображенная на рисунке 1, а. Основным элементом шестерни является зуб (рисунок 1, б) — выступ определенной формы, предназначенный для передачи движения посредством воздействия на выступ другого элемента зубчатой передачи. Часть зубчатого колеса, в которую не входят зубья, называется телом зубчатого колеса (рисунок 1, в). Часть зубчатого колеса, состоящая из всех его зубьев и некоторой связывающей их части тела колеса, называется зубчатым венцом.

Рисунок 8 Совет и просвет. Круг окружения Круг изредка. . Примеры расчета: Практика расчета размеров зубчатых колес. Практический тест: расчеты размеров зубчатых колес. Шпунтовые шестерни с геликоидными зубами называются винтовыми шестернями. Большинство расчетов для цилиндрических зубчатых колес можно применять и для винтовых передач. Этот тип передач поставляется с двумя типами профилей зубьев в соответствии с поверхностью нулевых точек. Рисунок 9 Правая винтовая передача.

Нормальный модуль Поперечный модуль Угол спирали β. . Поперечная ось обозначает осевую линию шестерни. Опорный диаметр спиральной шестерни с поперечной системой можно рассчитать по формуле. Многочисленные параметры размеров определяют форму профиля зуба, определяют, как шестерни совмещаются, и определяют места, где силы действуют на зубцы шестерни. Два из наиболее важных параметров, часто путаемых друг с другом, – это диаметр шага, обычно обозначаемый как и модуль, обычно обозначаемый как.

Впадиной называется пространство, заключенное между боковыми поверхностями соседних зубьев и поверхностями вершин и оснований впадин (рисунок 1, г).

Начальной поверхностью зубчатого колеса (рисунок 1, д) называется соосная поверхность, по которой катится без скольжения такая же поверхность друого колеа, находящегося в зацеплении с первым. Начальная поверхность колеса делит зуб на две части — головку и ножку.

Диаметр шага, в простейших терминах, представляет собой диаметр невидимого цилиндра, который проходил бы примерно через середину зубьев шестерни, определяя то, что обычно называют «шагом окружности». Кроме того, этот круг основного тона определяется как окружность, центрированная на оси зубчатой ​​передачи, которая проходит через точку тангажа на зубцах зубчатой ​​шестерни. Эта точка тангажа расположена между корнем зуба зубчатой ​​шестерни, который обозначает малый диаметр и гребень зубчатого колеса зубчатого колеса, что обозначает основной диаметр зубца зубчатой ​​шестерни.

На рисунке 1, е показано изображение на чертеже некоторых основных элементов зуба. Проекция поверхности выступв на плоскость, перпендикулярную оси зубчатого колеса, называется окружностью выступов, поверхность впадин — окружностью впадин, поверхность делительной поверхности — делительной окружностью. На этом чертеже обозначены высота зуба — h , головки зуба — h” и ножки зуба – h” ” .

Этот диаметр относительно легко обнаружить в типичных стандартных размерах коробки передач Американской ассоциации зубчатых колес, поскольку он указан как диаметр где-то между малым и основным диаметрами шестерни. Не становясь слишком подробным, диаметр тангажа также определяет приблизительную сопряженную оболочку из двух передач, что означает, что зубцы будут мешаться по диаметру тангажа. Таким образом, он также определяет важное понятие, называемое линией действия или линией давления. Эта линия определяет направление силы, действующей на каждый зуб.

Торцовым шагом t3 называется расстояние по делительной окружности между одноименными профилями смежных зубьев. Диаметр делительной окружности — dд , диаметр окружности выступов — Dе , впадин — Di .

Модулем шестерни m называется отношение диаметра делительной окружности к числу зубьев Z :

Диаметр шага также составляет основу, на которой определяются угол давления зуба, толщина зуба и угол спирали шестерни. К сожалению, диаметр шага нельзя измерить непосредственно на физической передаче. Как правило, адекватное приближение измерений диаметра тангажа может быть получено путем измерения с помощью суппортов через два дюбеля, расположенных между зубьями шестерни в противоположных положениях шестерни. Затем диаметр одного из штырей вычитается из измерения, полученного суппортами, чтобы получить оценку диаметра тангажа.

Это связано с тем, почему была введена концепция модуля шестерни. Проще говоря, это отношение диаметра тангажа к числу зубьев на передаче. В некотором смысле, это мера размера блока шестерни на основе количества зубьев, присутствующих на передаче. Полезной аналогией является то, что модуль определяет «размер» каждого зуба как часть диаметра «пива». Это действительно означает, что каждый зуб имеет «модульный» блок части полного диаметра тангажа. Например, механизм, который имеет модуль 10, буквально означает, что каждый зуб «использует» 10 от общего диаметра тангажа.

m= dд/Z.

Модуль шестерни (зубчатого колеса) можно выразить еще и как отношение торцового шага к числу π :

m= tз/π

Высота головки зуба нормального зубчатого колеса примерно равна модулю h”=m , а высота ножки h””≈1,25 m . В соответствии с этими соотношениями можно установить следующую зависимость диаметра выступов De от модуля m и числа зубьев Z зубчатого колеса:

Для очень небольших количеств зубов, таких как десять и меньше, и для высокоточных применений следует избегать подрезания. Это достигается путем увеличения шестерни, при этом зубцы шестерни, все еще генерируемые стандартным резаком, смещаются радиально наружу, образуя полный эвольвентный зуб без подреза. Зуб увеличен как радиально, так и по окружности. Показано сравнение формы зуба до и после увеличения.

Подрезание будет ухудшаться, если применяется отрицательная коррекция. Дополнительная подача режущего инструмента в и представляет собой величину сдвига или коррекции. А х – коэффициент сдвига. Условием предотвращения подрезания в цилиндрической передаче является. Количество зубов без подреза будет. Коэффициент без подреза.

De = m (z + 2) .

Для передачи движения между валами, оси которых пересекаются, применяются конические зубчатые колеса. Условное изображение конического зубчатого колеса показано на рисунке 2. В разрезе плоскостью, проходящей через ось колеса, зубья изображаются незаштрихованными. На виде, полученном проецированием на плоскость, перпендикулярную оси колеса, сплошными линиями изображаются окружности, соответствующие большому и малому выступу зубьев и штрих-пунктирной линией — окружность большого основания делительного конуса.

Сдвиг профиля не просто используется для предотвращения подреза. Его можно использовать для регулировки центрального расстояния между двумя передачами. Если применяется положительная коррекция, например, чтобы предотвратить подрезание в шестерне, толщина зуба на вершине становится тоньше.

Представляет расчет толщины верхней поверхности.

В зацеплении передач с измененным профилем, это круги рабочего шага, которые находятся в контакте и катятся друг на друга, что изображает передачу. Стандартные тональные круги больше не имеют значения; и значение угла рабочего давления имеет значение.

У конического зубчатого колеса имеются свои специфические элементы и соответствующие обозначения и размеры, отсутствующие у цилиндрического колеса:

Φ — угол делительного конуса;

Φе — угол конуса выступов;

Φi — угол конуса впадин;

L — конусное расстояние;

ν — угол внешнего дополнительного конуса.

Существует несколько теорий относительно того, как распределять сумму коэффициента сдвига профиля, в шестерню и шестерню отдельно. В приведенном выше примере зубчатая шестерня с 12 зубьями была дана достаточная коррекция для предотвращения подреза, а остаточный профиль сдвига был передан на сопрягаемую шестерню.

Один поворот цилиндрической шестерни будет смещать стойку на одну окружную длину окружности шага шестерни по формуле. Уравнение остается применимым для любого сдвига профиля.

Зубчатые резаки часто используются при резке внутренних зубчатых колес и внешних зубчатых колес. Фактическое значение глубины зуба и диаметра корня после резки будет немного отличаться от расчета. Это связано с тем, что резак имеет коэффициент сдвинутого профиля. Чтобы получить правильный профиль зуба, необходимо учитывать коэффициент резака.

Основные размеры некоррегированных конических зубчатых колес могут быть определены по следующим формулам.

Диаметр начальной окружности:

dд = m z.

Диаметр окружности выступов:

Dе = m (z + 2cos Φ).

Диаметр окружности впадин:

Di = m (z — 2,4cos Φ).

Конусное расстояние:

L= dд/(2cos Φ)

По материалам учебника «Техническое черчение» Авторы: Е.И Годик, В.М. Лысянский, В.Е. Михайленко, А.М. Пономарев. Киев. 1972г

Интрузионное вмешательство. Он распространен, когда количество зубьев внешней шестерни невелико. Нежелательные помехи можно избежать из-за условий, указанных ниже. Уравнение верно только в том случае, если наружный диаметр внутреннего зубчатого колеса больше, чем основной круг.

Этот тип помех может возникать в процессе резания внутренней шестерни с помощью режущей шестерни. Между внутренним зубчатым колесом и режущим механизмом будет возникать эвольвентная интерференция, если количество зубьев режущего диска колеблется от 15 до 22, показывает предел для режущего механизма с измененным профилем для предотвращения обрезки интерференции при разрезании стандартной внутренней шестерни.

Π d = t z
отсюда
d = (t / Π) z

Отношение шага t зацепления к числу Π называется модулем зацепления, который обозначают буквой m , т. е.

t / Π = m

Модуль выражается в миллиметрах. Подставив это обозначение в формулу для d , получим.

d = mz
откуда
m = d / z

Следовательно, модуль можно назвать длиной, приходящейся по диаметру начальной окружности на один зуб колеса. Диаметр выступов равен диаметру начальной окружности плюс две высоты головки зуба (фиг. 517, б) т.е.

Между внутренним зубчатым колесом и режущей шестерней будет возникать эвольвентная интерференция, если количество зубьев режущей шестерни колеблется от 15 до 19. Все вышеперечисленные комбинации не вызовут эвольвентных помех или помеховых помех, но вмешательство в обрезку все еще существует. Для успешной сборки внешняя шестерня должна быть собрана путем вставки в осевом направлении.

Прочность зуба улучшается благодаря удлиненной спиральной оберточной ножки зуба коэффициент поддержки Контакты увеличивается за счет осевого перекрытия зубьев. Таким образом, цилиндрические зубчатые колеса имеют большую грузоподъемность, чем цилиндрические шестерни одинакового размера.

• С другой стороны, шпоры имеют несколько более высокую эффективность.
• Применение параллельных валов, которое является самым большим использованием.
• Скрещенные винты для соединения косого вала, как правило, под прямым углом.

D e = d + 2h”

Высоту h” головки зуба принимают равной модулю, т. е. h” = m .
Выразим через модуль правую часть формулы:

D e = mz + 2m = m (z + 2)
следовательно
m = D e: (z +2)

Из фиг. 517,б видно также, что диаметр окружности впадин равен диаметру начальной окружности минус две высоты ножки зуба, т. е.

D i = d – 2h”

Высоту h” ножки зуба для цилиндрических зубчатых колес принимают равной 1,25 модуля: h” = 1,25m . Выразив через модуль правую часть формулы для D i получим

Опять же, концепция, аналогичная развитию зубьев зубчатой ​​шестерни, заключается в том, чтобы представить, что тутая плоскость наматывается с одного базового цилиндра на другой, когда базовые цилиндры вращаются в противоположных направлениях. В результате образуется пара сопряженных спиральных эвольвент. Если предполагается обратное направление вращения, а вторая касательная плоскость расположена так, что она пересекает первую, образуется полный эвольвентный геликоидный зуб.

Направление вращения спирали обозначается как слева, так и справа. Направление определяется правым правилом. Для винтовых зубчатых передач имеются два смежных смолы – один в плоскости вращения, а другой – в плоскости, нормальной к зубу. Кроме того, имеется осевой шаг. Ссылаясь на то, что два круговых смолы определены и связаны следующим образом. В соответствии с этим нормальный модуль меньше поперечного модуля. Осевой шаг связан с круговым шагом выражениями. Спиральная передача, такая как показанная в, представляет собой цилиндрическую шестерню, в которой фланцы зубьев являются геликоидами.

D i = mz – 2 × 1,25m = mz – 2,5m
или
Di = m (z – 2,5m)

Вся высота зуба h = h” + h” т.е

h = 1m + 1,25m = 2,25m

Следовательно, высота головки зуба относится к высоте ножки зуба как 1: 1,25 или как 4: 5 .

Толщину зуба s для необработанных литых зубьев принимают приблизительно равной 1,53m , а для обработанных на станках зубьев (например, фрезерованных) – равной приблизительно половине шага t зацепления, т. е. 1,57m . Зная, что шаг t зацепления равен толщине s зуба плюс ширина sв впадины (t = s + s в ) (Величину шага t определяем по формуле t/ Π = m или t = Πm ), заключаем, что ширина впадины для колес с литыми необработанными зубьями.

s в = 3,14m – 1,53m = 1,61m
A для колес с обработанными зубьями.
s в = 3,14m – 1,57m = 1,57m

Конструктивное оформление остальной части колеса зависит от усилий, которые испытывает колесо во время работы, от формы деталей, соприкасающихся с данным колесом, и др. Подробные расчеты размеров всех элементов зубчатого колеса даются в курсе «Детали машин». Для выполнения графического изображения зубчатых колес можно принять следующие приблизительные соотношения между их элементами:

Толщина ободаe = t/2
Диаметр отверстия для вала D в ≈ 1 / в D e
Диаметр ступицы D cm = 2D в
Длина зуба (т. е. толщина зубчатого венца колеса) b = (2 ÷ 3) t
Толщина диска К = 1/3b
Длина ступицы L = 1,5D в: 2,5D в

Размеры t 1 и b шпоночного паза берутся из таблицы №26 . После определения числовых величин модуля зацепления и диаметра отверстия для вала необходимо полученные размеры согласовать с ГОСТ 9563-60 (см таблицу №42) на модули и на нормальные линейные размеры по ГОСТ 6636-60 (таблица №43).

Определение параметров зубчатых колёс по их замерам — Студопедия

Ф.И.О. студента_____________________________

Группа_____________________________________

Дата_______________________________________

Преподаватель______________________________

1. Выполнить необходимые замеры зубчатого колеса и результаты измерений занести в таблицу 1:

Таблица 1 – Результаты измерений зубчатого колеса

2. Выполнить эскиз зубчатого колеса.

Рисунок 1 – Эскиз зубчатого колеса

3. Результаты расчета основных параметров зубчатой передачи занести в таблицу 2.

Таблица 2 – Результаты расчетов параметров зубчатой передачи

Продолжение таблицы 2

* Примечание. Нормальный модуль округлить до ближайшего стандартного значения в соответствии с ГОСТ 9563 – 80 (СТ СЭВ 310-76), таблица 3.

Таблица 3 – Значение модуля (ГОСТ 9563-80)

4.Вывод________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________________

2.2Вычертить кинематическую схему двухступенчатого цилиндрического редуктора.

2.3 Произвести измерение и расчет конического редуктора и занести значения в таблицу 2.

Таблица 2 – основные геометрические и кинематические параметры исследуемого конического редуктора.

2.4 Вычертить кинематическую схему конического редуктора.

2.5. Произвести измерение и расчет червячного редуктора и занести значения в таблицу 3

Таблица 3 – основные геометрические и кинематические параметры исследуемого червячного редуктора.

2.6 Вычертить кинематическую схему червячного редуктора

 2.7 Заключение о параметрах редукторов:

Редуктор двухступенчатый             мм;         мм;       ;         

Редуктор конический ;          мм

Редуктор червячный       ;        ;        ;       мм

3. Заключение

| Таблица

Расчетные уравнения и формулы Таблица круглых и эквивалентных диаметральных шагов

Заявка на проектирование и выбор зубчатых передач

Ресурсов:

и генератор геометрии – Загрузите файл в форматах DXF, SVG, csv.
Конструктор цилиндрических зубчатых колес и сборок – Загрузить DXF, SVG ***

Расчетная формула прямозубого зубчатого колеса для геометрии, шага, зазора между зубьями и критических функциональных данных.
(единицы измерения, применимые к константам)

Калькулятор расчета цилиндрических зубчатых колес

Где:
φ = Угол давления
a = Дополнение
a _G = Дополнение шестерни
a _P = Дополнение шестерни
b = Dedendum
c = Зазор
C = Межосевое расстояние
D = Диаметр шага
D _G = диаметр шага шестерни
D _P = диаметр шага шестерни
D _B = диаметр базовой окружности
D _O = внешний диаметр
DR = диаметр основания
F = ширина торца
h _k = Рабочая глубина зуба
ч _т = Полная глубина зуба
м _G = Передаточное число
N = Число зубцов
Н _G = Число зубцов в шестерне
N _P = Число зубцов в дюймах Шестерня
p = круговой шаг
P = диаметральный шаг

Уравнения для стандартных цилиндрических зубчатых колес

Формулы зубных частей, 20- и 25-градусные эвольвентные зубья на полную глубину
Формы зубьев прямозубой шестерни с крупным шагом ANSI ANSI B6.1

Equations Детали зуба, 20- и 25-градусные эвольвентные зубья на всю глубину ANSI Зубья цилиндрической зубчатой ​​передачи с крупным шагом ANSI B6.1

Калькулятор расчета цилиндрических зубчатых колес

^a Когда зубчатые колеса предварительно обрезают на формирователе зубчатого колеса, выжимку обычно необходимо увеличить до 1,40 / P, чтобы учесть более высокий трохоид галтеля, создаваемый формирователем резца. Это особенно важно для зубчатых колес с несколькими зубьями или если конфигурация заготовки зубчатого колеса требует использования фрезы-формирователя малого диаметра, и в этом случае может потребоваться увеличение дендендума до 1,45 / P.Этого следует избегать на высоконагруженных зубчатых передачах, где, как следствие, пониженный коэффициент J приведет к чрезмерному увеличению нагрузки на зубья шестерни.
^b Минимальный зазор 0,157 / P можно использовать для базовой стойки с углом прижима 20 градусов и 25 градусов в случае неглубоких корневых секций и использования существующих червячных фрез или фрез.
^c Радиус скругления базовой стойки не должен превышать 0,235 / P для стойки с углом давления 20 градусов или 0,270 / P для стойки с углом давления 25 градусов для зазора 0.157 / С. Базовый радиус скругления стойки должен быть уменьшен для зубов с углом давления 25 градусов и зазором более 0,250 / P.

Таблица круглых и эквивалентных диаметральных шагов

– Метрические зубчатые колеса QTC

Характеристики

Дополнительные операции:

ПРИМЕЧАНИЕ 1. Изделия с модулем менее 0,8 подвергаются термическому рафинированию без закалки зубьев шестерен.
ПРИМЕЧАНИЕ 2. KSA-образные изделия с модулем менее 1 не подвергаются термической обработке для измельчения материала.
ПРИМЕЧАНИЕ 3. Класс точности продукта с модулем менее 0,8 соответствует «эквиваленту», как показано в таблице.

• Черные изделия – это стандартные шестерни KHK, на которые нанесено черное оксидное покрытие для защиты от ржавчины; Это характеристика стандартных зубчатых колес KHK.

Осторожно при выборе ответных шестерен

2. При использовании шестерни с внутренним зацеплением с малым разница в количестве зубов, есть возможности эвольвентной интерференции, трохоидной интерференции и интерференции обрезки. Смотрите внутреннее зубчатое взаимодействие часть технической части, чтобы избежать проблем при сборке эти предметы.

Осторожно при выборе передач в зависимости от их прочности

В приведенной ниже таблице содержатся допущения, установленные для различных продуктов для расчета прочности зубчатых колес.

Расчет прочности на изгиб шестерен

Расчет прочности поверхности (кроме случаев, когда это обычно бывает с прочностью на изгиб)

ПРИМЕЧАНИЕ 1. Формула прочности зубчатой ​​передачи основана на спецификациях JGMA (Японская ассоциация производителей зубчатых колес), «Технических данных MC Nylon» от Nippon Polypenco Limited и «Duracon Gear Data» от Polyplastic Co. Единицы измерения скорости вращения (об / мин) и напряжения ( кгс / мм2) скорректированы до единиц, необходимых в формуле.
ПРИМЕЧАНИЕ 2. Допустимое напряжение изгиба на roσoFtli m рассчитывается из JGMA401-01 и устанавливается на 2/3 значения с учетом использования планетарного, натяжного и промежуточного звеньев. или другие зубчатые передачи, нагруженные в обоих направлениях.
ПРИМЕЧАНИЕ 3. Для шлифовальных цилиндрических зубчатых колес KSSG с модулем 0,8 или меньше применяется термическое рафинирование. Допустимые значения напряжения изгиба и допустимого напряжения в герцах указаны в скобках.
ПРИМЕЧАНИЕ 4. Для валов с цилиндрической шестерней KSSS с модулем более 1,5 индукционная закалка зубьев не применяется. Допустимые значения напряжения изгиба и допустимого напряжения в герцах указаны в скобках.
ПРИМЕЧАНИЕ 5. Валы с цилиндрической шестерней KSSS с модулем 1 или меньше (конфигурация KSA) настроены на консольную опору, так как они являются одновальными типами.

1. Продукты, не указанные в этом каталоге, или материалы, модули, количество зубцов и т.п., не указанные в таблицах размеров, могут быть изготовлены по индивидуальному заказу.

2. Цвет и форма изображений продуктов, указанных на странице таблицы размеров каждого продукта, могут отличаться от фактического продукта.Обязательно подтвердите форму в таблице размеров перед выбором.

3. Детали (характеристики, размеры, цены и т. Д.), Указанные в каталоге, могут быть изменены без предварительного уведомления.

Наиболее важным фактором при выборе передач является прочность шестерни.

Определение прочности зубчатых колес на изгиб

Пример отказа из-за недостаточного
прочность на изгиб

Определение поверхностной прочности зубчатых колес

Пример износа из-за недостатка
поверхностная прочность

Рассчитайте прочность формально, используя различные формулы прочности шестерен (получите их здесь).

Подсказки по применению

Предостережения при обращении с номером

2. В зависимости от способа обращения продукт может стать деформирован или поврежден. Шестерни и зубчатые колеса из пластмассы особенно легко деформируются, поэтому обращайтесь с ними осторожно.

Предупреждение о выполнении дополнительных операций

2. За точку отсчета для зуборезного станка берется отверстие. Следовательно, используйте отверстие для определения центра. Если это слишком сложно для малых отверстий альтернативой является использование одного пятно на отверстии и биение боковой поверхности.

3. При доработке с использованием спиральных патронов мы рекомендуем использовать новые или перфорированные губки для повышения точности. Пожалуйста, упражняйтесь осторожно, чтобы не раздавить зубы, нанеся слишком много давление. Любые рубцы вызовут шум во время работы.

4. Максимальный размер отверстия определяется требованиями. что прочность ступицы должна быть выше, чем у зубья шестерни. Максимальный размер отверстия должен составлять 60%. до 70% диаметра ступицы (или диаметра корня зуба), и от 50% до 60% для модификаций с применением шпоночного паза.

5. Во избежание концентрации напряжений закруглить шпоночный паз. углы.

6. Чтобы избежать проблем, связанных с пониженной точностью передачи и другие производственные трудности, не пытайтесь обработайте шестерни, чтобы уменьшить ширину забоя.

7. При индукционной закалке изделий S45C термическое могут появиться трещины под напряжением. Также обратите внимание, что точность оценка продукта снижается на 1 или 2 балла, поскольку может произойти деформация материала. Если вам нужно допуск на отверстие или другие детали, необходима механическая обработка после термической обработки.

ИНДУКЦИОННОЕ УПЛОТНЕНИЕ

Так как применяется другая закалочная обработка в соответствии с модулем и количеством зубьев, указывается уровень твердости, который вы назначаете к как твердость эталонного диаметра.Для некоторые из наших продуктов, твердость на кончике зуба / root может не соответствовать указанной вами твердости.

Что касается эффективной глубины корпуса для S45C, то она указана по JIS, как “Расстояние от поверхности корпус к участку с твердостью HV450 ». глубина корпуса различается от области к области зуба.

Меры предосторожности при сборке

Допуск по общей длине прямозубых и косозубых шестерен

Примечание. Следующие продукты исключены из этой таблицы: Spur валы-шестерни, прямозубые цилиндрические шестерни, прямозубые ступицы F-loc шестерни и нейлоновые изделия MC.

Шпоночные пазы обычно используются для крепления шестерен к валу, и их следует закрепить, просверлив отверстия для установочных винтов или применив лыски к валу, в случае крепления. только с установочными винтами.Существуют также методы безопасных настроек с использованием Mecha-Lock, POSI-LOCK или Spannring, которые являются частями для зацепления отверстия и оси. Плохой контакт с зубами и точечная коррозия Трансмиссионное масло (эквивалент трансмиссионного масла JIS категории 2 № 3) Расчетными условиями были крутящий момент нагрузки при 278 об / мин, 42,5 кг / м (12 кВт), в 1,5 раза превышающая допустимую прочность на изгиб и в 3 раза превышающую допустимый крутящий момент для прочности поверхности. Точечная коррозия возникла в зоне плохого контакта зубьев после 60 часов непрерывной работы.

4.Убедитесь, что два вала параллельны. Неправильная сборка приведет к неравномерному контакту зубов, что вызовет шум и носить. (Проверьте сборку, закрасив тонким слоем красной свинцовой грунтовки или аналогичного материала на зубья шестерни, зацепление их вместе и вращая.)

Пример испытания:
На KSSG3-30 произошло истирание из-за плохой контакт края (только 30% при правильном контакте).

Плохой контакт зубьев и точечная коррозия

Трансмиссионное масло (эквивалент трансмиссионного масла JIS категории 2 No.3)
Расчетными условиями были крутящий момент нагрузки при 278 об / мин,
42,5 кг / м (12 кВт), в 1,5 раза превышала допустимую прочность на изгиб,
и в 3 раза превышала допустимый крутящий момент для прочности поверхности.
Точечная коррозия на участке плохого контакта зуба после
60 часов непрерывной работы.

Меры предосторожности при запуске

• Надежно ли установлены шестерни?
• Есть ли неравномерный контакт зубьев?
• Есть ли достаточный люфт?
  Обязательно избегайте нулевого люфта.
• Была ли поставлена ​​надлежащая смазка?

3. Шестерни можно смазывать «методом консистентной смазки», «метод смазки разбрызгиванием (метод масляной ванны)» или «принудительный метод смазки (циркуляционный метод смазки) ». При первом запуске смазка может заметно испортиться, поэтому после запуска проверяйте состояние смазки.

Меры предосторожности для предотвращения физического и имущественного ущерба

2. Обратите внимание на следующие элементы при установке, снятии или выполнении технического обслуживания и осмотра продукта.

• Выключите выключатель питания.
• Не лезьте под изделие и не лезьте под него.
• Для работы используйте соответствующую одежду и защитное снаряжение.

Меры предосторожности при предотвращении несчастных случаев

2. Избегайте использования в средах, которые могут отрицательно повлиять на продукт.

3. Наша продукция производится в соответствии с высшей системой контроля качества, основанной на системе менеджмента качества ISO9000; если ты обратите внимание на любые неисправности при покупке продукта, обратитесь к поставщику.

Упрочнение поверхности входит в стандартную комплектацию

• KSS / KSSA / KSSCP Цилиндрические шестерни
• KKS / KKSSCP Цилиндрические зубчатые колеса с термической обработкой

• Закаленная Plus

• Технические условия на промышленную закалку

Площадь: Упрочнение поверхности зуба
Твердость: HRC50 до 60
Глубина: 1 мм или более

• Примечание 1: Значения прочности поверхности, указанные в таблице, рассчитаны значения в соответствии с предполагаемыми условиями использования. Пожалуйста, рассчитайте фактическую долговечность поверхности в Интернете. Каталог.
• Примечание 2: После закалки точность зубчатого колеса снижается примерно на одну ступень. Допуск размера отверстия H7 также не будет оценен.
• Примечание 3: Обработка черной окиси не может быть выполнена повторно после закаливание.

Таблица 1-5 Расчетные формулы цилиндрической зубчатой ​​передачи

Q410 1.3.4 Преобразование с точки зрения знакомых соотношений дюймовых зубчатых колес Для тех, кто хочет облегчить себе работу с математикой, Таблица 1-5 предлагается как средство быстрого Сравнение метрических шестерен.Чтобы получить таблицу 1-5 Spur Gear Дизайн формул из известных, используйте эту формулу * Модуль диаметра шага D = mN Модуль круглого шага Pc = mπ = D π Модуль Диаметр диаметра m = 25,4 Pd Количество зубцов модуля и диаметр шага N = D m Дополнительный модуль a = m Модуль Dedendum b = 1,25 м Модуль внешнего диаметра и шаг Диаметр или количество зубцов Do = D + 2 м = м (N + 2) Диаметр корня Диаметр шага и модуль DR = D – 2.Диаметр базовой окружности 5 м Диаметр шага и угол давления Db = D cos φ Модуль базового шага и угол давления Pb = m π cos φ Толщина зуба при модуле стандартного диаметра шага Tstd = π м 2 Модуль межосевого расстояния и количество зубцов C = m (N1 + N2) 2 Коэффициент контакта Внешние радиусы, Радиусы базовой окружности Расстояние между центрами, Угол давления N mp = (1 R o – 1 R b) ½ + (2 R o – 2 R b) ½ -Csinφ m π cos φ Люфт (линейный ) Изменение межцентрового расстояния B = 2 (ΔC) tan φ Люфт (линейный) Изменение толщины зуба B = ΔT Люфт (линейный) Линейный люфт вдоль линии действия Линейный люфт вдоль шаговой окружности BLA = B cos φ Люфт, угловой линейный люфт aB = 6880 Б (угловые минуты) мм.Кол-во зубьев для угла давления без подрезания * Все линейные размеры в миллиметрах Обозначения в Таблице 1-4 РАЗДЕЛ 2 ВВЕДЕНИЕ В ТЕХНОЛОГИЮ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА В этом разделе представлены технические сведения об основных принципах зубчатой ​​передачи. Он задуман как широкое освещение, написанное в манере, которой легко уследить и понять всем, кто интересуется принципами работы зубчатых передач. Поскольку передача включает в себя специальные компоненты, ожидается, что не все дизайнеры и инженеры обладают или были знакомы со всеми аспектами этого предмета.Однако для правильного использования компонентов зубчатых передач и проектирования систем зубчатых передач важно иметь минимальное понимание основ редуктора N c = 2 sin²φ и справочный источник для получения подробной информации. Тем, для кого это первая встреча с компонентом снаряжения, предлагается читать этот технический трактат в представленном порядке, чтобы получить логическое развитие предмета D. Впоследствии, а также для тех, кто уже знаком с зубчатыми колесами, этот материал можно выборочно использовать при произвольном доступе как образец для проектирования.335

Шестерни – система сборки 15 мм

Шестерни имеют зубья, которые входят в зацепление с другими шестернями для передачи крутящего момента. Шестерни можно использовать для изменения скорости, крутящего момента (крутящего момента) или направления исходной выходной мощности двигателя. Чтобы шестерни были совместимы друг с другом, зубья зацепления должны иметь одинаковую форму (размер и шаг).

Зубчатые колеса предлагают большую гибкость в преобразовании движения, чем звездочки и цепь, потому что существует большее разнообразие размеров шестерен.

Есть много разных типов шестерен; одна из самых простых и наиболее часто используемых – это прямозубая цилиндрическая зубчатая передача , которая используется в системе сборки REV 15mm Build System. Цилиндрические шестерни состоят из диска с прямыми зубьями, выступающими радиально (наружу от центра), и эти шестерни будут правильно зацепляться с другими шестернями, только если они находятся на параллельных валах.

Общие и важные особенности прямозубой шестерни выделены на изображении ниже.

Число зубцов (N) – это общее количество зубьев (выступов) по всей окружности шестерни.Для шестерен с очень небольшим количеством или очень большими зубьями легко просто подсчитать количество зубьев. Однако для шестерен с большим количеством зубьев или с меньшими зубьями попытка подсчета зубьев не очень практична или точна.

Модуль (M) представляет собой величину шагового диаметра в мм на зуб. Шестерни с более высоким модулем будут иметь большие зубья. Модуль (M) можно рассчитать с использованием некоторой комбинации делительного диаметра (PD), количества зубьев (N) или внешнего диаметра (OD).

Уравнения для вычислительного модуля:

• M = OD / (N + 2) M = OD / (N + 2) M = OD / (N + 2)

Для помощи в расчетах: REV Plastic Gears имеет модуль 0,75, а REV Metal Gears – модуль 0,8.

Шаговый диаметр (PD) – это воображаемая окружность, которая совпадает с делительным диаметром любой другой шестерни, когда шестерни расположены правильно. Делительный диаметр всегда будет меньше внешнего диаметра шестерни.

При создании упрощенных моделей шестерен сначала создайте окружность с диаметром деления для каждой шестерни, используемой в системе, затем ограничьте касательные окружностей (едва касаясь друг друга) друг к другу. Диаметр шага (PD) можно рассчитать с использованием некоторой комбинации модуля (M), количества зубьев (N) или внешнего диаметра (OD).

Уравнения для расчета среднего диаметра:

• PD = M × NPD = M × NPD = M × N

• PD = (OD × N) / (N + 2) PD = (OD × N ) / (N + 2) PD = (OD × N) / (N + 2)

• PD = OD − 2MPD = OD -2MPD = OD − 2M

Внешний диаметр (OD) – истинный внешний диаметр шестерни.Внешний диаметр всегда будет больше, чем делительный диаметр . Внешний диаметр следует использовать при проверке натяжения при размещении шестерен очень близко к другим конструкциям. Наружный диаметр (OD) можно рассчитать по приведенной ниже формуле.

Уравнения для внешнего диаметра:

• OD = (N + 2) × MOD = (N + 2) × MOD = (N + 2) × M

Сборочная система REV 15 мм включает в себя оба металлических и пластиковые шестерни.В таблице ниже приведены некоторые из основных характеристик различных типов шестерен.

† Большинство металлических шестерен REV 15 мм изготовлены из алюминия. Есть три исключения. Шестерни с 12 и 28 зубьями изготовлены из спеченной стали. Шестерня с 12 зубьями изготовлена ​​из обработанной латуни.

Металлические и пластиковые шестерни совместимы с оборудованием M3 с шагом 8 мм.

Все пластиковые шестерни REV Robotics имеют монтажную схему отверстия под болт M3 с шагом 8 мм.Это упрощает прямую установку кронштейнов и экструзии REV Robotics на шестерни. Конструкция с перепонками в сочетании с широкой поверхностью и малым профилем зубьев увеличивает прочность шестерни без значительного увеличения веса. Пластиковые шестерни REV Robotics предназначены для установки на шестигранный вал диаметром 5 мм, что устраняет необходимость в специальных ступицах и установочных винтах.

REV Metal Gears НЕ совместимы с REV Plastic Gears. Шестерни от других строительных систем могут иметь очень похожий профиль зуба, но не полностью совпадать.В некоторых ситуациях можно успешно использовать две системы шестерен вместе, но это не рекомендуется.

Metal Gears разработаны для работы с шестигранными валами REV 5 мм в условиях высоких нагрузок. Металлические шестерни REV Robotics также имеют схему отверстий M3, но этот узор фокусируется на том, чтобы шестерни можно было сдвинуть вдвое для дополнительной прочности. В целом, металлические шестерни REV имеют более высокий предел текучести, чем пластиковые шестерни REV, особенно когда металлические шестерни сдвинуты вдвое. Толщина зубьев шестерни, известная как ширина поверхности, является основным компонентом прочности шестерни.

На лицевой стороне REV Metal Gears отображается количество зубьев шестерни, что помогает в расчетах!

Все шестерни REV Metal Gear уже, чем пластмассовые шестерни, что позволяет использовать компактные трансмиссии и коробки передач в пределах той же ширины 15 мм, что и у экструзионных и пробивных трубок (REV-41-1453).

. Выбор шестерен в зубчатой ​​передаче как большего или меньшего размера относительно входной шестерни может либо увеличить выходную скорость , либо увеличить выходной крутящий момент , но это не повлияет на общую мощность .

Физические концепции, такие как скорость и мощность, находят множество применений в системе сборки REV 15mm Build System. Щелкните здесь, чтобы узнать о них больше.

Передаточное число – это соотношение размеров двух шестерен. Например, на изображении ниже входная шестерня представляет собой шестерню с 15 зубьями, а выходная шестерня – с 72 зубьями. Таким образом, передаточное число составляет 72 зуба: 15 зуба. Передаточное число размером от входной (ведущей) шестерни к выходной (ведомой) шестерне определяет, будет ли выходной сигнал более быстрым (меньший крутящий момент) или большим крутящим моментом (медленнее).Передаточное число пропорционально изменению скорости и крутящего момента между ними.

Чтобы узнать больше о передаточных числах и их влиянии на скорость и крутящий момент, ознакомьтесь с разделом Передаточное число

На изображении выше входная шестерня с 15 зубьями вращается по часовой стрелке. Когда входная шестерня вращается, она давит на выходную шестерню, где зубья входят в зацепление. Это действие передает движение на ведомую шестерню, но заставляет ведомую шестерню вращаться в направлении, противоположном входному.

Один из способов изменить направление вращения зубчатой ​​передачи – добавить роликов . Промежуточные колеса находятся между входной и выходной шестернями зубчатой ​​передачи и могут помочь вам управлять вращением выходной шестерни. Чтобы узнать больше о роликах, ознакомьтесь с разделом Idler

Если вы используете шестерни для передачи движения на большие расстояния, например, в трансмиссии, пожалуйста, ознакомьтесь с разделом «Зубчатая передача», чтобы узнать больше о том, как правильно использовать это своего рода механизм.

Как упоминалось в разделе «Технические характеристики», шестерни REV работают с шестигранным валом 5 мм для управления движением зубчатой ​​передачи. Чтобы узнать больше об использовании шестигранных валов и правильной поддержки и ограничения движения, посетите страницы, указанные ниже:

Для того, чтобы шестерни работали эффективно и не повреждались, важно правильно отрегулировать межцентровое расстояние . . Шестерни, обозначенные ДЕТАЛЯМИ A на рисунке ниже, могут работать при очень небольшой нагрузке, но они определенно не будут работать и будут пропускать работу при любой значительной нагрузке.Шестерни в этом примере слишком далеко друг от друга, поэтому зубья каждой шестерни почти не соприкасаются друг с другом. Шестерни в ДЕТАЛИ B правильно расположены и обеспечивают плавную и надежную работу.

Иногда в конструкции может быть желательно сложить вместе несколько одинаковых шестерен на валу, чтобы увеличить грузоподъемность шестерен. В случае, когда количество зубьев шестерни не делится на шесть, из-за того, как они ориентированы при установке на шестигранный вал, зубья могут не совпадать между двумя шестернями.Чтобы обеспечить одинаковую синхронизацию всех шестерен, используйте выемку центрирующего вала, чтобы установить все шестерни на вал с одинаковой ориентацией.

Знание метки совмещения гарантирует, что все зубья шестерни будут совмещены на валу. На приведенном ниже рисунке показан пример простой руки робота, которая может поднимать тяжелый груз. Использование двух шестерен для подъема рычага удваивает взаимодействие материала с шестигранным валом и позволяет рычагу выдерживать более тяжелые нагрузки.

основных идей в ваших механических трансмиссиях – Блог CLR

Шестерни являются ключевым компонентом в широком спектре устройств управления движением , а также в механической и электромеханической трансмиссии .В этой статье мы обсудим ключевые элементы, которые помогут вам с конструкцией шестерен для ваших проектов. В частности, мы сосредоточимся на их терминологии, формулах шестерен и даже аспектах, связанных с конструкцией шестерен, которые помогут вам предотвратить преждевременные отказы и выполнить оптимальный расчет шестерни . Давай начнем!

Во множестве применений редукторные передачи отвечают за передачу правильного крутящего момента , обеспечиваемого двигателем, являясь, по сути, самой надежной, прочной и устойчивой системой передачи .Кроме того, они выделяются высокой эффективностью , с которой они передают мощность, ограничивают потери энергии в результате более низкого трения между его поверхностями.

1. Те, которые работают с на параллельных валах , установленных на шестерне: цилиндрические шестерни, косозубые шестерни, двойные косозубые шестерни, эпициклоидные шестерни и т.д. которые опираются на червячный винт для передачи крутящего момента).
2. Коническая шестерня, передающая вращательное движение на сходящиеся валы .

Знание того, как работают разные типы зубчатых колес, является ключевым моментом при выборе того или другого в ваших промышленных проектах. В соответствии с этим, крайне важно глубоко проанализировать, как зубчатое колесо и боковые поверхности зуба шестерни входят в зацепление, когда проектирует передачу плавного вращения (поддерживая постоянную угловую скорость ). Это суть вопроса, когда дело доходит до расчета передачи .Чтобы справиться с этим сложным процессом, давайте начнем с правильного определения наиболее важной терминологии относительно шестерен :

• Передаточное число: Это в основном соотношение между скоростями вращения двух зубчатых колес с зацеплением. , где один из них воздействует на другого. Это соотношение возникает из-за разницы в диаметрах обеих шестерен, что дает название «шестерня» одному из наименьших диаметров. По сути, этот коэффициент подразумевает разницу в скорости вращения двух валов.Следовательно, принимая во внимание зацепление шестерни и шестерни, передаточное число рассчитывается с использованием числа зубьев шестерни, деленного на число зубьев шестерни.
• Диаметр шага: Определен на основе количества зубьев и межосевого расстояния, на котором работают шестерни.
• Базовый шаг: Шаг, измеренный по базовой окружности, где начинается эвольвента.
  • Межосевое расстояние: Эквивалентно сумме деленного на два диаметра шага шестерни и диаметра шага шестерни.
  • Шаг по окружности: Расстояние по окружности между точкой на зубе шестерни и точкой на следующем зубе, измеренное по делительной окружности. Две шестерни должны иметь одинаковую делительную окружность, чтобы взаимодействовать друг с другом.
  • Диаметр диаметра (модуль): Стандартный размер зубьев шестерни. Это количество зубьев на дюйм среднего диаметра. Увеличение размера зубьев уменьшает диаметральный шаг. Как правило, диаметральный шаг составляет от 25 до 1.
  • Монтажное расстояние (D): Это расстояние между точкой пересечения вала шестерни и линией угла тангажа и точкой отсчета на шестерне. Соблюдение этого расстояния подразумевает правильную установку и использование зубчатых компонентов.
  • Угол прижатия (угол наклона): Наклон зуба шестерни на диаметральном шаге. Если угол давления равен 0, зуб параллелен валу шестерни, что делает его цилиндрическим зубчатым колесом.
  • Угол наклона спирали: Продольный наклон зуба. Когда угол наклона винтовой линии равен 0 градусов, зуб параллелен валу шестерни, что означает, что мы также будем иметь в виду прямозубую шестерню.

Знание этих концепций имеет основополагающее значение для правильного расчета передачи . Теперь, когда эти вопросы определены, мы сможем обсудить типы шестерен , которые лучше всего подходят для нашей трансмиссии. Важно обратить внимание на свойства или особенности каждого из них.

Возможно, вас заинтересует: « Цилиндрические или косозубые шестерни? “