Колеса зубчатые основные параметры: 8.8. Основные параметры зубчатых колёс – скачать лекцию, скачать реферат

alexxlab | 07.05.1984 | 0 | Разное

Содержание

Основные параметры зубчатого цилиндрического колеса

Геометрические параметры

Обозначение

Расчетная формула

Высота головки

ha

ha = m

Высота ножки

hr

hf=1.25m

Высота зуба

h

h = h. + h= 2,25m

Делительный диаметр

d

d=

mz

Диаметр вершин зубьев

da

da=d+2ha=m(z+2)

Диаметр впадин зубьев

df

df=d-2hf=m(z-2,5)

Окружной шаг

Pt

Pt= π m

Окружная толщина зуба

St

St=0.5Pt= 0.5π m

Окружная ширина впадины

et

et=0.5Pt= 0.5π m

Радиус кривизны переходной цилиндрической поверхности

Rf

Rf= 0,25m

Табл.3

Конструктивные параметры

Расчетная формула

Ширина зубчатого венца

b=(6/8)m

Толщина обода зубчатого венца

δ1=(2,5/3)m

Наружный диаметр ступицы

Dст=(1,6/1,8)DB

Толщина диска

δ2=(3/3,6)m

Диаметр, определяющий расположение отверстий в диске

D1=0,5(DK+Dст)

Диаметр отверстий в диске

D0=(DK-Dст)/2,5/3

Длина ступицы

Lст=1,5DB

Фаска

0,5mX45

o

Размеры паза под шпонку

Выбираются по таблицам ГОСТ 23360-78 в зависимости от

Примечание. Меньшие значения коэффициентов относятся к колесам, выполненным из стали, большие – из чугуна.

Если зубчатое колесо изготовлено так, что высота зуба h=2,25m, то колесо называется выполненным без смещения исходного контура (некоррегированное колесо). Если колесо изготовлено с высотой зуба h=2,25m, то колесо называется выполненным со смещением исходного контура (корригированное колесо).

Смещение исходного контура характеризуется коэффициентом смещения исходного контура, обозначаемым по ГОСТ 16531-70 буквой х. Для некоррегированного колеса коэффициент смещения исходного контура х=0.

При выполнении учебных чертежей обычно ориентируются на применение некоррегированных колес нормального эволвентного зацепления, параметры которых находятся в определенной зависимости от модуля т и числа зубьев (см. табл. 2).

3. Конструктивные разновидности зубчатых колес

В современном машиностроении применяются зубчатые колеса самых разнообразных конструкций, отличающиеся друг от друга технологией изготовления, материалом и конструктивными особенностями.

Конструктивные форма и размеры зубчатого колеса зависят от нагрузок, действующих на его зубья, требований технологии их изготовления, удобства монтажа и эксплуатации, уменьшения массы (веса) зубчатых колес, бесшумности работы и др.

Наиболее часто встречающиеся формы цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями представлены на рис. 1, д-ж.

Цилиндрическое зубчатое колесо малого диаметра (рис. 1, д-ж) обычно имеет форму сплошного цилиндра с отверстием для установки на вал.

При несколько большем диаметре колеса для облегчения его конструкции выполняются массивными только обод и ступица (втулка) с отверстием для вала. Остальная часть колеса представляет собой тонкий диск с отверстиями (или без отверстий). Диск может выполняться с ребрами жесткости.

Если диаметр колеса достаточно велик, диск заменяется несколькими спицами, соединяющими обод со ступицей. Форма спиц может быть различной. Форма поперечного сечения спиц тоже различна: круглая, овальная, прямоугольная, двутавровая, крестообразная и др.

Колеса большого диаметра для удобства монтажа’и упрощения технологии изготовления иногда выполняют разъемными из двух половин, скрепляемых болтами (рис. 5, а).

Рис.5

Если в конструкции необходимо применить внутреннее зацепление, то большое колесо изготовляют с внутренними зубьями (рис. 5, б). Для поворота вала на какой-либо заданный угол применяют зубчатый сектор (рис. 5, в).

Зубья колес могут быть прямыми (рис. 5, а-в) косыми (рис. 5, г), шевронными и криволинейными (рис. 5, д). Термины, определения и обозначения элементов зубчатых передач установлены ГОСТ 16536-78 и ГОСТ 16561-76.

Рис. 5

Основные параметры зубчатого зацепления – Мастер Фломастер

Геометрические параметры эвольвентного зацепления

Эвольвентное зацепление зубчатых колес характеризуется различными геометрическими параметрами, оказывающими существенное влияние на свойства и работу передачи. К таким параметрам относятся диаметры начальной, основной и делительной окружностей, окружной шаг зубьев, модуль зацепления, высота головок и ножек зубьев, длина активной линии зацепления, угол наклона линии зуба косозубого колеса, коэффициент перекрытия и некоторые другие.

В обозначении геометрических параметров зацепления используют индексы, относящиеся к характерным окружностям зубчатых колес:

  • w – начальной;
  • b – основной;
  • a – вершин зубьев;
  • f – впадин зубьев.

Параметрам, относящимся к делительной окружности, индекс не присваивается.

При обозначении параметров пары зубчатых колес индекс «1» присваивается шестерне, «2» — колесу.

Начальные окружности

Начальными называют окружности, которые в процессе зацепления перекатываются одна по другой без скольжения (рис. 1), при этом отношение их радиусов (расстояний от центров О1 и О2 до полюса П ) при неизменном межосевом расстоянии О1О2 тоже остается неизменным.
При изменении межосевого расстояния aw меняются и диаметры dw начальных окружностей шестерни и колеса, т. е. у пары зубчатых колес может быть множество начальных окружностей.
У отдельно взятого колеса начальной окружности не существует – по определению этот параметр образуется в зацеплении, т. е. в зубчатой передаче.

Межосевое расстояние определяется по формуле:

Делительная окружность

Окружность, на которой шаг p и угол зацепления α соответственно равны шагу p и углу α профиля инструментальной рейки, называют делительной окружностью (рис. 1). Эта окружность принадлежит отдельно взятому колесу, ее диаметр d при изменении межосевого расстояния остается неизменным.

Делительные окружности совпадают с начальными, если межосевое расстояние пары зубчатых колес равно сумме радиусов делительных окружностей.

У большинства зубчатых передач диаметры делительных и начальных окружностей совпадают, т. е.:

Исключение составляют передачи с угловой модификацией.

Окружной шаг зубьев

Расстояние между одноименными сторонами двух соседних зубьев, взятое по дуге делительной окружности, называют окружным шагом зубьев по делительной окружности и обозначают буквой p (рис. 1).
Для пары зацепляющихся зубчатых колес окружной шаг зубьев должен быть одинаковым.

Основной шаг

Этот параметр, обозначаемый pb , относится к основной окружности. На основании второго и четвертого свойств эвольвенты расстояние по нормали между одноименными сторонами двух соседних зубьев равно шагу pb .
Из треугольника О2ВП (см. рис. 1) диаметр основной окружности db2 = 2 rb2 = d2 cos αw , откуда основной шаг может быть определен по формуле:

Окружная толщина зуба и окружная ширина впадины

Окружная толщина зуба st и окружная ширина впадины et по дуге делительной окружности колеса передачи без смещения теоретически равны. Однако при изготовлении зубчатых колес на теоретический размер st назначают такое расположение поля допуска, при котором зуб получается тоньше, чем и гарантируется боковой зазор j (рис. 1), необходимый для нормального зацепления. По делительной окружности всегда st + et = p .

Окружной модуль зубьев

Из определения окружного шага следует, что длина делительной окружности зубчатого колеса πd = pz , где z – число зубьев. Следовательно,

Шаг зубьев p , так же как длина окружности, включает в себя трансцендентное число π , а поэтом шаг — также число трансцендентное. Для удобства расчетов и измерения зубчатых колес в качестве основного расчетного параметра принято рациональное число p/π , которое называют модулем зубьев , обозначают m и измеряют в миллиметрах:

d = mz или m = d/z .

Модуль зубьев m – часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб.

Модуль является основной характеристикой размера зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым.

Для обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колес и унификации дорогостоящего зубонарезного оборудования и инструмента значения m регламентируются стандартом в диапазоне от 0,05 до 100 мм.
В соответствии со стандартным рядом I модуль может принимать следующие значения: 1,0, 1,25, 1,5, 2,0, 2,5, 3,0, 4,0, 5,0, 6,0, 8,0, 10,0.
Стандартный ряд II значительно расширяет диапазон применяемых на практике модулей ( m = 1,125, 1,375, 1,75 и т. д.).

При выборе модулей из стандартных рядов первый ряд следует предпочитать второму.

Высота головки и ножки зуба

Делительная окружность делит зуб по высоте на головку ha и ножку hf . Для создания радиального зазора с (см . рис. 1) необходимо

Для передачи без смещения ha = m .

Длина активной линии зацепления

При вращении зубчатых колес точка зацепления S (см. рис. 1) пары зубьев перемещается по линии зацепления NN . Зацепление профилей начинается в точке S’ пересечения линии зацепления с окружностью вершин колеса и заканчивается в точке S» пересечения линии зацепления с окружностью вершин шестерни.
Отрезок S’S» линии зацепления называют длиной активной линии зацепления и обозначают gα . Длину gα легко определить графически, для чего радиусами окружностей вершин обоих колес отсекают на линии зацепления NN отрезок S’S» и замеряют gα .

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициентом торцового перекрытия εα называют отношение длины активной линии зацепления к основному шагу:

где z1 и z2 – числа зубьев шестерни и колеса; β – угол наклона линии зуба косозубого колеса.

Непрерывность работы зубчатой передачи возможна при условии, когда последующая пара зубьев входит в зацепление до выхода предыдущей, т. е. когда обеспечивается перекрытие работы одной пары зубьев другой. Чем больше пар зубьев одновременно находится в зацеплении, тем выше плавность работы передачи.

За период работ пары зубьев точка их зацепления проходит путь, равный по длине gα (см. рис. 1), а расстояние между профилями соседних зубьев по линии зацепления равно основному шагу pb . При gα > pb необходимое перекрытие зубьев обеспечивается.

По условию непрерывности зацепления должно быть εα > 1. С увеличением количества зубьев z увеличивается и коэффициент торцового перекрытия εα .

Тмм ответы на вопросы для зачёта

32. Основные параметры зубчатых колёс. Коэффициент перекрытия

Коэффициент перекрытия – геометрическое место точек касания сопряженных профилей (спрямленной дуги основной окружности от входа до выхода из зацепления одной пары зубьев) к шагу pb зубьев по основной окружности.

Коэффициент перекрытия можно представить как отношение длины активного участка линии зацепления –b

Числовое значение коэффициента перекрытия показывает долю времени нахождения в зацеплении двух пар зубьев.Например, e = 1,68 означает, что 68 % времени в зацеплении находится две пары зубьев. Таким образом, коэффициент перекрытия характеризует нагрузочную способность передачи, плавность её работы.

Теоретически максимальное значение коэффициента перекрытия для прямозубых колес =1,98, т.е. в зоне полюса (точкаW) существует область однопарного зацепления.

Значение коэффициента перекрытия определяют через параметры зубчатых колес на основании картины зацепления:

, (1.92)

где aw – угол зацепления передачи; , , – соответственно радиусы окружностей вершин и основных окружностей зубчатых колес:

Коэффициент показывает сколько пар зубьев в среднем одновременно находится в зацеплении. Для прямозубой передачи обычно . Чем больше , тем более плавно и бесшумно работает передача.

Другим качественным показателем является коэффициент скольжения, который учитывает влияние геометрии передачи и её кинематики на скольжение и износ профилей, скользящих друг по другу (рис. 74), что видно из картины скоростей. На этой картине:

Зубчатой передачей называется механизм, служащий для передачи вращательного движения с одного вала на другой, изменения частоты вращения ведомого вала механизма и величины крутящего момента на нем, а также для преобразования вращательного движения в поступательное, и наоборот (реечные зубчатые передачи).

Зубчатое колесо, сидящее на передающем вращение валу, называется ведущим, а на получающем вращение — ведомым.
Меньшее из двух колес зубчатой передачи обычно называют шестерней, а большее — колесом. Термин “зубчатое колесо” относится к обеим деталям передачи.

Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид передач в современном машиностроении, поскольку они наиболее полно удовлетворяют функциональным требованиям в сравнении с другими типами передач (при прочих равных условиях) — они надежны и долговечны, имеют небольшие габариты, относительно дешевы в изготовлении и эксплуатации, обладают рядом других преимуществ и достоинств.

Основные параметры зубчатых колес

· Делительными окружностями пары зубчатых колес называются соприкасающиеся окружности, условно проведенные из центров колес, и перекатывающиеся одна по другой без скольжения. Делительные окружности колес, находящихся в зацеплении, являются сопряженными. На чертежах делительную окружность выполняют штрихпунктирной линией, а ее диаметр обозначают буквой d.

· Модуль зубчатого зацепления m — это часть диаметра делительной окружности зубчатого колеса, приходящаяся на один зуб, т. е. m = d/z.
Значение модулей для всех передач — величина стандартизированная.

· Диаметр окружности вершин зубьев da — диаметр окружности, описывающей вершины головок зубьев.

· Диаметр окружности впадин зубьев df — диаметр окружности, описывающей основания ножек зубьев.

· Высота делительной головки зуба ha — расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью, ограничивающей вершины зубьев.

· Высота делительной ножки зуба hf — расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью, описывающей основания ножек (впадин) зубьев.

· Высота зуба h — расстояние между окружностями вершин и впадин зубьев цилиндрического зубчатого колеса h = ha + hf.

· Окружной шаг зубьев Рt — расстояние (мм) между одноименными профильными поверхностями соседних зубьев. Шаг зубьев равен длине делительной окружности, разделенной на число зубьев колеса z.

23 Основные динамики машин. Режимы движения машины. Роль маховика и регулятор

Чтобы уменьшить коэффициент неравномерности движения δ, т.е. чтобы сделать вращение кривошипа более плавным, на машину устанавливают маховик. Маховик – это массивное колесо, неподвижно скрепленное, обычно с кривошипом, и вращающееся с ним как одно целое.

Маховик выполняет в машине роль аккумулятора (накопителя) кинетической энергии: за одну часть цикла он накапливает энергию, чтобы вернут ее в другую часть цикла. При этом он, накапливая кинетическую энергию, разгоняется в те моменты времени, когда с двигателя поступает на машину больше работы, чем расходуется рабочим органом. И отдавая кинетическую энергию, притормаживается, когда рабочий орган расходует работы больше, чем поступает её в данный момент с двигателя.Чем больше маховик, тем будет меньше ∆ω и коэффициент неравномерности движения для любой машины самое лучшее, когда угловая скорость строго постоянна, т.е. ∆ω=0. Но чтобы получить ∆ω→0, нужен маховик, у которого момент инерции Jмахов→∞. Поэтому маховик рассчитывают из условия, чтобы при установке его в машину, коэффициент неравномерности движения δ стал равен наперед заданной допустимой величине.

есть два основных варианта установки маховика: на вал кривошипа или на более быстроходный вал.

Регуляторы- устройства, автоматически регулирующие затрачиваемую работу так, чтобы сохранять приблизительно постоянную V двигателя, когда изменяются силы сопротивлений или движущие силы.

24 Режимы работы подшипников ротора.

25. Статическая и динамическая балансировка роторов.

Чтобы устранить возмущающую силу, ротор уравновешивают, т.е. устра­няют его небаланс. Операции по устранению небаланса называют балансиров­кой .

Балансировать можно каждую деталь ротора в отдельности или весь ротор в целом; последний способ экономичнее и точнее.

Чтобы сбалансировать неуравновешенность ротора, нужно на том же рас­стоянии от оси (там где выявлен небаланс), но в диаметрально противополож­ном направлении наплавить (подвесить) груз необходимой для балансировки массы; после чего ротор окажется сбалансированным и никакой возмущаю­щей силы при его вращении возникать не будет.

Величину и расположение небаланса находят при выполнении различных видов балансировок.

Различают статическую и динамическую балансировки ротора:

1. Статической балансировка называется потому, что для выявления и устранения небаланса не требуется вращения ротора; уравновеши­вания достигают, когда ротор находится в состоянии покоя.

Недостатки статической балансировки:

Способствует появлению неуравновешенных пар сил;

Возможно снижение точки балансировки из-за скольжения качения;

после статической балансировки, даже при отсутствии неуравновешенных пар сил, всегда остается значительный остаточный дисбаланс, обусловленный силами трения, действующими на цапфы балансируемого ротора во время балансировочного процесса.

2. Динамическая неуравновешенность наблюдается тогда, когда не­уравновешенные массы ротора дают две возмущающие силы, оди­наковые по величине, но противоположно направленные и распо­ложенные на разных концах. При этом может оказаться, что общий центр тяжести ротора расположен на оси вращения, т.е. статически ротор уравновешен.Такую неуравновешенность можно выявить только при вращении ротора, так как общий центр тяжести ротора расположен на его оси, и только при вращении обе неуравновешен­ные массы образуют пару возмущающих сил переменного направ­ления. Следовательно, статически отбалансированный ротор в не­которых случаях может иметь динамическую неуравновешенность. Операция по выявлению и устранению динамического небаланса называется динамической балансировкой.

Статическая балансировка. У неуравновешенной детали ее масса располагается несимметрично относительно оси вращения. Поэтому при статическом положении такой детали, т. е. когда она находится в покое, центр тяжести будет стремиться занять нижнее положение (рис.1). Для уравновешивания детали добавляют с диаметрально противоположной стороны груз массой Т2 с таким расчетом, чтобы его момент Т2L2 был равен моменту неуравновешенной массы Т1L1. При этом условии деталь будет находиться в равновесии при любом положении, так как центр тяжести ее будет лежать на оси вращения. Равновесие может быть достигнуто также путем удаления части металла детали высверловкой, спиливанием или фрезерованием со стороны неуравновешенной массы Т1. На чертежах деталей и в Правилах ремонта на балансировку деталей дается допуск, который называют дисбалансом (г/см).

Статической балансировке подвергают плоские детали, имеющие небольшое отношение длины к диаметру: зубчатое колесо тягового редуктора, крыльчатку вентилятора холодильника и т.п. Статическая балансировка ведется на горизонтально-параллельных призмах, цилиндрических стержнях или на роликовых опорах. Поверхности призм, стержней и роликов должны быть тщательно обработаны. Точность статической балансировки во многом зависит от состояния поверхностей этих деталей.

Динамическая балансировка. Динамической балансировке обычно подвергают детали, длина которых равна или больше их диаметра. На рис. 2 показан статически отбалансированный ротор, у которого масса Т уравновешена грузом массой М. Этот ротор при медленном вращении будет находиться в равновесии в любом положении. Однако при быстром его вращении возникнут две равные, но противоположно направленные центробежные силы F1 и F2. При этом образуется момент FJU который стремится повернуть ось ротора на некоторый угол вокруг его центра тяжести, т.е. наблюдается динамическое неравновесие ротора со всеми вытекающими отсюда последствиями (вибрация, неравномерный износ и т. п.). Момент этой пары сил может быть уравновешен только другой парой сил, действующей в той же плоскости и создающей равный противодействующий момент.

Дисбаланс моментов m1 = m2

Динамический дисбаланс m1 ¹ m2

30 При уравновешивании многоцилиндровых машин за счёт различного расположения кривошипов

Конструкция многоцилиндровых поршневых машин зависит от типа рабочего процесса и связана также с возможностью уравновешивания сил инерции, действующих в различных цилиндрах. Большинство поршневых ДВС имеет несколько цилиндров и одинаковых звеньев шатунно – поршневых групп, соединенных общим коленчатым валом. При проектировании многоцилиндровых машин идут путём выбора разного числа цилиндров и рядного или углового их расположения Угловой сдвиг кривошипов коленчатого вала выбирают с целью равномерного чередования рабочих процессов.

Многоцилиндровые двухтактные двигатели Рабочий процесс в цилиндре двухтактного двигателя совершается за один оборот коленчатого вала. Поэтому при соблюдении равенства угловых интервалов между рабочими ходами в многоцилиндровых двухтактных двигателях коленчатые валы получаются с несимметрично расположенными кривошипами. Рассмотрим способы уравновешивания многоцилиндровых двухтактных двигателей. Однорядный четырехцилиндровый двигатель. В однорядном четырехцилиндровом двигателе применяется коленчатый вал с кривошипами под углом 90º: 360º/iц = 360º/4 = 90º, что обеспечивает равенство интервалов между рабочими ходами. На рис. 38 приведена схема коленчатого вала четырехцилиндрового двухтактного двигателя; порядок работы 1 – 3 – 4 – 2. Все силы инерции в двигателе с таким коленчатым валом взаимно уравновешиваются. Действительно, центробежные силы инерции Kr при крестообразном расположении кривошипов взаимно уравновешиваются при проектировании на оси x и y.

Четырехцилиндровый V-образный двигатель с углом раз- вала цилиндров γ = 90° и с кривошипами под углом δ = 180°. V-образное расположение цилиндров с углом развала γ = 90° и кривошипами под углом δ = 180° (рис. 41) применяется главным образом для двухтактных двигателей, для которых при по- рядке работы 1 – 2 – 3 – 4 обеспечивается равномерное чередование вспышек с угловым интервалом 90°. Рис. 41. Силы инерции, действующие в четырехцилиндровом V-образном двигателе (γ = 90º, δ = 180º) 78 Для четырехтактных серийных двигателей такое расположение цилиндров и кривошипов не применяется вследствие неравномерного чередования вспышек.

Дата добавления: 2018-06-01 ; просмотров: 154 ; ЗАКАЗАТЬ РАБОТУ

Глава IV
ЗУБЧАТЫЕ И ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

Цилиндрические зубчатые передачи

Термины и обозначения приведены в табл. 1, определения терминов см. ГОСТ 16530—83 и 16531-83.

1. Термины и обозначения цилиндрических зубчатых передач

Делительное межосевое расстояние .

Делительный диаметр зубчатого колеса ..

Диаметр вершин зубьев колеса..

Ширина венца цилиндрического
зубчатого колеса .

Основной диаметр зубчатого колеса

Рабочая ширина венца зубчатой
передачи .

Диаметр впадин зубчатого колеса ..

Радиальный зазор пары исходных
контуров .

Диаметр окружности граничных точек
зубчатого колеса ..

Коэффициент радиального зазора
нормального исходного контура .

Радиус зубчатого колеса ..

Высота зуба цилиндрического зубчатого
колеса..

Расчетный модуль цилиндрического зубчатого
колеса.

Высота делительной головки зуба
цилиндрического зубчатого колеса ..

Нормальный модуль зубьев .

Окружной модуль зубьев (торцовый) .

Коэффициент высоты головки исходного
контура ..

Шаг эвольвентного зацепления .

Нормальный шаг зубьев рейки .

Высота до хорды зуба колеса

Торцовый шаг зубьев рейки ..

Осевой шаг зубьев рейки ..

Высота до постоянной хорды зуба

Основной нормальный шаг зубьев

Высота до хорды дуга окружности.

Основной окружной шаг зубьев .

Глубина захода зубьев колеса, а также
глубина захода зубьев исходных реек.

Основная нормальная толщина зуба

Постоянная хорда зуба..

Нормальная толщина зуба рейки .

Высота делительной ножки зуба колеса .

Осевая толщина зуба рейки ..

Граничная высота зуба колеса ..

Торцовая толщина зуба рейки ..

Толщина по хорде зуба .

Частота вращения зубчатого колеса в минуту..

Передаточное число зубчатой передачи (z2/z1;
d2/d1; n1/n2)

Толщина по хорде.

Длина общей нормали зубчатого колеса.

Угол профиля зуба исходного контура в
нормальном сечении

Коэффициент смещения исходного контура..

Коэффициент наименьшего смещения
исходного контура.

Угол профиля зуба в торцовом сечении..

Коэффициент суммы смещений..

Угол зацепления .

Коэффициент воспринимаемого смещения.

Угол профиля в точке на концентрической
окружности заданного диаметра dy.

Коэффициент уравнительного смещения.

Число зубьев зубчатого колеса (число зубьев
секторно-зубчатого колеса)

Угол наклона линии зуба соосной
цилиндрической поверхности диаметра dy.

Наименьшее число зубьев, свободное от
подрезания.

Угол наклона линии зуба ..

Число зубьев в длине общей нормали

Основной угол наклона линии зуба (косозубого
колеса на его основном цилиндре) .

Нормальный боковой зазор эвольвентной
цилиндрической зубчатой передачи..

Угол развернутости эвольвенты зуба..

Половина угловой толщины зуба..

Эвольвентный угол профиля зуба.

Половина угловой толщины зуба эквивалент-
ного зубчатого колеса, соответствующая кон-
центрической окружноси диаметра dy / cos 2 þy.

Эвольвентный угол, соответствующий точке
профиля на окружности dy

Угловая скорость ..

Рис. 1. Исходный контур зубчатых
цилиндрических колес эвольвентного зацепления то ГОСТ 13755—81
и конических колес с прямыми зубьями то ГОСТ 13754— 81

Шестерня — зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев, колесо — с большим числом зубьев. При одинаковом числе зубьев зубчатых колес передачи шестерней называют ведущее зубчатое колесо, а колесом — ведомое. Индекс 1 — для величин, относящихся к шестерне, индекс 2 — относящихся к колесу.
Индекс n — для величин, относящихся к нормальному сечению, t — к окружному (торцовому) сечению. В тех случаях, когда не может быть разночтения и неясности, индексы n и t можно исключить.
Термины параметров нормального исходного контура и нормального исходного производящего контура, выраженных в долях модуля нормального исходного контура, образуют добавлением слова «коэффициент» перед термином соответствующего параметра.
Обозначения коэффициентов соответствуют обозначениям параметров с добавлением знака «*», например коэффициент радиального зазора пары исходных контуров с*.
Модули (по ГОСТ 9563—60). Стандарт распространяется на эвольвентные цилиндрические зубчатые колеса и конические зубчатые колеса с прямыми зубьями и устанавливает:
для цилиндрических колес — значения нормальных модулей;
ддя конических колес — значения внешних окружных делительных модулей.
Числовые значения модулей:

Примечания:
1. При выборе .модулей ряд 1 следует предпочитать ряду 2.
2. Для цилиндрических зубчатых колес допускается:
а) в тракторной промышленности применение модулей 3,75; 4,25 и 6,5 мм;
б) в автомобильной промышленности применение модулей, отличающихся от установленных в настоящем стандарте;
в) в редукторостроении применение модулей 1,6; 3,15; 6,3; 12,5 м.
3. Для конических зубчатых колес допускается:
а) определять модуль на среднем конусном расстоянии;
б) в технически обоснованных случаях применение модулей, отличающихся от указанных в таблице.
4. Стандарт предусматривает применение модулей в диапазоне значений от 0,05 до 100мм.
Исходный контур цилиндрических зубчатых колес. Под исходным контуром колес (рис. 1) подразумевают контур зубьев рейки в нормальном к направлению зубьев сечении. Радиальный зазор с = 0,25m, радиус кривизны переходной кривой зуба рf = 0,4m. Допускается увеличение радиуса
рf, если это не нарушает правильности зацепления, и увеличение с до 0,35m при обработке колес долбяками и шеверами и до 0,4m при шлифовании зубьев.
Для цилиндрических колес внешнего зацепления при окружной скорости более указанной в табл. 2 применяют исходный контур с модификацией профиля головки зуба (рис. 2). При этом линия модификации — прямая, коэффициент модификации h*g должен быть не более 0,45, а коэффициент глубины модификации ∆* — не более 0,02. Рекомендуемые значения коэффициента ∆* приведены в табл. 3.
Основные элементы зубчатого зацепления указаны на рис. 3 и 4 в соответствии с обозначением по табл. 1.
Смещение колес зубчатых передач с внешним зацеплением. Чтобы повысить прочность зубьев на изгиб, снизить контактные напряжения на их поверхности и уменьшить износ за счет относительного скольжения профилей, рекомендуется производить смещение инструмента для цилиндрических (и конических) зубчатых передач, у которых Z1Z2. Наибольший результат достигается в следующих случаях:

Рис. 2. Исходный контур с профильной модификацией

2. Окружная скорость колес в зависимости от их точности

db
dl
Начальный диаметр зубчатого колеса..dw
h
h*a
pn
ha
pt
px
hc
haypbt
sbn
sx

s
n
Окружная толщина на заданном диаметре dysty
и

sy
Wa
x
xminat
x Σatw
yay
∆y
zþy
zminþ
zwþb
inv
Ψ
inv aΨyu
inv ayω

Окружная скорость в м/с при степени точности колеса по ГОСТ 1643-81

Тип колес
678
Прямозубые1064
16106

3. Коэффициент глубины модификации* в зависимости от модуля и степени точности

Степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81

Основные параметры редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами

Основные параметры редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами

ГОСТ 2185-66 устанавливает межосевые расстояния aW, номинальные передаточные числа и, коэффициенты ширины зубчатых колес ψba и дается рекомендуемые сочетания межосевых расстояний и общие номинальные передаточные числа для зубчатых цилиндрических передач, которые используются в двух- и трехступенчатых насосных редукторах общего назначения, что дает возможность для серийного изготовления редукторов.

Межосевые расстояния

Межосевые расстояния редукторов aw приведены в табл. 49. Величину межосевого расстояния определяют расчетом на усталостную контактную прочность поверхностей зубьев или выбирают конструктивно в зависимости от габаритных размеров приводимой машины. В табл. 50 и 51 приведены рекомендуемые стандартом межосевые расстояния для двух- и трехступенчатых редукторов и их распределение по отдельным ступеням.

Таблица 49

Межосевые расстояния редукторов, мм

Примечание. Предпочтительный ряд первый.

 

Таблица 50

Межосевые расстояния двухступенчатых трехосных редукторов, мм

 

Таблица 51

Межосевые расстояния трехступенчатых редукторов, мм

 

Таблица 52

Примечания.

1.        Первый ряд следует предпочитать второму.

2.       Для редукторов, которые должны быть кинематически согласованы между собой, допускается выбирать передаточные числа из ряда R40 (ГОСТ 8032-84).

3.       Фактические значения передаточных чисел uф не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при и ≤ 4,5 и на 4% при и > 4,5.

 

Таблица 53

Общие передаточные числа иобщ. двухступенчатых редукторов

Примечания:

1.    Для всех редукторов первый ряд следует предпочитать второму.

2.   Фактические значения передаточных чисел uф  не должны отличаться от номинальных более чем на 4%.

 

Таблица 54

Общие передаточные числа иобщ. трехступенчатых редукторов

Примечания:

1.    Для всех редукторов первый ряд следует предпочитать второму.

2.    Фактические значения передаточных чисел иф не должны отличаться от номинальных более чем на 4%.

 

Передаточные числа

Номинальные передаточные числа и должны соответствовать указанным в табл. 52.

Рекомендуемые общие передаточные числа и

общ для двух- и трехступенчатых несоосных редукторов общего назначения приведены в табл. 53 и 54.

Распределение общего передаточного числа между отдельными ступенями передач в двух- и трехступенчатых редукторах (табл. 55 и 56) осуществляется при условии одинакового использования контактной прочности зубьев при одинаковой твердости их поверхностей, одинаковых коэффициентов ширины зубьев колес всех ступеней и распределения межосевых расстояний между отдельными ступенями, как это дано в табл. 50 и 5). В двухступенчатых редукторах с соосным расположением валов в одной горизонтальной плоскости при заданном распределении передаточных чисел между ступенями, с одинаковыми межосевыми расстояниями для выполнения условия равнопрочности приходится применять зубчатые колеса с разными коэффициентами ширины.

 

Таблица 55

Распределение общих передаточных чисел в двухступенчатых трехосных редукторах по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

 

Таблица 56

Распределение общих передаточных чисел в трехступенчатых редукторах по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

 

Таблица 57

Распределение общих передаточных чисел в двухступенчатых двухосных (соосных) редукторах с горизонтальным расположением валов в одной плоскости по отдельным ступеням зубчатых зацеплений

 

Если первая ступень имеет коэффициент ширины ψ = 0,4, то вторая ступень должна иметь коэффициент ψ не менее 0,6 при одних и тех же материалах шестерен и колес и твердости поверхностей зубьев.

Передаточные числа отдельных ступеней этих редукторов (табл. 53) устанавливаются при условии близкой контактной равнопрочности и одинакового погружения в масляную ванну зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней при смазывании окунанием.

Ширина зубчатых колес

Ширина зубчатых колес b зависит от коэффициента ширины ψ: b = ψаw. Значения коэффициента ширины зубчатых колес ψ (ГОСТ 2185-66) приведены в табл. 58.

Значения ширины зубчатых колес округляют до ближайшего числа из ряда R20 по ГОСТ 8032-84. Ширина канавки для выхода режущего инструмента в шевронных зубчатых колесах включается в величину ширины b. При различной ширине сопряженных зубчатых колес берется значение коэффициента ψ зубчатого колеса с меньшей шириной.

При выборе коэффициента ширины ψ необходимо принимать во внимание материал зубчатых колес и вид термообработки, точность изготовления, окружную скорость, величину модуля и осевого шага, характер нагрузки, схему редуктора и ряд других факторов. Рекомендуется выбирать узкие колеса, так как в этом случае получается более высокая точность изготовления и значительно снижается неравномерность распределения нагрузки по ширине, вызываемая деформацией валов и неточностями изготовления и монтажа редуктора. По этой же причине не рекомендуется отношение ширины шестерни к диаметру делительной окружности принимать больше 2,5.

При твердости поверхностей зубьев НВ ≤ 350 рекомендуется задавать твердость зубьев шестерни на 30…50 единиц больше твердости зубьев колеса. В тех случаях, когда твердость зубьев шестерни значительно больше твердости зубьев колеса, ширина шестерни должна быть на 5… 10 мм больше, чем ширина колеса. В противном случае при относительном смещении шестерни и колеса в процессе эксплуатации на зубьях колеса образуется нежелательный уступ.

При твердости поверхностей зубьев обоих колес НВ ≥ 350 ширину колес можно принимать одинаковой. Для колес с цементированными, закаленными с поверхности зубьями коэффициент ширины ψ рекомендуется принимать не более 0,4…0,5. При увеличении длины зубьев погрешности, возникающие при обработке, возрастают, что приводит к большим затруднениям при получении необходимого пятна контакта.

При поверхностной закалке происходит коробление зубьев; при этом с увеличением ширины колес ошибки в направлении зубьев возрастают. В случае применения широких колес лучше переходить на шевронное зацепление, так как длина зуба одной спирали составляет около половины общей ширины зубчатого колеса и ошибки в направлении зубьев значительно уменьшаются.

В прямозубых и косозубых передачах коэффициент ширины ψ должен быть не более 0,4…0,6. При больших значениях коэффициента ψ необходимо применять шевронное зацепление.

Быстроходные передачи изготовляются с шевронным зацеплением при коэффициенте ширины ψ = 0,4… 1,0. При консольном расположении шестерен и колес рекомендуется выбирать коэффициент ширины ψ не свыше 0,4. При дальнейшем увеличении ширины колеса (при консольном его расположении) сильно возрастает концентрация нагрузки по длине зубьев и эффект от использования материала колес резко снижается.

Таблица 58

Коэффициент ширины зубчатых колес

Модули

Значения модулей для цилиндрических зубчатых колес редукторов (ГОСТ 9563-60) приведены в табл. 59. Величину модуля определяют исходя из прочности зубьев по изгибу. По возможности выбирают наименьшие значения модулей, так как зубчатые колеса с малыми модулями нарезаются на зуборезных станках с большей точностью и с лучшей чистотой поверхности, имеют меньшую массу и меньшие потери на трение в зацеплении. При поверхностной закалке меньше искажается форма их зубьев и получается хорошая и более быстрая приработка зацепления.

Если зубчатое колесо должно работать при предельных контактных напряжениях, то значение модуля, полученного при расчете на изгиб, рекомендуется увеличивать на 10…15%, так как при выкрашивании поверхностей зубьев происходит ослабление их поперечного сечения и может произойти излом зуба.

Таблица 59

Значения модулей т, мм

Примечание. При назначении величин модулей первый ряд предпочтительнее.

 

Углы наклона линии зубьев

Углы наклона зубьев в косозубых передачах должны быть 8…100. В косозубых передачах при угле наклона зуба свыше 10° необходимо устанавливать или радиально-упорные подшипники с увеличенным углом контакта, или в опоре с радиальным подшипником дополнительно устанавливать упорный подшипник, что удорожает конструкцию и требует более надежного и сложного торцового крепления подшипников на валах и в корпусах.

Уменьшение утла наклона зубьев, особенно в узких колесах с коэффициентом ширины ψ 0,2…0Д нежелательно, так как величина осевого шага может быть больше ширины колеса. Вследствие этого осевой коэффициент перекрытия будет меньше единицы и передача будет работать менее плавно, с большими динамическими нагрузками, что ведет к быстрому износу и появлению дефектов на поверхностях зубьев.

Для установленных ГОСТом межосевых расстоянии в табл. 60 приведены суммарные числа зубьев z и углы наклона зубьев β на делительном цилиндре при определенных интервалах передаточных чисел и модулей в нормальном сечении. Эти значения рекомендуются при коэффициенте ширины ψ ≥ 0,4 при некорригированном и корригированном зацеплении с коэффициентом сдвига х1=-х2 соответственно для шестерни и колеса, но могут быть использованы и при ψ < 0,4, но с проверкой, указанной в примечании к табл. 60.

Подбор чисел зубьев шестерни и колеса в зависимости от принятого суммарного числа зубьев z и передаточного числа и можно выполнить по табл. 62.

Таблица 60

Параметры передач с косозубыми колесами при ψbа ≥ 0,4 (зацепление некорригированное или корригированное с коэффициентом сдвига х1=-х2 )

Для шевронных колес угол наклона зубьев β равен 25…350. Рекомендуемые параметры передач с шевронными колесами при некорригированном или корригированном зацеплении с коэффициентом сдвига х1=-х2 соответственно для шестерни и колеса при коэффициенте ширины ψ > 0,125 приведены в табл. 61, где для стандартных межосевых расстояний приведены суммарные числа зубьев z сопряженных шестерни z1 и колеса z2 и углы наклона зубьев β по принятому модулю зацепления т в интервале передаточных чисел. Подбор чисел зубьев шестерни z1 и числа зубьев колеса z2 в зависимости от принятого суммарного числа зубьев z и передаточного числа и передачи выполняется по табл. 62, где в числителе поставлено число зубьев колеса z2, а в знаменателе – суммарное число зубьев zz сопряженных шестерни и колеса. Для каждого значения передаточного числа и в верхней строке приведены наименьшие значения z2/z, а в нижней – наибольшие, соответствующие допустимым значениям рассматриваемого передаточного числа. В интервале наименьших и наибольших значений чисел зубьев z2 /z может быть любое целое число из указанного интервала.

Продолжение табл. 60

Продолжение табл. 60

 

Примечание. Отдельные сочетания величин αW, Z, m ; β могут быть использованы и при  ψ ba< 0,4, но с проверкой соблюдения условия

 или ​

 

Таблица 61

Параметры передач с шевронными колесами при ψba ≥ 0,125 (зацепление некорригированное или корригированное с коэффициентом сдвига x1 = -х2)

Продолжение табл. 61

Продолжение табл. 61

Необходимо обратить внимание на то, что при подборе чисел зубьев шестерни или колеса в пределах 100 зубьев почти на всех зуборезных станках можно нарезать колеса с любым числом зубьев. При числе зубьев шестерни или колеса свыше 100 необходимо проверять возможности их нарезки на зуборезных станках. Например, при z1 = 50 и и = 2,5 по табл. 62 возможно применение всех значений суммарных чисел зубьев от 172 до 178 включительно, которым соответствуют значения чисел зубьев колес z2 от 122 до 128 включительно. Число зубьев колеса z2 = 127, как первоначальное число, или не применять или проверить возможность нарезки по паспорту зуборезного станка.

Применение чисел зубьев меньше 17 допустимо после проверки на отсутствие подрезания зубьев. Допускаемые отклонения передаточных чисел в табл. 62 находятся в пределах, как это указано в примечании 3 к табл. 52.

Смотрите также

Передачи зубчатые. Исходный контур, модули, основные параметры, допуски. — М.: Изд-во стандартов, 1973. — 304 с. – ГОСТ-ы

Передачи зубчатые. Исходный контур, модули, основные параметры, допуски.

М.: Изд-во стандартов, 1973. — 304 с.

 

Сборник «Передачи зубчатые. Исходный контур. Модули. Основные параметры. Допуски» содержит стандарты, утвержденные до 1 марта 1973 г. В стандарты внесены все изменения, принятые до указанного срока. Около номера стандарта, в который внесено изменение, стоит знак * Текущая информация о вновь утвержденных и пересмотренных стандартах, а также о принятых к ним изменениях публикуется в выпускаемом ежемесячно «Информационном указателе стандартов».

 

ГОСТ 13755-68 Зацепления зубчатые. Исходный контур цилиндрических зубчатых колес.

ГОСТ 13754-68 Зацепления зубчатые. Исходный контур конических зубчатых колес с прямыми и тангенциальными зубьями.

ГОСТ 16202-70 Зацепления зубчатые. Исходный контур конических зубчатых колес с круговыми зубьями.

ГОСТ 15023-69 Передачи зубчатые цилиндрические Новикова с двумя линиями зацепления. Исходный контур зубчатых колес.

ГОСТ 9563-60 Колеса зубчатые. Модули.

ГОСТ 14186-69 Колеса зубчатые цилиндрические передач Новикова. Модули.

ГОСТ 2185-66 Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

ГОСТ 12289-66 Передачи зубчатые конические. Основные параметры.

ГОСТ 2144-66 Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры.

ГОСТ 9369-66 Передачи червячные глобоидные. Основные параметры.

ГОСТ 1758-56 Передачи зубчатые конические. Допуски.

ГОСТ 3675-56 Передачи червячные. Допуски.

ГОСТ 16502-70 Передачи червячные глобоидные. Допуски.

ГОСТ 9587-68 Зубчатые зацепления. Исходный контур зубчатых мелкомодульных колес.

ГОСТ 13733-68 Передачи зубчатые цилиндрические мелкомодульные. Колеса прямозубые и косозубые. Типы. Основные параметры и размеры.

ГОСТ 13506-68 Передачи зубчатые реечные мелкомодульные. Допуски.

ГОСТ 9368-60 Передачи зубчатые конические мелкомодульные. Допуски.

ГОСТ 9774-61 Передачи червячные мелкомодульные. Допуски.

ГОСТ 1643-72 Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

Передачи зубчатые. Исходный контур, модули, основные параметры, допуски

1

34. Зубчатые передачи. Достоинства и недостатки. Основные виды зубчатых передач. Основные параметры зубчатых колес. Передаточное число. Материалы и обработка.

Зубчатая передача — это механизм, который с помощью зуб­чатого зацепления передает или преобразует движение с изме­нением скоростей и моментов.

Цилиндрические зубчатые передачи между параллельны­ми валами выполняют с помощью колес с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Конические передачи между валами с пересекающимися осями осуществляют коле­сами с прямыми и круговыми зубьями, реже ко­сыми (тангенциальными) зубьями. Преобразова­ние вращательного движения в поступательное и наоборот осу­ществляют цилиндрическим колесом и рейкой.

Зубчатые передачи — самые распространенные среди меха­нических передач. Годовой выпуск зубчатых колес составляет несколько миллионов. Диапазон их применения широк: от ча­сов и приборов до самых тяжелых машин.

Достоинства зубчатых передач: малые габариты; высокий КПД; постоянство передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания; возможность применения в широком диа­пазоне вращающих моментов, скоростей и передаточных отно­шений; надежность в работе и простота обслуживания.

Недостатки зубчатых передач: высокие требования к точ­ности изготовления; шум при работе со значительными ско­ростями.

Начальная окружность – ;

 – передаточное отношение;

 – межосевое расстояние;

 – модуль, он стандартизован;

 – делительный диаметр;

 – коэффициент ширины зубчатого венца, где b – ширина колеса.

Для косозубых передач водят угол наклона зубьев β, для конических углы конусности δ, причем δ1+ δ2=180º.

Еще вводят параметры: стандартный угол профиля, окружности все, коэфф. торцевого перекрытия, смещение, линия зацепления и активная линия зацепления, высота и толщина зуба, ну может, что еще придумаете.

При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обес­печить сопротивление контактной усталости поверхностных слоев зубьев, прочность зубьев на изгиб, сопротивление заеда­нию и износу. Основными материалами являются термически обрабатываемые стали. Допускаемые контактные напряжения примерно пропорциональны твердости материа­лов. Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до значительной твердости.

Твердость  Н  материала  измеряют  по  Бриннелю,   когда Н < 350 НВ или по Роквеллу НRСЭ при Н > 350 НВ. Прибли­женно 10 НВ ~ 1 НRСЭ. При твердости Н < 350 НВ шестерню выполняют с несколько большей твердостью, чем колесо, на (20…30) НВ. Термическую обработку заготовки (нормализа­цию, улучшение) выполняют до нарезания зубьев. После наре­зания зубьев не требуется дополнительных финишных опера­ций. Такие передачи хорошо прирабатываются.

При твердости Н > 350 НВ химико-термическую обработку ведут после зубонарезания, при этом зубья коробятся и в ре­зультате ухудшаются их точностные показатели. В массовом и крупносерийном производстве применяют исключительно зубчатые колеса высокой твердости, которые подвергают отде­лочным операциям после термической обработки.

Объемная закалка вызывает увеличение твердости не толь­ко поверхности зуба, но и его сердцевины. В результате зуб становится хрупким и легко разрушается при ударах. По­этому объемная закалка уступила место поверхностным тер­мическим и химико-термическим методам упрочнений. Такой обработкой можно достигнуть высокой твердости поверхно­стных слоев материала зубьев при сохранении вязкой сердце­вины.

Для зубчатых колес применяют следующие основные виды поверхностных термических и химико-термических упрочне­ний: поверхностная закалка, цементация и нитроцементация с закалкой, азотирование.

Поверхностную закалку в основном обеспечивают за счет нагрева токами высокой частоты (ТВЧ). В связи с тем, что на­греваются поверхностные слои в течение 20…50 с, толщина закаливаемого слоя мала и деформации при закалке невели­ки. Поэтому можно обойтись без последующего шлифования зубьев (однако это понижает точность на одну-полторы степе­ни). Материалы в этом случае — среднеуглеродистые легиро­ванные стали 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. Обычно твердость на по­верхности зубьев (50…55) НRСЭ.

Поверхностная закалка зубьев без охвата переходной по­верхности (с обрывом твердого слоя у впадины зубьев) повы­шает износостойкость и сопротивление выкрашиванию, но по­нижает прочность при изгибе, так как создает концентратор напряжений у корня зуба. Желательно, чтобы закаленный слой повторял очертание впадин.

Цементация — поверхностное насыщение углеродом сталей, содержащих углерода менее 0,3%, с последующей закалкой. Цементация обеспечивает большую твердость (56…63) НRСЭ, несущую способность поверхностных слоев зубьев и высокую прочность на изгиб. Целесообразно при­менять газовую цементацию как более производительную. Применяют цементируемые стали: 20Х, а для ответственных зубчатых колес, работающих с ударными нагрузками, хро-моникелевые стали 12ХНЗА, 20ХНМ, безникелевые стали 18ХГТ, 25ХГТ и др. Толщина цементированного слоя при­мерно 0,3 модуля. Время цементации на глубину 1 мм при­мерно 3 часа — процесс длительный. При цементации рабо­чие поверхности зубьев искажаются и требуется их шлифо­вание.

Азотирование — насыщение поверхностных слоев азотом, обеспечивает высокую твердость (58…65) НRСЭ и износостой­кость поверхностных слоев. Азотируют готовые детали без по­следующей закалки. Для азотируемых колес применяют мо­либденовую сталь 38Х2МЮА, безалюминиевые стали типа 40ХФА, 40ХНА, 40Х. Зубья после азотирования в связи с ма­лой толщиной слоя насыщения и малым короблением не шли­фуют. Поэтому азотирование применяют для колес с внутрен­ними зубьями и других, шлифование которых трудно осу­ществимо. Недостатком азотированных колес является малая толщина упрочненного слоя (0,2…0,5 мм), не позволяющая применять их при ударных нагрузках из-за опасности растрес­кивания упрочненного слоя и при работе с интенсивным изна­шиванием (при загрязненной смазке).

Нитроцементация — насыщение поверхностных слоев уг­леродом и азотом с последующей закалкой — обеспечивает им высокую прочность, износостойкость и сопротивление заеда­нию. Нитроцементация идет с достаточно высокой скоростью и в связи с малыми толщиной упрочняемого слоя и его дефор­мациями позволяет обойтись без последующего шлифования.

Улучшаемые стали применяют для зубчатых колес, преимущественно изготовляемых в условиях мелкосерийного и единичного производства при отсутствии жестких требова­ний к габаритам. Чистовое нарезание зубьев улучшаемых ко­лес производят после термической обработки заготовки, что исключает необходимость шлифования и позволяет обеспе­чить высокую точность. Применяют качественные углеродис­тые стали 40, 45 и легированные 35ХГС, 40Х и др.

Стали в нормализованном состоянии для обоих сопряженных зубчатых колес применяют только во вспомогательных механизмах, например в механизмах с руч­ным приводом. Основные материалы — среднеуглеродистые стали 40, 45, 50. Для повышения стойкости против заедания шестерни и колеса изготовляют из разных материалов.

Стальное литье применяют для колес больших диа­метров. Основные материалы — литейные среднеуглеродис­тые стали 35Л, 50Л и др. Литые колеса подвергают преимуще­ственно нормализации.

Ч у г у н ы используют для изготовления тихоходных, крупногабаритных и открытых передач. Кроме того, из чугуна изготовляют сменные колеса (поочередно работающие). При­меняют чугуны СЧ20…СЧ35, а также высокопрочные магние­вые чугуны с шаровидным графитом.

Пластмассовые зубчатые колеса в паре с ме­таллическими применяют в слабонагруженных передачах для обеспечения бесшумности, самосмазываемости или химиче­ской стойкости. Используют текстолит (рекомендуемые марки ПТ и ПТК) и древесно-слоистые пластики. Наиболее перспек­тивными следует считать капролон, полиформальдегид и фенилон.

 

Чертежи зубчатого колеса: обозначение, оформление, правила выполнения


Конструкция и параметры зубчатого колеса

Оно содержит венец с зубьями, диск и ступицу. Имеется три наиболее важных его параметра: модуль, диаметр делительной окружности и количество зубьев. Какую же делительную окружность имеет зубчатое колесо? Чертеж цилиндрического колеса с типовыми эвольвентными зубьями показан ниже.


pmd

m = d/z= p/3,14, мм.

Например, зубчатое колесо с 22 зубьями и диаметром 44 мм имеет модуль m = 2 мм. Сцепленные шестерни должны обе иметь один модуль. Значения их стандартизованы, и как раз на делительной окружности модуль данного колеса принимает свое стандартное значение.

Высота головки зуба одного колеса меньше высоты ножки зуба второго, зацепляющегося с ним, благодаря чему образуется радиальный зазор c.

Для обеспечения бокового зазора δ между двумя сцепленными зубьями сумма их толщин принимается меньше их окружного шага p. Радиальный и боковой зазоры предусматриваются для создания необходимых условий смазки, нормальной работы передачи при неизбежных неточностях изготовления и сборки, тепловом увеличении размеров передачи и т. п.

Классификация

Зубчатые колеса червячных передач подразделяются на разновидности по следующим признакам:

  • направление витка передачи, правые или левые;
  • конфигурация нити червяка: конволютные, архимедовы, нелинейные;
  • форма наружной поверхности: глобоидные и цилиндрические;
  • профиль зуба: прямые, роликовые, вогнутые;
  • расположение червяка по отношению к колесу: нижние, боковые, верхние;
  • тип зуба: полные с непрерывным вращением, зубчатые секторные.

При вогнутой поверхности у ведущих элементов узла возрастает количество в одновременном зацеплении зубьев. Это повышает мощность, КПД червячной передачи. Глобоидные модификации сложны в изготовлении. При вогнутой наружной плоскости витки строго одинаковой высоты. Для скоростных передач оптимально верхнее размещение червяка. При необходимости компактного узла рациональным станет боковое положение. Если в устройстве картерный метод смазки, то для оборудования наиболее подходящая передача с нижним размещением червяка в узле.

Цилиндрические зубчатые колеса(шестерни):

Цилиндрические зубчатые колеса используются в передачах, где оси валов располагаются параллельно относительно друг друга. При этом они могут располагаться как горизонтально, так и вертикально.

В зависимости от формы продольной линии зуба зубчатые колеса бывают: прямозубые, косозубые и шевронные.

Рис. 1. Цилиндрические зубчатые колеса: прямозубые, косозубые и шевронные

Прямозубое колесо. Этот вид шестерен ввиду своей простой конструкции является наиболее внедряемым в различных системах. В таком виде зубья шестерен располагаются в плоскости, которая перпендикулярна оси вращения. В отличии от косозубых и шевронных колес у данного вида предельный крутящий момент ниже.

Косозубое колесо. Зубья для данного вида колес выполняются под определенным углом к оси вращения шестерен, а по форме образуют часть винтовой линии. По сравнению с прямозубым колесом при работе зубьев данного вида зацепление зубьев происходит плавнее, а за счет увеличенной площади контакта предельный крутящий момент выше. Но для работы колес с косым зубом приходится применять упорные подшипники, так как возникает механическая сила, направленная вдоль оси. В основном косозубые колёса используются там, где нужны передачи большого крутящего момента на высоких скоростях.

Шевронное колесо. Этот вид имеет зубья, которые выполнены в форме буквы V на плоскости вращения колеса. Главной особенностью шевронных колес является то, что силы на осях обеих половин компенсируются, вследствие чего отпадает необходимость в использовании упорных подшипников. Различают шевронное и многошевронное цилиндрическое зубчатое колесо, состоящее соответственно из двух и более полушевронов, а также шевронное цилиндрическое зубчатое колесо со сплошным венцом и разделенными полушевронами.

В отдельные виды выделяются: цилиндрическое колесо с круговыми зубьями, цилиндрическое колесо со смещением (без смещения), циклоидальное, эвольвентное и цевочное цилиндрическое колеса.

Колесо с круговыми зубьями. Передачу с такими колесами называют передачей Новикова. При такой передаче контакт поверхностей зубьев происходит в одной точке на линии зацепления, расположенной параллельно осям колёс. Зубья данного вида колеса выполнены в виде полукруга, радиус которого подбирается под нужные требования. Колеса с круговыми зубьями в сравнении с косозубыми обладают более высокой нагрузочной способностью зацепления, высокой плавностью и бесшумностью работы, но при тех же условиях работы у них снижен КПД и ресурс работы, что не позволяет их применять широко.

Колесо со смещением либо без смещения. Это зубчатое колесо, зубья которого образованы при номинальном положении исходной производящей рейки, характеризуемом отсутствием касания (касанием) делительных поверхностей исходной производящей рейки и обрабатываемого зубчатого колеса.

Циклоидальное колесо. В данном виде профили зубьев шестерни выполнены по циклоидальной кривой. Однако при таком способе зацепления шестерен имеется большой недобор чувствительности из-за изменения расстояния между осями. Циклоидальное колесо применяется в основном в приборостроении. Колесо сложно в изготовлении, поскольку при его создании требуется использование очень многих специальных зуборезных инструментов.

Цевочное колесо. В данном случае зубья одного из колес имеют вид пальцев в форме цилиндра. Такой вид шестерен образовался на базе циклоидального колеса и получил более широкое применение как в машиностроении, так и в приборостроении.

Спироидные зубчатые передачи

Спироидные зубчатые передачи

Спироидные зубчатые передачи — это гипоидные зубчатые передачи, в которых начальные поверхности зубчатых колёс конические, шестерни имеют винтовые зубья, а зубчатые колеса имеют сопряженные поверхности зубьев с линейным контактом, если производящая поверхность для одного из них совпадает с главной поверхностью зубьев первого зубчатого колеса. По форме поверхности вершин витков червяка и способу его расположения относительно межосевой линии их разделяют на три вида: цилиндрические спироидные передачи, традиционно конусные наружного зацепления, обратноконусные внутреннего зацепления (рис. 8).

Коническое зубчатое колесо чертеж, зацепление

Конические зубчатые колёса

При изготовлении чертежа конического зубчатого колеса с натуры, по аналогии с цилиндрическими колёсами, измеряют наружный диаметр окружности выступов De, затем определяют модуль m и угол внешнего конуса по выступам зубцов (фиг. 363).

Для этого ставят зубчатое колесо торцом ступицы на разметочную плиту и измеряют высоту зубца h по наружному его торцу. Отклады­вают от окружности выступов по торцу зубца размер, равный h/2.2, и

наносят рейсмасом на всех зубцах риску. Риска пройдёт по начальному диаметру колеса d. Измерив d и поделив его на число зубцов z, определяют модуль m. Полученный модуль может несколько отличаться от стандартного вследствие неточности измерений, и поэтому его округ­ляют до ближайшего стандартного значения модуля. Затем производят вычисление и обмер всех элементов колеса. Диаметр начальной окруж­ности определяют по формуле d = mz. Если известно передаточное число зубчатой пары, т. е. отношение числа зубцов большого колеса z2 к числу зубцов малого z1 то половина угла при вершине начального конуса ?2 большого колеса определится (при угле между осями валов 90°) по формуле

tg?2=z2/z1 = i

где i —передаточное число.

Если передаточное число неизвестно, то угол начального конуса можно получить измерением при помощи угломера, использовав для этого ранее проведённую риску. Так же может быть измерен и угол конуса впадин.

При вычерчивании конического зацепления необходимо, чтобы: вер­шины начальных конусов обоих колёс находились на пересечении их осей; в этой же точке пересекались линии, соответствующие начальным окружностям зубчатых колёс.

Чертёж конического колеса и пример нанесения размеров, конст­руктивных и технологических надписей показан на фиг. 354.

Станок зуборезный полуавтомат. Видеоролик.

Связанные ссылки. Дополнительная информация

  • Классификация и основные характеристики зубообрабатывающих станков
  • Как покупать станок для производства
  • Зубофрезерные станки для цилиндрических колес
  • Встречное фрезерование. Попутное фрезерование при нарезании зубчатых колес на зубофрезерном станке
  • Коническое зубчатое колесо. Термины и определения
  • Испытания и проверка металлорежущих станков на точность
  • Купить фрезерный станок. Действующие производители фрезерных станков
  • Заводы производители металлорежущих станков
  • Справочник зубообрабатывающих станков
  • Статьи по теме

Основные способы изготовления

Заготовки для рассматриваемых изделий получаются методом ковки или литьем, в некоторых случаях при применении технологии резания. Технологический процесс изготовления зубчатого колеса довольно сложен, так как нужно получить рабочую поверхность сложной формы с определенными геометрическими параметрами. Проводится нарезание косозубых колес и других изделий при использовании двух основных технологий:

  1. Метод копирования предусматривает фрезерование, при котором прорез между впадинами зубьев образуются при применении, дисковых, модульных или концевых фрез. После образования каждой впадины заготовка поворачивается ровно на один зуб. Сред особенностей подобной технологии можно отметить то, что форма применяемого режущего инструмента повторяет форму впадины.
  2. Метод обкатки сегодня встречается намного чаще. В этом случае механическая обработка предусматривает имитирование зацепления зубчатой пары, одним элементом которой становится червячная фреза. При изготовлении инструмента используется металл повышенной прочности, за счет чего и происходит резка. Обработка методом копирования предусматривает применение не только червячной фрезы, но также и долбяка и гребенки.

Довольно большое распространение получили червячные фрезы. Подобный инструмент представлен рейкой, на момент работы заготовка вращается вокруг своей оси. Применяется инструмент для изготовления исключительно шестерен с внешним расположением зубьев.

Технология накатывания используется для получения больших зубчатых колес, а также крупных партий. В подобном случае проводится горячее накатывание, за счет нагрева степень обрабатываемости материала повышается. Венец получается методом выдавливания. Для существенного повышения точности может проводится механическая обработка.

Изготовление вал шестерней также должно проводится с учетом условий эксплуатации. На этот элемент оказывается высокая нагрузка, поэтому в качестве основы применяется заготовка из каленой стали высокой прочности. Шестерня зубчатая, изготовление которой проводится с учетом диаметра вала, насаживается методом прессования, фиксация обеспечивается шпонкой.

Передачи с неэвольвентным профилем

Существуют и альтернативные эвольвентной системе зацепления передачи. К ним можно отнести зацепление Новикова и арочные передачи. В зацеплении Новикова уменьшены следующие недостатки эвольвентного зацепления:

– малые приведенные радиусы кривизны рабочих поверхностей;

– повышенная в связи с линейным контактом зубьев чувствительность к перекосам;

– потери на трение в зацеплении в связи с существенным скольжением.

Арочные передачи обладают следующими преимуществами по сравнению с эвольвентными:

– малая чувствительность к перекосу осей;

– повышение прочности зубьев на изгиб.

Существуют также треугольные зубчатые зацепления.

Рисунок 10 Исходный контур передачи Новикова

Звездочки, валы, шестеренки, металлообработка Ремонт шестерен в Екатеринбурге, шестерни, Любая шестерня от изготовителя, звездочки, звездочка, шестерня, стоимость шестерни, Шестерни с круговым зубом, ремонт шестерни, коническая пара, зубчатая передача, нарезка зуба шестерни, производство шестерен, Зубчатое колесо круговой зуб, нарезка кругового зуба круговые зубъя, производство шестерен, крановое колесо, Коническое колесо, Вал шестерни, Шестерни, производство шестерен, червяк, зубчатая пара, зубчатые колеса, венец червячный, звездочки, шестеренки, червячная пара, колесо червячное, вал червяк, маленькая шестерня, колесико, пластиковая шестерня, шестеренка, шестеренки

Косозубая шестерня — усовершенствованный вариант обычной прямозубой, обеспечивающий более надежное сцепление элементов зубчатой передачи. Благодаря этому повышается плавность работы механизма, что гарантирует увеличение рабочего ресурса деталей.

Конструкция зубчатого колеса

Встречается просто огромное количество разновидностей шестерен, все они характеризуются своими определенными особенностями. Среди конструкционных особенностей отметим следующие моменты:

  1. При изготовлении цилиндрических и конических шестерен с прямым зубом рабочая часть создается заодно целое с валом. Это связано с тем, что размеры конструкции существенно уменьшаются. За счет создания такой конструкции можно получить деталь с высокой точностью и износостойкостью.
  2. Встречаются и шестерни насадного типа. Они весьма распространены в случае, когда диаметр рабочей части большой. За счет установки насадного варианта исполнения есть возможность проводить обслуживание конструкции.
  3. При диаметре менее 500 мм изделие получается методом ковки и отливки, а также при применении технологии сварки. Вариант исполнения более 500 мм изготавливаются методов отливки и сварки.
  4. Клепанные или свертные колеса могут устанавливаться в случае, если есть необходимости в экономии используемого материала.

Конструктивными особенностями подобного варианта исполнения можно назвать:

  1. В качестве заготовки применяется диск определенной толщины.
  2. В центральной части есть посадочное отверстие с прорезью для шпонки. Как правило, оно имеет достаточно большую кайму.
  3. Рабочая часть представлена зубьями, которые могут быть расположены прямо или под углом. При этом геометрия зуба может существенно отличаться, все зависит от области эксплуатации.

Изготовление цилиндрических зубчатых колес проводится при применении специального оборудования. Примером можно назвать зубонарезные станки, которые работают по методу обкатки. Стоит учитывать, что процесс изготовления конических зубчатых колес существенно отличается.

Типы станков для обработки конических колес

Колёса с прямыми зубьями обрабатывают, обычно, на зубодолбежных или зубострогальных станкахпо методу обкатки одним или чаще двумя резцами. На этих станках воспроизводится зацепление нарезаемого зубчатого колеса с воображаемым плоским производящим зубчатым колесом; при этом два зуба последнего представляют собой зубострогальные резцы, совершающие возвратно-поступательное движение, боковые поверхности каждого из зубьев нарезаемого зубчатого колеса формируются в результате движения резцов и обработки находящихся в зацеплении плоского и нарезаемого зубчатых колёс. Процесс нарезания зубьев происходит при движении резцов к вершине конуса заготовки, а обратный ход является холостым (в этот период резцы отводятся от заготовки).

Пример зубострогальных станков:

  • 5236П
    станок зубострогальный для нарезания прямозубых мелкомодульных конических колес Ø 125
  • 5Т23В
    станок зубострогальный для нарезания прямозубых прецизионных мелкомодульных конических колес Ø 125
  • 5230
    станок зуборезный для нарезания прямозубых конических колес Ø 320
  • 5А250П
    станок зубострогальный для нарезания прямозубых конических колес Ø 500
  • 526
    станок зубострогальный для нарезания прямозубых конических колес Ø 610

Конические зубчатые колёса с круговыми зубьями нарезаются на зуборезных станках методом обкатки с применением зуборезной резцовой головки, представляющей собой диск с вставленными по его периферии резцами, обрабатывающими профиль зуба с двух сторон (первая половина резцов обрабатывает одну сторону, вторая половина — другую).

Пример зуборезных станков:

  • 528С
    cтанок зуборезный для нарезания конических колес с круговыми зубьями Ø 800
  • 525
    cтанок зуборезный для нарезания спиральных конических колес Ø 500
  • 5С280П
    станок зуборезный для конических зубчатых колес с круговыми зубъями полуавтомат Ø 800
  • 5С23П
    станок зубострогальный для нарезания методом обкатки мелкомодульных конических и гипоидных колес с круговыми зубьями Ø 125

Чертеж шестерни

Чертеж шестерни должен выполняться в соответствии с требованиями ЕСКД, содержать главный вид и всю необходимую информацию:

  • диаметр вершин зубьев (внешний) до притупления кромки
  • диаметр вершин зубьев (внешний) после притупления кромки
  • расстояние от базовой до внешней плоскости окружности верхней кромки зубьев
  • угол конусности зубьев
  • угол дополнительного конуса
  • ширина венца
  • расстояние базовое
  • радиусы кривизны и размеры фасок
  • положение сечения

В правом углу чертежа, размещают таблицу, состоящую из трех частей, в которой указывают основные параметры:

  • основные данные – верхняя часть
  • контрольные данные – центральная часть
  • справочные данные – нижняя часть

Справка:

Неиспользуемые строки в таблице исключаются или ставится прочерк.Подробнее о каждой величине прописано в ГОСТ 2.405-75.


Чертеж конического колеса.

Чертеж червячного колеса.

Шестерня.

Чертеж шестерни.

Конструктивное отличие зубчатых колес определяется:

  • по геометрии зуба в поперечном сечении (форма) и способов контакта между собой: прямой – контактирует по точке; вогнутый – контактирует по линии; роликовый – контактирует с гребневым роликом.
  • по типам колес: полное – когда оно постоянно вращается; сектор – когда оно поворачивается на определенный угол; сектор с роликом – когда рабочая длина контактируемого ролика уменьшена, по сравнению с контактируемой поверхностью глобоидального червяка.

Заказать чертеж

Точность зубчатых колес и методы зубонарезания

Для зубчатых цилиндрических колес по ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски установлено 12 степеней точности: с 1-й по 12-ю. Чем меньше степень, тем точнее колесо. Степени точности 1-я, 2-я и 12-я пока не регламентированы.

Для каждой степени точности установлены нормы кинематической точности, плавности зацепления и контакта зубьев.

Нормы кинематической точности определяют величину наибольшей погрешности угла поворота зубчатых колес в зацеплении за один оборот. Эта погрешность возникает при нарезании зубчатых колес за счет погрешностей взаимного расположения заготовки и режущего инструмента, а также кинематической погрешности станка. Показателями погрешности кинематической точности являются: накопленная погрешность окружного шага и колебание длины общей нормали.

Нормы плавности зацепления колеса определяют величину составляющей полной погрешности угла поворота колеса, многократно повторяющуюся за один поворот колеса. Показателями плавности являются: циклическая погрешность (средняя величина размаха колебаний кинематической погрешности за цикл), предельные отклонения основного шага и погрешность профиля.

Нормы контакта зубьев определяют точность выполнения сопряженных зубьев в передаче в зависимости от относительных размеров пятна контакта в процентах по длине и высоте зуба.

Точность каждой степени характеризуется числовыми нормами по элементам сопряжения.

Устанавливается также величина наименьшего бокового зазора между зубьями и допуск на него.

Боковым зазором называется зазор между зубьями сопряженных колес в передаче, обеспечивающий свободный поворот одного колеса относительно другого. Для передач установлено четыре вида сопряжений с гарантированным зазором: С — с нулевым, Д — с пониженным, X — с нормальным и Ш — с повышенным.

Нормы бокового зазора назначают в соответствии с эксплуатационными требованиями передачи и не зависят от норм точности.

Условное обозначение норм точности зубчатых колес состоит из четырех знаков: первые три означают степень точности в порядке их перечисления, а четвертый характеризует сочетание по боковому зазору. Например: 7-8-8-X.

    Список литературы:

  1. Ачеркан Н.С. Металлорежущие станки. Том 1. 1965.
  2. Гальперин Е.И. Наладка зуборезных станков. 1960.
  3. Кучер А.М. Киватицкий М.М. Покровский А.А. Металлорежущие станки. (Альбом общих видов, кинематических схем и узлов) 1972.
  4. Руководящий материал для конструкторов, проектирующих технологическую оснастку. Основные данные и посадочные места металлорежущих станков. НИИМАШ, 1968.
  5. Малахов Я.А. Зубообрабатывающие и резьбофрезерные станки и их наладка. 1972.
  6. Мильштейн М.З. Нарезание зубчатых колес. Москва, 1972.
  7. Лоскутов В.В. Ничков А.Г. Зубообрабатывающие станки. Москва, М. 1978.
  8. Птицин Г.А. Кокичев В.Н. Зуборезные станки. 1957.

Рубикон, 2018

Документы

Шестерня m=4, Z=30

Дата добавления:15.06.2010
Дата изменения:22.06.2010
Размер файла:42.22 Кбайт
Скачиваний:974

Шестерня используется в станке 16А812.

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=4, Z=22

Дата добавления:02.11.2010
Дата изменения:02.11.2010
Размер файла:36.1 Кбайт
Скачиваний:878

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=4, Z=21

Дата добавления:28.05.2010
Дата изменения:26.10.2010
Размер файла:58.19 Кбайт
Скачиваний:911

Шестерня цилиндрическая прямозубая, m=4, Z=21, с посадкой на шлицы, зуб имеет затыловку, на ступице наружная резьба. Применяется в токарно – винторезном станке 1А64.

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=4, Z=17

Дата добавления:03.11.2010
Дата изменения:03.11.2010
Размер файла:41.51 Кбайт
Скачиваний:842

Шестерня используется в станке ГФ2171

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=3.5, Z=16

Дата добавления:09.06.2010
Дата изменения:19.08.2010
Размер файла:51.59 Кбайт
Скачиваний:860

Чертеж шестерни. Используется в станке 2Н57.

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=3, Z=60

Дата добавления:01.11.2010
Дата изменения:01.11.2010
Размер файла:37.58 Кбайт
Скачиваний:883

Шестерня применяется в станке 2С163

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=3, Z=50

Дата добавления:20.08.2010
Дата изменения:20.08.2010
Размер файла:42.49 Кбайт
Скачиваний:938

Шестерня m=3, Z=50 используется в станке 2С550

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=3, Z=50

Дата добавления:01.11.2010
Дата изменения:01.11.2010
Размер файла:40.79 Кбайт
Скачиваний:876

Шестерня применяется в станке 2С163

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

Шестерня m=3, Z=42

Дата добавления:03.06.2010
Дата изменения:22.06.2010
Размер файла:50.13 Кбайт
Скачиваний:870

Чертеж шестерни цилиндрической с посадкой на шпонку. Применяется в станке 1М63ДФ101.

Чертежи выполнены в двух форматахcdw – Компас 9 СП2dwg – Autocad 2000

зубчатого колеса основной – Справочник химика 21

    Показатели точности зубчатых передач установлены соответствующими государственными стандартами. Основные положения системы допусков на цилиндрические, конические, червячные и реечные передачи подробно описаны в специальной справочной литературе. Показателями точности являются кинематическая точность, плавность работы, контакт зубьев в передаче и боковой зазор. По первым трем показателям определены 12 степеней точности зубчатых колес, червяков, пар и передач. Боковой зазор передачи регламентируется видом сопряжения зубчатых колес и, видом допуска на боковой зазор (табл. 1.61). [c.153]
    Фрезы червячные одно- и многозаходные для нарезания зубчатых колес с эвольвентным профилем под шевингование и шлифование. Конструкция и размеры. — Взамен ОСТ 2 И41—3—79, МН 909—63, МН 4910—63 Фрезы червячные модифицированные для червячных колес, сопрягаемых с цилиндрическими эвольвентными червяками. Технические условия Фрезы концевые с механическим креплением твердосплавных пластин. Основные размеры Фрезы червячные для нарезания колес червячных модифицированных передач ZT. Конструкция и размеры Фрезы червячные чистовые однозаходные для зубчатых колес волновых передач. Конструкция и размеры Фрезы червячные чистовые для цилиндрических зубчатых колес передач Новикова с двумя линиями зацепления. Технические условия Фрезы червячные чистовые однозаходные сборные для зубчатых цилиндрических колес передач Новикова с двумя линиями зацепления. Технические условия Фрезы для пазов сегментных шпонок. Технические условия Фрезы дисковые зуборезные модульные. Технические условия Фрезы цилиндрические. Технические условия Фрезы червячные черновые для обработки шлицевых валов с прямобочным профилем. Конструкция и размеры [c.129]

    В барабанных смесителях (иногда называемых смесевыми барабанами) смешивание загружаемых компонентов происходит за счет вращения корпуса цилиндрической формы, ось которого имеет небольшой уклон к горизонтали (примерно 4°). Такой смеситель (рис. 8.12) состоит из следующих основных элементов корпуса (барабана) 1, на котором закреплены бандажи 2 н4и венцовое (зубчатое) колесо 3 опорных станций 6 и 10, предназначенных для опирания корпуса на роликах и фиксации его в горизонтальном направлении 250 [c.250]

    Шпоночное соединение образуется призматическим или клиновидным стержнем — шпонкой, одновременно находящимся в двух пазах — вала и насаженной на него детали (втулки, шкива, зубчатого колеса). Основное назначение шпонки — передача вращающего момента. [c.330]

    Лебедка — это грузоподъемная машина, предназначенная для перемещения груза, которая состоит из барабана для наматывания каната и зубчатых колес для передачи ему вращения от приводного вала. Лебедки бывают с ручным и электрическим приводом общего назначения, применяемые как самостоятельные механизмы, специальные, входящие в состав кранов, Лебедки выпускают в соответствии с ГОСТ 2914—80 и ГОСТ 7014—74. Основные характеристики лебедок приведены в табл. 5,4. [c.261]

    С помощью этих поверхностей зубчатое колесо передает крутящий момент. Поверхность отверстия, торец и боковая поверхность шпоночного паза являются основными базами. Остальные поверхности относятся к связующим поверхностям. Таким образом, для выполнения своего назначения зубчатое колесо можно представить как совокупность участков эвольвентной поверхности, цилиндрической поверхности, плоской поверхности (торец) и поверхности шпоночного паза (см. рис. 1.3). Соединив эти поверхности с помощью связующих поверхностей, получим зубчатое колесо в виде пространственного тела. [c.14]


    Прессующий шнек имеет переменные диаметр и шаг. К выходу в прессующую камеру диаметр основания шнека увеличивается, а шаг уменьшается. При этом объем прессуемой массы уменьшается, а давление увеличивается, чем и достигается необходимая степень сжатия мезги в прессе. Внутри шнеков проходит основной вал 18, которым прессующий шнек приводится во вращение в противоположную вращению транспортирующего шнека сторону с другой частотой. Транспортирующий шнек приводится во вращение от ступицы зубчатого колеса редуктора. С наружной верх- [c.582]

    Основные направления применения полиформальдегида — это детали машин, арматура, зубчатые колеса, шестерни, втулки, пружины, переключатели и т. п. [c.265]

    Барабанные сушилки. Для сушки различных сыпучих материалов широко применяются барабанные сушилки (рис. 16.27). Основным узлом этих сушилок является полый горизонтальный барабан 1, установленный под небольшим углом а к горизонту. Барабан снабжен бандажами 3, каждый из которых катится по двум опорным роликам 5 и фиксируется упорными роликами 6. Барабан приводится во вращение от привода с помощью насаженного на барабан зубчатого колеса 2. Влажный материал вводится в барабан через течку 4 (или шнек). При вращении барабана высушиваемый материал пересыпается и движется к разгрузочному отверстию. За время пребывания материала в барабане происходит его высушивание при взаимодействии с газовым теплоносителем (в некоторых случаях подогревают также наружные стенки барабана). Обычно теплоносителем являются топочные газы, которые поступают в барабан из топки 10. [c.421]

    Моторизованные подъемные устройства применяют для сгустителей с верхним креплением механизмов и с центральной колонной. Для сгустителей с верхним креплением механизмов пользуются в основном двумя устройствами. В одном случае вертикальный вал поднимается через зубчатое колесо привода с помощью подъемной червячной передачи, а в другом весь привод поднимается на платформе на высоту не более [c.168]

    Основные обозначения и термины, относящиеся к геометрии зацепления цилиндрических зубчатых колес, даны по ГОСТ 16530—70, а расчет геометрических параметров — ГОСТ 16532—70. Расчет производится по следующей принципиальной схеме (стр. 190). [c.195]

    Критерии работоспособности. Основными видами повреждения зубьев пластмассовых зубчатых колес являются усталостный излом зубьев, усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, пластические деформации и износ. [c.206]

    Усилия, действующие в зацеплении косозубых зубчатых колес синхронизирующей пары. Между зубчатыми колесами действует усилие в виде распределенной нагрузки по линии контакта на боковую поверхность зуба с интенсивностью д. Равнодействующая Я косозубой передачи направлена перпендикулярно линии контакта в плоскости зацепления, касательной основному цилиндру (рис. VI.45) [18]. Сила Рп лежит в плоскости зацепления и составляет угол рг, с торцевым сечением. [c.198]

    Допуски и требования точности к синхронизирующей зубчатой паре. Основным показателем качества синхронизирующей зубчатой пары является их точность. Нормы точности стандартизированы ГОСТ 1643—72 для зубчатых колес с модулем зубьев более 1 мм и исходным контуром по ГОСТ 13755—68. а также ГОСТ 9178—72 для зубчатых колес с модулем до 1 мм и исходным контуром по ГОСТ 9587—68. [c.205]

    Роторный вал 5 размещен в горловине станины на двух подшипниках 10, расположенных в общем корпусе стакана 11. На утопленный в корпус конец вала посажена на шпонке коническая шестерня 12 она находится в зацеплении с коническим зубчатым венцом 3, посаженным неподвижно на стол ротора. Зацепление регулируют путем изменения толщины прокладок между горловиной станины и фланцем стакана И и прокладками, подложенными под основной подшипник. На наружном конце роторного вала укреплено зубчатое колесо 13 цепной передачи, от которой ротор приводится во вращение. [c.93]

    Таким образом, основным рабочим органом агломерационной машины является длинная рама, по которой движется непрерывный ряд тележек-паллет. Движение и проталкивание паллет по направляющим рельсам осуществляется от привода через ведущее (большое) зубчатое колесо. Дно у паллет набрано из колосников. По коротким сторонам они имеют борта. В местах примыкания паллет друг к другу бортов нет. Каждая паллета имеет по четыре ходовых колеса. При движении паллеты образуют прямоугольный желоб, который заполняется слоем шихты, подаваемой из бункера с помощью маятникового питателя. Толщина слоя шихты регулируется срезающим ножом, который одновременно разравнивает поверхность шихты. [c.150]


    Если во фрикционной передаче касание гладких поверхностей не налагало никаких дополнительных условии, то зацепление зубчатых колес в зубчатой передаче требует основного условия зуб одного колеса должен точно входить в соответствующую ему при зацеплении впадину на поверхности другого колеса. Таким образом, можно сказать, что зацепление возможно лишь при равенстве шагов р, измеренных по дугам делительных (начальных) окружностей (рис. 165). [c.260]

    Расстояние от делительной окружности до вершины зуба называется головкой зуба ка, а от делительной окружности до основания зуба — ножкой зуба При изготовлении колес стандартным инструментом высота головки зуба получается равной т, а высота ножки — 1,25 т. Таким образом, полная высота зуба к равна 2,25 т. Для цилиндрического зубчатого колеса (см. рис. 165) можно легко определить основные параметры. [c.263]

    Определить основные данные (mg и гз) отсутствующего в передаче (рис. 173) зубчатого колеса 3, если известно, что = 20 — 40  [c.267]

    Основные зависимости между модулем, числом зубьев и величиной диаметров зубчатого колеса. [c.268]

    Основная каретка (рис. 76) перемещается в поперечном направлении по рельсам при помощи зубчатого колеса, приводимого во вращение электродвигателем и сцепленного с зубчатой рейкой, расположенной параллельно рель- [c.98]

    Износ при эксплуатации колес из термопластических полимеров возникает обычно на ножке зуба для смазываемых зубчатых колес износ не является основной причиной выхода из строя. [c.206]

    Д01—2—76 Колеса (пары) зубчатые конические. Основные параметры, [c.63]

    Зубчатые колеса редуктора имеют основные элементы зацепления, показанные на рис. 141. Зубчатая передача характеризуется зависимостью элементов зубчатого зацепления одного колеса с другим. В табл. 40 даны наименование и зависимость элементов зубчатого зацепления. По этой таблице можно также подобрать нужную пару зубчатых колес для редуктора. [c.266]

    Шагомеры применяют для измерения основного шага цилиндрических зубчатых колес с модулями от 1,75 до 16 мм. Допустимая погрешность шагомера 0,002 мм. [c.106]

    Зубофрезерование является самой распространенной, но трудоемкой операцией для обеспечения высокого качества изготовления зубчатых колес. Основное время (мин) зубо-фрезерования прямозубых и косозубых цилиндрических колес [c.342]

    Непременным условием при нарезании зубьев методом копирования является полное соответствие режущей кромки инструмента профилю впадин зубчатого венца. Обработку зубьев методом копирования выполняют в основном дисковыми и пальцевыми модульными фрезами на универсально- и вертикально-фрезерных станках с использованием делительных головок (ри . III. 46, а, б) получают 10-ю степень точности и более. Обрабатываемую заготовку базируют по отверстию и торцу на центровой оправке, установленной в центрах делительной голоки и задней бабки. Пальцевые модугьные фрезы применяют для нарезания зубчатых колес крупного модуля, а также для нарезания шевронных зубчатых колес на специальных станках. [c.332]

    Барабанные вращающиеся печи. Основной частью такой печи является длинный вращающийся барабан, изготовляемый обычно из листовой стали. Барабан расположен с некоторым наклоном к горизонтали, снабжен двумя бандажами и приводным зубчатым колесом. Бандажами барабан опирается на роликовые опорноупорные станции зубчатое колесо находится в зацеплении с шестерней привода. Частота вращения барабана 0,5—2,0 мин”. Твердый материал, загружаемый через питатель в верхний конец барабана, перемещается к его нижнему концу, где выгружается. Газ движется часто противотоком по отношению к твердому материалу иногда используют прямоток. По конструкции и движению материала такие пёчи близ- J l / ки к барабанным сушилкам. Как –и в сушилках на торцах барабана расположены уплотнительные [c.279]

    Равномерное нагружение опор. Равномерное нагружение опор непосредственно влияет на надежность узлов оборудования. Например, в зубчатой передаче 0 0 4) нагрузка Р на малое колесо больше нагрузки Р на большое колесо (рис. 44, а). Поэтому левый подшипник нагружен в 2,5 раза больше, чем правый. Одинаковая долговечность подшипников обеспечивается, если в правой опоре применить подшипник меньшего диаметра (рис. 44, б). Если необходимо сохранить подшипники одинакового диаметра, то следует сдвинуть зубчатые колеса к правой опоре (рис. 44, в). В этом случае нагрузка на подшипники также будет одинакова. На рис. 44, г показана нерациональная схема установки диска компрессора основной подшипник нагружен большой радиальной и осевой Яо силами, в то время как на задний подшипник действует небольшая радиальная сила. В улучшенном варианте (рис. 44, д) осевая сила Р воспринимается недогруженным задним подшипником. В другой конструкции (рис. 44, е) вал установлен на нодснипниках разных диаметров, которые подобраны в соответствии с действующими на них нагрузками. [c.38]

    Основными рабочими деталями компрессора являются червяки (винты) специального профиля взаимное расположение червяков строго фиксировано сцепляющимпся зубчатыми колесами, посаженными на концы валов. Зазор в зацеплении у этих синхронизирующих зубчаток меньше, чем у червяков, и поэтому механическое тренние у последних исключено. Червяк с впадинами является замыкающим распределительным органом, поэтому мощность, передаваемая синхронизирующими зубчатками, пенелика, а следовательно, незначителен и нх износ. Это обстоятельство очень важно ввиду необходимости сохранения достаточных зазорон у червячной пары. [c.381]

    Общая сборка ротора является заключительным и наиболее ответственным этапом технологического процесса его изготовления. Станину 20, служащую базовой деталью, устанавливают и закрепляют на специальном кантователе и запрессовывают в нее втулку 1. На дно расточки под наружное кольцо 21 основной опоры 10 устанавливают вместо регулировочного кольца 25 технологическое кольцо и регулиртвочные прокладки. На них устанавливают наружное кольцо 21 основной опоры с шарами, после чего монтируют стол 2, предварительно собранный с коническим зубчатым колесом 3 и внутренним кольцом основной опоры. После этого с помощью специального приспособления в горловину станины вводят узел быстроходного вала 7. При этом определяют боковой зазор конической зубчатой передачи и связанное с ним расстояние между сопрягаемыми торцами фланца стакана 5 и горловины станины. По измеренному расстоянию подбирают и устанавливают прокладки 9 и прикрепляют узел быстроходного вала к станине болтал-ш. [c.232]

    Карусель приводится в движение механизмом вращения, состоящим из. электродвигателя типа КОМ-22-6 (Л д = 1,7 квт, п = 930 об./мин) взрывобезопасного исполнения, 4-ступенчатой коробки передачи, червячно-планетарного редуктора с передаточным отношением I = 200 и блока зубчатых колес. Электродвигатель, коробка скоростей, редуктор соединены менаду собой муфтами, а редуктор с блоком зубчатых колес — карданной передачей. Передача вращения от механизма вращения карусели происходит за счет специального обрезиненного колеса или пневмоколеса. Механизм вращения может устанавливаться в любом месте, удобном для работы на карусели. Коробка скоростей имеет 4 скорости. Это позволяет получить нужную скорость вращения карусели прп заполнении баллонов различной вместимости. Один оборот карусели может совершаться за 3—10 мин. Основными приборами автоматических весовых наполнительных устройств являются запорный клапан мембранного типа и датчик, дающий сигнал (импульс) на открытие и закрытие клапана. Датчик устанавливается на ограничителе с задней стороны циферблатных весов (рис. 17). [c.74]

    Основной рабочий орган — барабаны, состоящие из двух симметричных частей, каждая из которых имеет два вала. На одном рабочем валу 2 жестко закреплены одиннадцать колец 9 и свободно вращаются девять колец 3, на которых смонтированы резиновые полуовальные рифленые пальцы 6. Жестко посаженные 9 и свобод-новращающиеся 3 на валу кольца имеют встречное вращение. На другом приводном валу 5 насажено девять зубчатых колес 4. Зубчатое колесо состоит из алюминиевого диска с резиновым зубчатым венцом, зубья которого входят в зацепление со свобод-новращающимися кольцами 3, с алюминиевыми зубьями рабочего вала. Концы валов опираются на коренные подшипники, закрепленные на торцевых стенках корпуса. [c.394]

    Полиформальдегид является простым полиэфиром (полимер оксиметилена). Его синтезируют полимеризацией формальдегида или триоксана в растворе, расплаве и суспензии. Получают кристаллизующийся полимер (степень кристалличности более 30 %) с ММ = 30-50 тыс. и узким молекулярно-массовым распределением. Особенность ПФ — низкая термостабильность. Процесс деструкции начинается уже при 100 °С. Для повышения термостабильности формальдегид полимеризуют с диоксоланом, получая сополимер СФД и с триоксоланом — сополимер СТД. Их температура термодеструкции составляет 240-250 °С. СФД и СТД являются промышленными марками. Благодаря высоким физико-механическим свойствам, малой усадке и особенно хорошим антифрикционным свойствам полиформальдегид и сополимеры СФД широко применяются в качестве конструкционных термопластов и для изготовления деталей передач (зубчатые колеса, кулачки, подшипники). Основные свойства этих материалов приведены в табл. 10. [c.45]

    Основные требования к пластмассам для зубчатых колес — высокие контактная прочность и сопротивление изгибу, износостойкость, демпф ую-щая способность, динамич. выносливость, сташ1ль-ность размеров. При использовании пластмасс, удовлетворяющих этим требованиям, повышается долговечность колес, в среднем в 1,5 раза снижается уровень шума, уменьшается чувствительность передачи к наличию смазки, снижаются требования к точности изготовления колеса. Однако единичный зуб из полиамида со стандартным контуром по статич. прочности уступает зубьям из алюминия, улучшенной или закаленной стали соответственно в 1,4, 3—5 и 7 раз. Деформация зубьев из пластмассы достигает десятых долей мм, а размеры контактной площадки становятся соизмеримыми с размером зуба. Все же благодаря новым технологич. и конструктивным решениям удалось расширить области применения зубчатых колес из пластмасс, увеличить их несущую способность, повысить кинематич. точность, износостойкость и др. Армирование колес из пластмасс металлом (из него изготовляют ступицы, диск, венец и др. элементы) позволяет наиболее эффективно использовать достоинства обоих материалов. [c.459]

    Предназначены в основном для крупных низко- и срвднескоростных зубчатых передач, работающих при больших нагрузках. Применяются в самых различных отраслях в горнодобывающей промышленности, в том числе для оборудования, работающего при высоких температурах (кольцевые зубчатые колеса в печах для обжига цемента и шаровых мельницах , в производстве стали, цемента, бумаги и химикатов. [c.137]

    Основной рабочей частьв литьевого пресса является чер вяк диаметром 50 мм. На нижнем конце червяк имеет сменнук часть — наконечник (в виде отрезка с винтовой нарезкой). Червя приводится во вращение через зубчатую передачу и редуктор о электромотора постоянного тока. По обеим сторонам червяк в зоне между загрузочной и литьевой камерами находятс два зубчатых колеса, приводимые во вращение червяком пресса Стенки корпуса коробки, в котором помещены зубчатые колеса снабжены каналами, по этим каналам циркулирует охлаждающа вода. Зубчатые колеса при вращении создают механический за твор, так как они не дают возможности резиновой смеси перехо дить из литьевой камеры в загрузочную. [c.382]

    ИзлотУ зубьев в основном происходит в опасном сечении, а также в зоне концентрации напряжений на ножке зуба, вызванной износом. У литых пластмассовых колес, изготовленных в корригированных матрицах, излом может происходить у полюсной зоны. Зубчатые колеса малых модулей с большим числом зубьев из полиамидов и полиформальдегида выходят из строя, как правило, вследствие излома зубьев для колес средних модулей с малым числом зубьев характерным видом разрушения является усталостное выкрашивание (ииттинг), причем зона питтинга может являться исходной зоной для излома. В отдельных случаях долговечность зубчатых колес из полиамидов ограничивается пластической деформацией [41]. [c.206]

    Зубчатые и червячные передачи. К зубчатым передачам относят передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами (ци-линдричес – ие передачи) и коническими зубчатыми колесами (конические передачи) к червячным — передачи, состоящие из червяка и червячного колеса. Основным видом зубчатых передач является передача с цилиндрическими зубчатыми колесами (шестернями). Шестерни бывают с прямым, косым или шевронным зубом. Последние два типа зубьев обеспечивают более плавную и бесшумную работу зубчатой передачи. [c.191]


Все, что вам нужно знать о шестеренках. Типы и детали

Шестерни являются фундаментальной частью любого механизма из-за их способности передавать движение, силу и крутящий момент между различными компонентами. Существует огромное количество различных типов шестерен, в зависимости от того, какую задачу они выполняют: изменение скорости или силы вращения, изменение оси вращения, передача мощности между двигателем и другими движущимися элементами…

Сегодня в Bitfab мы научим вас всему, что вам нужно знать о механизмах.

Что такое шестерня?

Шестерня определяется как колесо с зубьями на краю, обычно цилиндрическим, которое используется для передачи движения от элемента, генерирующего энергию, такого как двигатель, к месту, где мы хотим приложить силу, с преобразованиями в оси вращения. или скорость.

Какие части шестерни?

Зубчатая передача может быть очень сложной, но наиболее распространенные из них состоят из трех отдельных частей: зубчатой ​​коронки, которая передает движение, подшипника, на котором соединяется вал (двигателя или другой части механизма), и перегородки. между ними, который иногда появляется в виде оружия.

Перегородка или рычаги шестерни

Это часть шестерни, которая соединяет заводную головку и подшипник для передачи движения. Существует множество вариантов этой детали, поскольку, в зависимости от технических требований, можно сделать очень прочную, но тяжелую прочную перегородку или тонкие радиальные рычаги, которые менее устойчивы, но легче. Весовой элемент может иметь решающее значение для того, чтобы не добавлять лишнюю массу, поскольку, увеличивая вес движущегося элемента, мы увеличиваем инерцию нашей системы.

Из-за необходимости найти шестерни с подходящей перегородкой, существует множество промежуточных вариантов с тонкими, толстыми, прочными, перфорированными перегородками…

Подшипник шестерни

Подшипник – это часть, к которой прикреплена ось, передающая движение. Этот вал может быть от двигателя или от другой части механизма.

Заводная головка шестерни

Венец или обод шестерни – это место, где расположены зубья, и это часть шестерни, которая в значительной степени определяет поведение шестерни.И его форма, и форма и размер зубьев – вот что заставляет шестерню вести себя так или иначе.

Поскольку свойства самой шестерни тесно связаны с количеством зубьев и их расположением, давайте сначала рассмотрим детали зуба шестерни.

Части зуба

Как видите, зуб состоит из следующих частей:

  • Top Land : Наружная часть зуба.
  • Лицевая поверхность и боковая поверхность : верхняя и нижняя часть стороны зуба, которая является контактной поверхностью между двумя колесами, когда они входят в зацепление.
  • Нижняя площадка : Нижняя часть зуба или промежуточная область между двумя зубьями.
Геометрия короны: определяющие ее окружности

Кроме того, геометрия заводной головки определяется серией окружностей, которые придают зубчатому колесу его форму:

  • Корневой круг : отмечает нижнюю поверхность или основание зубов. Определяет внутренний диаметр шестерни.
  • Промежуточная окружность : Обозначает разделение между двумя частями стороны зуба: лицевой стороной и боковой стороной.Это самая важная окружность, и все остальные определяются в соответствии с ней. Он делит зуб на две части: нижнюю часть и придаток.
  • Внешний или дополнительный круг : отмечает верхнюю часть зубьев. Это внешний диаметр шестерни.

De esta manera nos quedaría el diente dividido en dos partes, el pie y la cabeza

  • Dedendum : Нижняя часть зуба между корневой окружностью и делительной окружностью.
  • Приложение : Верхняя часть зуба между делительной окружностью и внешней окружностью.

Возвращаясь к коронке и по отношению к зубам, основными параметрами коронки являются:

  • Число зубцов : определяет передаточное число и является одним из наиболее важных параметров для определения поведения шестерни.
  • Полная глубина : Общая высота, измеренная от Нижнего края до Верхнего края.
  • Шаг по окружности : расстояние между одной частью зуба и такой же частью следующего зуба.Он отмечает расстояние между зубами и тесно связан с их количеством.
  • Толщина круга : Толщина зуба.

Типы шестерен

В зависимости от того, что мы хотим сделать с нашим механизмом, нам придется выбирать тот или иной тип шестерен, поскольку каждый из них предназначен для очень конкретной функции.

Шестерни прямозубые. прямая цилиндрическая шестерня

Наиболее распространенный тип передачи, используемый, когда необходимо уменьшить или увеличить силу или скорость в условиях, когда скорость не очень высока.

Цилиндрическая цилиндрическая шестерня

Чуть более доработанная версия предыдущей. Более тихий и способный работать на более высоких скоростях. Они также двухзубые. Также доступны с двойными спиральными зубьями в противоположных направлениях, которые поддерживают даже более высокие скорости и выходную мощность.

Коническая шестерня с прямыми зубьями

Они используются для изменения направления вращения в механизме, обычно перпендикулярно, когда не требуются высокие скорости.

Коническая шестерня со спиральными зубьями

Как и предыдущие, они используются для изменения направления вращения, но в этом случае поддерживаемая скорость выше.

Внутренняя шестерня

Они работают так же, как традиционные внешние зубчатые передачи, но более компактны, чем внешние зубчатые колеса с такими же характеристиками.

Планетарные передачи

В этом типе шестеренок используется центральная шестерня, вокруг которой вращаются меньшие шестерни, отсюда и название, поскольку они напоминают нам о солнечной системе с Солнцем в центре и планетами, вращающимися вокруг нее.

Червячная передача

Эти шестерни широко используются, поскольку они обеспечивают очень постоянную выходную скорость и работают без вибрации и шума. К тому же эти механизмы обычно довольно компактны.

Зубчатая рейка и шестерня

Эти шестерни позволяют преобразовывать вращательное движение в линейное и наоборот, поэтому они чрезвычайно полезны.

Многоцелевая оптимизация конструкции коробки передач для приводов с осью xEV с учетом ограничений пакета

Применение алгоритмов оптимизации для автоматизации конструкции коробки передач было рассмотрено в предыдущих исследованиях.В 2000 году Чонг и Ли [5] использовали генетический алгоритм для оптимизации параметров зацепления двухступенчатой ​​зубчатой ​​передачи. Их выбор стохастического алгоритма по-прежнему актуален для задач большой размерности, поскольку детерминированные алгоритмы плохо справляются с такими проблемами и имеют тенденцию сходиться к локальным оптимумам. Кроме того, конструктивные параметры коробки передач требуют смешанной целочисленной оптимизации (например, дискретного числа зубьев и действительной ширины торца), для которой недостаточно применения методов, основанных на производных [6].

В процессе компоновки коробки передач для электромобилей необходимо учитывать несколько целей проектирования, таких как минимизация затрат, а также максимизация эффективности. Чонг и Ли [5], а также более поздняя работа Чандрасекарана и др. В [7] задача оптимизации рассматривалась как многокритериальная. Они использовали метод взвешенной суммы, чтобы преобразовать несколько целей в одну целевую функцию, тем самым превратив многокритериальную проблему в единственную. Как указали Деб и Джейн [8], подход взвешенной суммы может сильно ограничивать процесс оптимизации, поскольку веса должны быть определены априори.Невозможно определить, могло ли даже небольшое изменение веса привести к более благоприятному решению. Таким образом, законная многокритериальная оптимизация всегда направлена ​​на поиск так называемого фронта Парето [8] проблемы оптимизации. Фронт Парето, названный в честь итальянского инженера и экономиста Вильфредо Парето, состоит из всех возможных наборов проектных параметров, которые приводят к недоминируемому решению (преобладанию Парето). Не доминирующие в этом контексте относятся к решениям, для которых ни одна объективная ценность не может быть улучшена без ухудшения хотя бы одного из других.

Что касается процесса системного анализа, в большинстве опубликованных работ, посвященных оптимизации коробки передач, используются упрощенные схемы расчета элементов машин. Это обычно снижает вычислительные затраты на оптимизацию, но в то же время серьезно снижает качество результата. Такое поведение сильно противоречит цели создания прочной основы для принятия проектных решений с низким уровнем риска. В этом контексте процесс системного анализа, как современный метод проектирования, описанный в [9], должен реализовывать современные схемы расчета, основанные на действующих стандартах и ​​руководящих принципах, таких как ISO 6336 для расчета грузоподъемности. шестерен.

Еще один аспект, который редко рассматривается в опубликованных работах, – это целостный подход к проблеме оптимизации. В [5, 7] и [8] в качестве примера для оптимизации рассматриваются только параметры зубчатой ​​передачи, без учета влияния выбора подшипника. Однако целостный метод проектирования должен рассматривать все соответствующие цели проектирования как задачи и все параметры проекта, которые существенно влияют на эти цели, как параметры оптимизации. В недавней работе Альберс и др. Представили комплексный подход к оптимизации электрифицированных силовых агрегатов.[10], в котором основное внимание уделяется аккумуляторной батарее, силовой электронике, электродвигателю и трансмиссии. В нем изложена общая методология моделирования взаимодействия систем. Однако здесь не обсуждается конкретный метод проектирования и стратегия оптимизации.

Ограничения по упаковке имеют решающее значение при разработке автомобильных компонентов. Однако опубликованные работы по оптимизации коробки передач игнорируют этот аспект или используют только простые геометрические модели для оценки влияния корпуса.

В отличие от опубликованных работ, представленный подход улучшает состояние дел на

  • , применяя правильную многокритериальную оптимизацию (вместо преобразования к одноцелевой оптимизации по взвешенной сумме),

  • синтез на уровне системы коробки передач, чтобы найти глобальный оптимум,

  • с использованием стандартных схем расчета компонентов с высоким уровнем детализации для обеспечения надежных результатов и

  • , применяя трехмерные геометрические модели для компонентов, а также для всей системы коробки передач, чтобы справиться с ограничениями по комплектации.

Простая передача базовых и ведомых колес с регулируемым передаточным числом, потерями на трение, и вызванные неисправности

Описание

Блок Simple Gear представляет собой редуктор, который ограничивает соединенные оси карданной передачи базовой шестерни, B , и ведомая шестерня, F , для вращения с фиксированным передаточным числом, которое вы укажете. Вы выбираете, будет ли ось ведомого вращаться в том же или противоположном направлении, что и базовая ось.Если они вращаются в одном направлении, угловая скорость ведомого, ω F , а угловая скорость основание, ω B , имеют такой же знак. Если они вращаются в противоположных направлениях, ω F и ω B имеют противоположные знаки. Вы легко можете добавлять и удалять люфты, неисправности и тепловые эффекты.

Идеальное зубчатое ограничение и передаточное число

Кинематическое ограничение, которое блокирует Simple Gear накладывает на две соединенные оси

где:

  • r F – радиус ведомая шестерня.

  • ω F – угловая скорость ведомой шестерни.

  • r B – радиус основания механизм.

  • ω B – угловая скорость базовой передачи.

Передаточное отношение ведомого к основной передаче составляет

где:

Сведение двух степеней свободы к одной независимой степени свободы дает уравнение передачи крутящего момента

где:

В идеальном случае τloss = 0.

Неидеальное зацепление и потери на зубчатом колесе

В неидеальном случае τloss ≠ 0. Общие соображения по моделированию неидеальных зубчатых колес см. В разделе Моделирование зубчатых колес с потерями.

В неидеальной зубчатой ​​паре (B, F) угловая скорость, радиусы шестерни и зубья шестерни ограничения не изменились. Но передаваемый крутящий момент и мощность уменьшаются. по:

  • Кулоновское трение между поверхностями зубьев шестерен B и F , отличается экономичностью, η

  • Вязкостная муфта приводных валов с подшипниками, параметризованная вязкостной коэффициенты трения, μ

Постоянный КПД

В случае постоянного КПД η является постоянным, независимым нагрузки или передаваемой мощности.

КПД, зависящий от нагрузки

В случае КПД, зависящего от нагрузки, η зависит от нагрузка или мощность, передаваемая на шестерни. Для любого потока мощности

где:

  • τ Кулон кулон момент, зависящий от трения.

  • k – константа пропорциональности.

  • τ холостой ход – чистый крутящий момент воздействуя на первичный вал в режиме холостого хода.

КПД η связан с τ Coul в стандарте, предыдущая форма, но становится зависимой от нагрузки:

Люфт

Вы можете включить эффекты люфта в свою модель. Люфт есть избыточное пространство между зубом шестерни и зубьями ответной шестерни. Увеличение люфта компенсирует снижение производственных допусков и обеспечивает свободное движение смазочных материалов в шестерни для предотвращения заклинивания.Однако чрезмерный люфт может вызвать преждевременный износ вашего компоненты системы и могут повлиять на измерения, зависящие от положения шестерни. Блок применяется люфт при пусках и разворотах.

Вы можете установить Модель люфта на:

  • Нет люфта – Блок игнорирует эффекты люфта.

  • Пружина-демпфер – Блок использует реализацию Hard Stop поступательного движения для имитации люфта, похожего на параллельную пружину и демпфер.

  • Мгновенный импульс – Блок блокирует шестерни в контакте, в то время как относительная скорость люфта остается ниже параметра Пороговое значение статического контакта . Блок разблокирует шестерни, когда сила контакта меняет направление.

    Эта опция подходит для моделирования HIL.

При установке Люфт модели на Пружина-демпфер или Мгновенный импульс , блок связывает вращение шестерни с линейный люфт как:

где:

  • v Зуб является относительным линейным скорость зуба шестерни.

  • r B – это базовая шестерня (B) Радиус параметр, связанный с базовой передачей.

  • r F – радиус ведомой шестерни, где r F = N F / N B · r B , и отношение зубьев ведомого (F) к основанию (B) (NF / NB) параметр представляет N F / N B .

  • ω B и ω F – угловые скорости базовой и ведомой шестерен соответственно.

  • β – знак направления передачи. При установке:

    • Выходной вал вращается с на Там же направление входного вала , β = 1 .

    • Выходной вал вращается с до дюймов направление противоположное входному валу , β = -1 .

Блок обрабатывает зуб зацепляющейся шестерни как позицию, x Зуб , относительно линейного люфта, Люфт , где -1 / 2 · Люфт < x Зуб <1/2 · Люфт . Люфт эквивалентен Линейный люфт параметр. Параметр Начальное смещение эквивалентен начальному смещению. положение x Зуб .

При установке Модель люфта на Мгновенно импульса , жесткий останов может включать ненулевое значение для Коэффициент восстановления параметр, e , в уравнение баланса импульса.При столкновении

, где t- и t + – моменты до и после столкновения соответственно. Блок утверждает 0 . Для получения дополнительной информации см. Моделирование сброса состояния. Simscape ™ регистрирует состояние режима шестерни как промежуточное М .

75 x вперед 1/2 · Люфт
Состояние Значение
M = 0 Выключено
M = 1
M = -1 Зацепление назад с зубом x = -1 / 2 · Люфт

Жесткий упор имитирует статический контакт на краю.Шестерни блокируются при столкновении и | v Зуб | tol , так что v зуб = 0 . Здесь v tol эквивалентно параметру Static Contact Threshold .

Неисправности

Если вы разрешаете неисправности для блока, эффективность изменяется в ответ на одно или оба эти триггера:

  • Время моделирования – неисправность возникает в указанное время.

  • Моделирование поведения – ошибка возникает в ответ на внешнее курок.Включение триггера внешней неисправности открывает порт Т .

Если происходит сбой, для оставшейся части моделирования блок использует сбой в эффективности одним из следующих способов:

Вы можете запрограммировать блок на выдачу отчета о неисправности в качестве предупреждения или ошибки. сообщение.

Тепловая модель

Вы можете смоделировать влияние теплового потока и изменения температуры за счет включения дополнительного теплового порта. Включить порт, установите Friction model до В зависимости от температуры эффективность .

Кроме того, вы можете моделировать эффективность, которая зависит от нагрузки и температуры путем установки Friction модели на КПД, зависящий от температуры и нагрузки . Выбор тепловой вариант:

  • Открывает порт H , порт для сохранения тепла домен.

  • Включает параметр Тепловая масса , который позволяет указать способность компонента противостоять изменениям в температура.

  • Включает параметр Начальная температура , который позволяет установить начальную температуру.

Проектирование и производство шасси самолета

Цель строгих процессов проектирования систем шасси самолета

Назначение шасси в самолете – обеспечить систему подвески во время руления, взлета и посадки. Он предназначен для поглощения и рассеивания силы удара при приземлении, что, в свою очередь, снижает нагрузку на планер.Шасси также облегчает тормозную систему самолета и обеспечивает управление по курсу с помощью системы рулевого управления.

В конструкции системы шасси учтено несколько требований. Прочность, устойчивость, жесткость, дорожный просвет и управляемость – все это играет важную роль в процессе первоначального проектирования. Все эти требования должны соответствовать Правилам летной годности, установленным FAA с целью обеспечения безопасности полетов.

Шасси самолета должно изготавливаться до минимального объема или размера, чтобы уменьшить требования к пространству при хранении шасси во время полета.Пространство – одно из важнейших препятствий для работы, особенно с военной авиацией. Также принимается во внимание вес системы шасси, чтобы максимизировать летно-технические характеристики самолета. Задача состоит в том, чтобы уменьшить вес шасси без ущерба для функций, характеристик и безопасности. Наконец, срок службы шасси должен быть равен сроку службы самолета. Более длительный срок службы снижает затраты конечного пользователя на эксплуатацию и техническое обслуживание.

Технология шасси самолетов постоянно развивается

Система шасси состоит из множества компонентов, многие из которых разрабатываются и производятся компанией NMG Aerospace. Основными конструктивными элементами системы шасси являются амортизатор, мост, моментные рычаги, боковые распорки, приводы втягивания, колеса и шины. Компоненты системы включают тормозную систему, системы противоскольжения, системы втягивания и системы рулевого управления.

Система рулевого управления

Системы рулевого управления современных самолетов переходят на электронную систему управления, тем самым заменяя старые гидромеханические системы.Электронные системы управления имеют то преимущество, что они могут учитывать изменения технических параметров, таких как скорость и передаточное отношение рулевого управления.

Система активации

Как и в случае с системами рулевого управления, электрические системы управления заменяют старые традиционные гидравлические системы. Электрические системы легче по весу и устраняют проблемы безопасности, связанные с утечкой и опасностью пожара.

Тормозная система

Противоскользящие тормозные системы теперь управляются электроникой, а старые механические системы модернизируются.Новые электронные системы более эффективны и по большей части не требуют обслуживания.

Краткая информация о технологиях и производстве шасси самолетов

Производство шасси связано с постоянным совершенствованием обрабатываемых деталей из высокопрочных сталей, титана и алюминиевых сплавов. Точные допуски требуются для всех компонентов шасси самолета, таких как приводы, оси, амортизаторы и колеса. Термическая обработка металлических деталей чаще всего выполняется после первоначальной черновой обработки.Затем завершается окончательная обработка, покрытие и покраска. Надежность всех компонентов шасси самолета повышена за счет очень строгих требований к обеспечению качества и безопасности.

Например, NMG Aerospace производит компоненты для носового колеса Boeing 787 из легкого и прочного титанового материала. В частности, NMG использует титан 5553 в качестве материала шасси. Фрезерование и сверление титана 5553 может быть очень сложным процессом для многих механических мастерских, но компания NMG разработала специальный инструмент, позволяющий легко обрабатывать материал.Наличие этого инструмента позволяет им увеличить производство компонентов шасси для коммерческих самолетов Boeing 787, сохраняя при этом требования к качеству и безопасности.

Мы гордимся тем, что сотрудничаем с нашими клиентами, гарантируя вам безопасную посадку время от времени с продуктами, изготовленными NMG Aerospace. Вы можете по-прежнему полагаться на нас в обеспечении высочайших стандартов качества и производительности. Мы продолжим тестировать, оценивать и внедрять использование более прочных материалов и технологий для управления конструкцией шасси в будущем.

Почему выбирают NMG Aerospace

NMG Aerospace – это частная аэрокосмическая компания, предлагающая услуги инжиниринга, проектирования и производства. Как независимая компания среднего размера, мы можем поддерживать низкие накладные расходы и, таким образом, предлагать очень конкурентоспособные цены.

Наш относительно небольшой размер позволяет нам быстро реагировать на изменения требований клиентов и легко наращивать производство. У нас такой же опыт, оборудование и полный спектр услуг, что и у крупных производителей, но с дополнительной гибкостью, позволяющей быстро реагировать на запросы клиентов.

В компании NMG Aerospace уделяется постоянное внимание совершенствованию наших технологий, оборудования и производственных процессов, а также опыту, обучению и знаниям членов нашей команды. Мы новаторы, применяем новейшие технологии и улучшения качества на всех этапах проектирования и производства. Вы можете положиться на более чем 50-летний опыт компании NMG в аэрокосмическом производстве, чтобы поставлять продукцию, соответствующую стандартам ведущих международных оборонных и авиационных организаций.

Влияние конфигурации двойного совместного вращения колес на шимми самолета

Ключевые слова: динамика самолета , колеса двойного совместного вращения, колебания шимми, бифуркационный анализ.

1. Введение

Одной из проблем, стоящих перед авиационным сообществом, является динамика шасси, особенно вибрация, вызванная тормозами [1]. Шимми самолета – одно из наиболее широко известных явлений динамической нестабильности шасси, которое интенсивно изучается более 90 лет.Шимми считается самоиндуцированным поворотом передней стойки шасси (NLG) самолета в процессе руления при взлете или посадке [2].

Шимми может быть вызван рядом условий, например низкой жесткостью на кручение, чрезмерным люфтом в шестерне, дисбалансом колеса или наличием изношенных деталей [1]. Принимая во внимание нагрузку самолета, давление в шинах, плавучесть и пространство для убирающегося шасси, большие и средние самолеты, как правило, используют носовое шасси с двумя колесами [3].Когда во время руления самолета возникает шимми, колеса поворачиваются вправо или влево вместо того, чтобы двигаться вперед, не по прямой линии, а по кривой взлетно-посадочной полосы. Соответственно, получается серпантинный след.

При криволинейном движении угловая скорость сдвоенных колес не полностью одинакова. Несмотря на эту проблему, многие конструкторы предпочли использовать носовое шасси с совместным вращением двух колес, чтобы обеспечить одинаковую скорость двух колес в любой момент времени [4, 5]. Таким образом, колеса могут устранить неуравновешенное движение, а колебательные колебания будут уменьшены или подавлены.

Шимминг шасси – это нелинейная проблема устойчивости с вибрацией при множественных степенях свободы. Динамическая система явления шимми включает множество нелинейных факторов, таких как различные модели шин, зазор конструкции и кулоновское трение [1]. Чтобы справиться с такими нелинейными проблемами, всесторонний контроль соответствующих параметров вместе с правильным расположением нелинейных факторов может привести к светлым перспективам теории бифуркационных вычислений [6-8]. Доступно некоторое программное обеспечение для удобного проведения бифуркационного анализа динамических систем, такое как Matlab Matcont и AUTO.В этой статье Matlab Matcont применяется для анализа бифуркаций шимми.

Работа организована следующим образом. Сначала мы обсудим математическую модель носовой стойки шасси с двойным вращением колес в разделе 2. Затем в разделе 3 мы рассмотрим процедуру бифуркационного анализа с помощью шимми, в котором мы показываем двухпараметрические бифуркационные диаграммы, представляющие различные типы динамики в плоскость поступательной скорости самолета и вертикальной силы на шасси. Раздел 4 посвящен влиянию двойного совместного вращения колес на уменьшение шимми, с особым акцентом на параметр расстояния между колесами и момент инерции колеса.Наконец, в Разделе 5 подведены итоги расследования.

2. Математическая модель Шимми передней стойки шасси

Эскиз типичного двухколесного переднего шасси с параллельным вращением показан на рис. 1 [9]. Он состоит из стойки, прикрепленной к фюзеляжу, и оси, которая поддерживает пару колес с гибкими шинами радиуса R. Фюзеляж движется с поступательной скоростью V и оказывает вертикальное усилие FZ на NLG.

Рис. 1. Схема самолета NLG с двойным совместным вращением колес.

Стойка может вращаться вокруг своей оси S, что создает крутильную моду θ.Из-за ненулевого переднего угла ϕ угол поворота θ не равен углу поворота колеса ζ, который определяется по формуле:

Это также влияет на эффективную длину ролика NLG, определяемую по формуле:

(2)

eeff = ecosϕ + R + esinϕtanϕ,

, где e – длина механического ролика.

А режим поперечного изгиба стойки моделируется углом ψ поворота вокруг оси X. Две степени свободы связаны поперечной силой, вызванной поперечной деформацией λ шины.Взаимодействие колеса с землей моделируется моделью натянутой струны [10]. Боковая деформация λ и угол скольжения δ выбираются в качестве параметра деформации шины. Здесь угол скольжения δ, связанный с поперечной деформацией λ и длиной релаксации шины σ, определяется выражением:

Как показано на рис. 1, предполагается, что колеса, закрепленные на оси с расстоянием D между их центрами, вращаются на равный угол ξ / 2 в обратном направлении, где ξ – угол кручения оси.К тому же разница сил на двух колесах в X считается вдвое больше FX. По-видимому, из-за влияния ненулевого угла скручивания стойки общая вертикальная сила FZ на NLG несимметрично делится на две силы FZ1 и FZ2 на левом и правом колесе согласно [9]:

(4)

FZ1,2 = FZ21 ± kvDFZsinγ + ψ.

Здесь kv – вертикальная жесткость шины, а γ = θsin (ϕ), что составляет еще один геометрический эффект ненулевого переднего угла ϕ.

Общая модель крутильных и поперечных мод колебаний и их связи через упругие шины обоих колес принимает вид [9, 11]:

(5)

Iθθ¨ + Mkθ + Mcθ + MF1 + MF2 + MDλ1 + MDλ2 + MGθ
-FZ1sinϕeeffsinζ + D2cosζ + Lgsinψ
-FZ2sinϕeeffsinζ-D2cosζ + Lgsinψ + FXD = 0,

(6)

Iψψ¨ + Mkψ + Mcψ + Mλψ1 + Mλψ2 + MGψ
-FZ1eeffsinζ + D2cosζ + Lgsinψ
-FZ2eeffsinζ-D2cosζ + Lgsinψ = 0,

(7)

λ˙1 + Vσλ1-Vsin (ζ) -lgψ˙cos (ψ) -eeff-h3cos (ζ) θ˙cos (ϕ)
-D2θ˙sin (ζ) cos (ϕ) = 0,

(8)

λ˙2 + Vσλ2-Vsin (ζ) -lgψ˙cos (ψ) -eeff-h3cosζθ˙cosϕ
+ D2θ˙sin (ζ) cos (ϕ) = 0,

(9)

FX = RkXVD2θ˙-R2ξ˙,

(10)

2Iξ¨ + 2kAξ-4RFX = 0.

Ур. (5) и (6) относятся к торсионной и поперечной динамике, а уравнения (7) и (8) описывают нелинейную кинематику деформации шины λ1 и λ2 левой и правой шины соответственно. Уравнение (9) показывает соотношение между деформацией по долготе и силой по долготе в точке контакта шины, независимо от скольжения шины по долготе. Уравнение (10) изображает крутильную динамику оси колеса.

Члены Mkθ и Mcθ в уравнении. (5) соответствуют моментам, создаваемым из-за жесткости и демпфирования стойки в крутильном режиме, и определяются по формуле:

где kθ – жесткость на кручение, cθ – линейное демпфирование.

Комбинированный момент MF, моделирующий торсионное взаимодействие шины с землей, определяется по формуле:

, где Mkδ – момент самоцентрирования, а Fkλ – возвращающая сила шины.

Самовыравнивающийся момент Mkδ является функцией угла скольжения δ [12]:

(14)

Mkδ = kδδmπsinδπδmFZ, δ≤δm, 0, δ> δm,

, где kδ – жесткость шины на кручение, а δm – предельный угол скольжения. Если текущий угол скольжения δ больше δm, то момент Mkδ самовыравнивания принимается равным нулю.

Поперечная восстанавливающая сила Fkλ из-за деформации шины описывается подгоночной кривой на основе эксперимента [13, 14]:

(15)

Fkλ = kλarctan7.0tanδcos0.95arctan7.0tanδFZ,

где kλ – поперечная жесткость шины.

Момент MDλ из-за демпфирования протектора шины определяется по формуле:

(16)

MDλ = cλθ˙cos (ϕ) V,

где cλ – коэффициент бокового демпфирования шины.

Член MGθ представляет собой гироскопический момент колеса в крутильном режиме и определяется выражением:

где I – момент инерции колеса.

Аналогично, члены Mkψ и Mcψ в уравнении. (6) соответствуют моментам, создаваемым из-за модальной жесткости и демпфирования в боковом режиме, и определяются как:

, где cψ – коэффициент поперечной жесткости, а cψ – коэффициент поперечного демпфирования.

Член Mλψ в уравнении. (6) является результатом силы, создаваемой поперечной деформацией шины, и определяется по формуле:

(20)

Mλψ = FkλLgcosζcosϕ.

Кроме того, MGψ – это гироскопический момент колеса в боковом режиме и определяется выражением:

.

Значения и значения различных параметров в предыдущих уравнениях перечислены в таблице 1.Значение в основном обозначается как A320 и C919 [9, 15]. Для продолжения бифуркации некоторые параметры выходят за практические пределы.

Таблица 1. Параметры и их значения, используемые в модели

Символ

Параметр

Значение

Блок

e

Длина ролика

0.12

кв.м

ϕ

Передний угол

0,1571

рад

Lg

Высота передачи

2.5

кв.м

Жесткость стойки на кручение

3,8 × 10 5

Н · м / рад

Поперечная жесткость стойки

6.1 × 10 6

Н · м / рад

кА

Жесткость на кручение оси колеса

2,0 × 10 5

Н · м / рад

Демпфирование крутильных колебаний стойки

300

Н · м · с / рад

Боковое демпфирование стойки

300

Н · м · с / рад

Крутящий момент инерции стойки

100

кг · м 2

Боковой момент инерции стойки

600

кг · м 2

D

Расстояние между колесами

0.2

кв.м

σ

Длина релаксации

0,3

кв.м

h

Длина пути контакта

0.2

кв.м

R

Радиус переднего колеса

0,362

кв.м

δм

Предел самоустанавливающегося момента

0.1745

рад

Коэффициент самоцентрирования шины

1,0

м / рад

Восстанавливающий коэффициент шины

0.002

рад -1

кв

Вертикальная жесткость шины

4,0 × 10 6

Н / м

kX

Жесткость скольжения шины по длине

2.0 × 10 5

Н / м

Коэффициент демпфирования шины

285

Н · м 2 / рад

Я

Момент инерции колеса

0.2

кг · м 2

FZ

Вертикальная сила на шестерне

0-750

кН

V

Скорость движения вперед

0-200

м / с

3.Процедура бифуркационного анализа Шимми

При анализе шимми большое значение имеет анализ устойчивости, когда стойка шасси не имеет крутильных и изгибных деформаций, центральная линия контакта шины не имеет бокового смещения. Феномен Шимми происходит вслед за бифуркацией Хопфа.

Этот раздел нацелен на модель шимми двухколесного шасси с синхронным вращением с учетом крутильных и поперечных деформаций изгиба стойки. При вертикальной нагрузке 200 кН и скорости руления в качестве единственного управляющего параметра вычисляются все собственные значения равновесия при различной скорости руления.Таким образом, при условии, что собственные значения матрицы Якоби λ1, λ2,…, λn соответствуют Re λ <0, равновесие устойчиво. При последовательном изменении управляющего параметра α все собственные значения также изменяются. Если пара собственных значений удовлетворяет Re λi, j = 0, когда управляющий параметр достигает определенного значения α = αH, все же происходит бифуркация Хопфа. В этом случае управляющий параметр α = αH является точкой бифуркации исходного равновесия. После этого исходное равновесие нарушается и возникает колебание предельного цикла с постоянной амплитудой.

На основании того факта, что точка бифуркации Хопфа уже получена, вертикальная нагрузка на шасси FZ добавляется в качестве второго управляющего параметра, затем решается уравнение шимми в плоскости V-Fz для получения новой диаграммы бифуркации Хопфа, как показано на рис. 2. Бифуркационная фигура состоит из двух кривых. Замкнутая кривая представляет собой крутильную бифуркацию, внутри которой происходит крутильная шимми. Другая кривая указывает на явление бокового шимми. В правом верхнем углу кривой должна иметь место регулировка бокового изгиба.Эти две кривые пересекаются в двух точках бифуркации двойного Хопфа, обозначенных HH на рис. 2.

В пределах изменения параметров бифуркация поперечной шимми остается стабильной, в то время как крутильная шимми резко поворачивается. В точках (5.149, 377.2) и (131.4, 326.0) происходит бифуркация Баутина, как указывает маркер «B». Две точки бифуркации Баутина делят кривую на две части. Бифуркация Хопфа нижней части стабильна, а верхней – нет. Таким образом, они больше не указывают на границу шимми.Исходная единственная предельная окружность распадается на две предельные окружности, устойчивость которых противоположны. В двухпараметрической плоскости теория бифуркаций Баутина используется для получения устойчивой предельной бифуркации окружности, продолжающей неустойчивую бифуркацию Хопфа.

Рис. 2. Двухпараметрическое управление бифуркационная диаграмма Хопфа в плоскости V-Fz

Рис. 3. Бифуркационная диаграмма Баутина в плоскости V-Fz

Фиг.4. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости шимми в плоскости V-Fz

Рис. 5. Бифуркационная диаграмма Неймарка-Сакера

Основываясь на решениях выше, бифуркация Баутина может быть вычислена, как показано на рис. 3, которое находится за пределами крутильной бифуркационной кривой Хопфа. В результате из-за нестабильности бифуркации Хопфа область торсионного шимми расширяется. Более того, бифуркационная кривая Баутина касается бифуркационной кривой Хопфа в точке бифуркации Баутина.

Итак, диаграмма устойчивости шимми в двухпараметрической плоскости построена. Обрежьте область докритической бифуркации Хопфа, и окончательная фигура области шимми появится, как показано на рисунке 4. Область с правым наклоном, окруженная замкнутыми кривыми, представляет собой крутильные колебания. Правый верхний угол другой кривой, наклоненной влево, указывает на явление бокового шимми. Область за пределами области торсионной и поперечной шимми является свободной от шимми в текущей двухпараметрической плоскости.У шасси будет проблема с шимми за пределами области, свободной от шимми.

Отмечено, что когда явление шимми происходит на пересечении областей торсионной и поперечной шимми, состояние ненейтрального равновесия не обязательно указывает на существование стабильных крутильных и поперечных колебаний с постоянной амплитудой. При определенных обстоятельствах возникают длительные мультипериодические или квазипериодические колебания [16]. Такое явление возникает из-за связи колебаний разных частот.На основе нормальной формы Пуанкаре для динамических уравнений вычисляется бифуркация Неймарка-Сакера, показывающая торсионную и поперечную шимми, как показано на рис.

Указывается, что вблизи бифуркации Неймарка-Сакера, вероятно, будет иметь место многопериодическая или квазипериодическая шимми. Однако бифуркация Неймарка-Сакера шимми самолета является докритической, что означает, что многопериодические или квазипериодические явления являются временными [6]. В результате временные квазипериодические явления имеют место во время промежуточной вибрации шасси, но в конечном итоге периодические колебания все еще играют доминирующую роль.Поэтому в данной статье такой промежуточный период не рассматривается.

4. Влияние конфигурации совместного вращения на колебательные колебания.

Мы рассматриваем бифуркационную диаграмму в плоскости Fz-V, чтобы дать общее представление об общей динамике. В частности, сравнения между конфигурацией совместного вращения и конфигурацией без совместного вращения выполняются для определения влияния конфигурации совместного вращения на колебательные колебания с точки зрения различного расстояния между колесами и момента инерции колес, соответственно.

4.1. Влияние разделительного расстояния D на колебательные колебания

Расстояние между колесами – важный параметр модели шимми двухколесного шасси с совместным вращением. Это расстояние влияет на разницу в нагрузке на колесо во время работы, а также на разницу в силе контакта и моменте между колесом и землей, что оказывает огромное влияние на скручивающие и изгибные степени свободы стойки. В попытке изучить влияние расстояния между колесами на шимми самолета, диаграмма шимми для конфигурации совместного вращения при D = 0.Рассчитываются 1 м, 0,2 м, 0,3 м соответственно.

Рис. 6. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V для D = 0,1 м

Рис. 7. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V для D = 0,2 м

Фиг. 6-8 показаны области шимми при различных расстояниях между колесами конфигурации совместного вращения. По мере того, как расстояние увеличивается, область торсионной шимми имеет тенденцию расширяться, в то время как область боковой шимми сжимается.Большее расстояние обеспечивает более высокую жесткость стойки на изгиб, что препятствует поперечной шимминге и усиливает шимминг при кручении. Стабильность области в пределах низкой и средней-низкой скорости остается такой же, поскольку область шимми расширяется в сторону высокой скорости и высокой вертикальной нагрузки при увеличении расстояния. Боковая зона шимми расширяется в направлении высокой вертикальной нагрузки. Еще большее расстояние может привести к сложному явлению бифуркации [9]. Принимая во внимание нормальный диапазон расстояний, в этой статье не будет проводиться анализ параметров экстремального расстояния между колесами.То же правило можно легко идентифицировать в конфигурации без совместного вращения.

Для сравнения рассчитаны диаграммы шимми на одинаковом расстоянии в конфигурации с совместным вращением и без вращения. Когда D = 0,1 м, зона шимми колес без совместного вращения почти такая же, как у колес со вращением, и конфигурация совместного вращения слабо влияет на явление шимми. Когда расстояние достигает 0,2 м, область крутильного шиммирования колес, вращающихся при совместном вращении, становится явно меньше.Что касается области бокового шимми, конфигурация совместного вращения лишь немного больше при низкой скорости и небольшой вертикальной нагрузке. Когда расстояние доходит до 0,3 м, область шимминг для колес совместного вращения сжимается дальше к его центру. Торсионная шимминг не происходит вдоль края торсионной шимминговой области для конфигурации без совместного вращения. Тем не менее, область бокового шимми существенно не изменилась.

Рис. 8. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V при D = 0.3 мес.

Фиг. 9-10 показан пример крутильных колебательных движений, особенно для V = 20 м / с и FZ = 75 кН, что соответствует отмеченной точке (а) на рис. 8. Уравнения динамики шимми. (5) – (10) вычисляются во временной области с помощью метода Рунге-Кутта четвертого порядка.

Как показано на рис. 8, эта типичная точка (V = 20 м / с и FZ = 75 кН) находится в области торсионной прокладки колес, не вращающихся вместе, и вне области торсионной прокладки в конфигурации совместного вращения. .Это демонстрируют графики во временной области, представленные на рис. 9-10. Хотя применяется то же начальное условие (θ = 0,01 рад), крутильный угол конфигурации совместного вращения быстро уменьшается. Однако очевидно, что крутильные колебательные колебания в конфигурации без совместного вращения происходят из-за того, что крутильный угол увеличивается почти до 0,1 рад за 10 с.

Рис. 9. Временной ряд крутильного угла конфигурации совместного вращения

Фиг.10. Временной ряд крутильного угла конфигурации без совместного вращения

В формуле. В соответствии с (6) влияние конфигурации совместного вращения на жесткость стойки на кручение сводится к последнему члену, который представляет собой восстанавливающий момент, возникающий в результате разницы вертикальных нагрузок. Расстояние между колесами представляет собой плечо момента, следовательно, расстояние между колесами имеет прочную связь с конфигурацией совместного вращения.

4.2. Влияние момента инерции I на колебательные колебания

Коммерческие самолеты обычно имеют ГКН с большими колесами, тяжелыми шинами и значительным моментом инерции колес.Следовательно, момент инерции колес является другим параметром, имеющим особое значение при определении влияния конфигурации совместного вращения на колебательные колебания. Чтобы исследовать влияние момента инерции колес на шимми самолета, увеличим I на I = 0,3 кг ∙ м 2 , I = 0,8 кг ∙ м 2 , I = 1,1 кг ∙ м 2 , установив постоянное расстояние между колесами D = 0,1 м.

Фиг. 11-13 изображены двухпараметрические диаграммы устойчивости шимми-колебания в условиях различных моментов инерции.Для конфигурации совместного вращения области как крутильной, так и боковой моды остаются почти постоянными по мере увеличения момента инерции I. Таким образом, влияние момента инерции колеса на двухколесное шасси с синхронным вращением весьма ограничено. С другой стороны, области торсионной прокладки колес с совместным вращением лишь немного меньше, чем у колес без совместного вращения при низкой скорости и большой вертикальной силе, в то время как в других частях диаграммы две кривые совпадают. друг с другом.Что касается поперечной шимми, то эти разные конфигурации не показывают разницы в различных моментах инерции колес.

Рис. 11. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V для I = 0,3 кг ∙ м 2

Рис. 12. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V для I = 0,8 кг ∙ м 2

Рис.13. Двухпараметрическая диаграмма устойчивости в плоскости Fz-V для I = 1,1 кг ∙ м 2

5. Выводы

В этой статье прикладная теория бифуркаций в шимми-анализе двойных колёс, вращающихся в одном направлении, изучалась с помощью нелинейной модели. Подробно обсуждается процедура определения области шимми поперечной моды и крутильной моды. Расстояние между колесами и момент инерции колес выбираются в качестве важных параметров для изучения влияния конфигурации совместного вращения на шимминг самолета.Работа этой статьи демонстрирует, что:

1) Увеличение расстояния между колесами эквивалентно увеличению поперечной жесткости стойки, что способствует увеличению областей торсионных шайб и уменьшению площадей поперечных шимми.

2) По сравнению с конфигурацией без совместного вращения колеса с двойным совместным вращением оказывают незначительное влияние на шасси с малым расстоянием между колесами. Однако в условиях относительно большого расстояния между колесами конфигурация совместного вращения имеет большое положительное влияние на противодействие скручиванию.

3) Инерция момента колеса в пределах практического диапазона слабо влияет на колебательные колебания как для совместного вращения, так и для конфигурации без совместного вращения.

Сделанные выводы полезны при проектировании NLG самолета без шимми. Предполагается, что правильно подобранное умеренно большое расстояние между колесами относительно поперечной жесткости стойки помогает минимизировать или даже устранить колебательные колебания как в поперечном, так и в крутильном режиме. Конфигурация совместного вращения имеет значительное преимущество, когда расстояние между колесами достаточно велико.

Основные параметры редукторов с цилиндрическими шестернями. Основные параметры редукторов с цилиндрическими шестернями Передаточное число

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ

UNION SSR

ШЕСТЕРНЯ, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ

ГОСТ 2185-66 (СТ СЭВ 229-75)

Официальное издание

ИЗДАТЕЛЬСКИЕ СТАНДАРТЫ Москва

УДК 621.833.1.05:006.354 Группа D! 5

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

ШЕСТЕРНЯ, ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ 2185-66 *

основные параметры

(СТ СЭВ 229-75>

Основные параметры _

ГОСТ 2185-55

Утвержден Комитетом стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров СССР 17 октября 1966 года.

Проверено 1982 г.

1. Настоящий стандарт распространяется на цилиндрические передачи внешнего зацепления для коробок передач и ускорителей, в том числе комбинированные (коническо-цилиндрические, червячно-цилиндрические и др.), Выполненные в виде независимых узлов.

Стандарт * не распространяется на шестерни редукторов специального и специального исполнения (авиационные *, корабельные, планетарные и т. Д.).

Для линейных передач рекомендуется стандарт.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 229-75.

Требования настоящего стандарта, за исключением пункта 5, являются обязательными.

(доработанная редакция, изм. №1, 3).

2. Межцентровые расстояния a s должны соответствовать указанным в таблице. 1.

3. Номинальные передаточные числа и передаточные числа должны соответствовать указанным в табл. 2.

Официальное издание Перепечатка запрещена

© Издательство стандартов, 1994

* Переиздано (ноябрь 1993 г.) е Поправки A * /, 2, 3, утвержденные в апреле 1978 г., июне 1982 г. $ dsheabre 1991 г. (ICC 6-78, 10-82, 5-92)

мм Стол!

мм Продолжение таблицы.1

Примечания:

2. Для изделий, выпуск которых освоен до 1 января 1978 г., допускается изготовление шестерен с межосевым расстоянием 2S5 мм.

(доработанная редакция, изм. №1, 2).

мм Стол 2

Примечания:

2. В редукторах, кинематически согласованных между собой, допускается выбирать передаточные числа из серии Р40 по ГОСТ 8033-84.

3. Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2.4,5 и 4% при k> 4,5.

4. Соотношение ширины шестерни fb a = – (& ■ -width-
на венце цилиндрической шестерни) следует выбирать из ряда: 0; 100; 0,125; 0,160; 0.200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1.0; 1.25.

Примечания:

1 Числовые значения ширины шестерен округлены до ближайшего числа из серии Ra 20 по ГОСТ 6636-69.

2. Ширина выходного паза режущего инструмента в шевронных передачах включена в значение b.

3 При разной ширине венцов сопряженных цилиндрических шестерен значение fb относится к более узким из них.

3, 4. (Измененная редакция, Изм. № 2).
5. Для двух- и трехступенчатых коробок передач общего назначения рекомендуется соотношение межосевых расстояний тихоходной и быстроходной ступеней в диапазоне 1,25–1,4.
(Измененная редакция, Изм. № 3).
ПРИЛОЖЕНИЕ (Исключено, Дополнение № 3).

Редактор А.J7. Владимиров Технический редактор Прусакова В. Н. Корректор Черноусова А. С.

Подарено в комплекте 24 11.93, Подпись. в пец 24.12 93 уэл печ л. 0,23. Уэл. кр-Отт 0,23.

Уч-выпуск л 0,23 Тыр. 891 экз. Из 920

Орден «Знак Почета» Издательство стандартов, 107076, г. Москва, Колодезный переулок, д. 14. Тип. “Московский типограф”. Москва, Лялин пер., 6. Зак. 541

* Перепечатано (ноябрь 1993 г.) с поправками № 1, 2, 3, утверждено в апреле 1978 г., июне 1982 г., декабре 1991 г. (IUS 6-78, 10-82, 5-92)

Утвержден Комитетом стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров СССР 17 октября 1966 года.

от 01.01.68

Проверено 1982 г.

1. Настоящий стандарт распространяется на цилиндрические шестерни внешнего зацепления для коробок передач и ускорителей, в том числе комбинированные (коническо-цилиндрические, червячно-цилиндрические и др.), Выполненные в виде самостоятельных узлов.

Стандарт не распространяется на шестерни редукторов специального и специального исполнения (авиационные, корабельные, планетарные и т. Д.).

Для линейных передач рекомендуется стандарт.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 229-75.

Требования настоящего стандарта, за исключением пункта 5, являются обязательными.

(доработанная редакция, изм. №1, 3).

2. Межцентровые расстояния a ω должен соответствовать указанным в табл. 1.

3. Номинальные передаточные числа и должны соответствовать указанным в таблице. 2.

Таблица 1

Продолжение таблицы.1

Продолжение таблицы. 1

Примечания:

2. Для изделий, выпуск которых освоен до 1 января 1978 г., допускается изготовление шестерен с межосевым расстоянием 225 мм.

(доработанная редакция, изм. №1, 2).

стол 2

Продолжение таблицы. 2

Примечания:

2. В редукторах, кинематически согласованных между собой, допускается выбирать передаточные числа из диапазона R40 по ГОСТ 8032-84.

3. Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при n £ 4,5 и на 4% при n> 4,5.

4. Соотношение ширины шестерни ( b – ширина венца цилиндрической шестерни) следует выбирать из диапазона: 0,100; 0,125; 0,160; 0.200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1.0; 1.25.

Примечания:

1. Числовые значения ширины шестерен округлены до ближайшего числа из серии Ra 20 по ГОСТ 6636-69.

2. Ширина канавки для выхода режущего инструмента в шевронных шестернях включена в значение b.

3. При разной ширине венцов сопрягаемых цилиндрических шестерен значение ψ ha относится к более узким из них.

3, 4. (Измененная редакция, Изм. № 2).

5. Для двух- и трехступенчатых безосевых редукторов общего назначения соотношение межосевых расстояний тихоходной ступени и быстроходной ступени рекомендуется в пределах 1.25 – 1,4.

(доработанная редакция, изм. . № 3).

ЗАЯВЛЕНИЕ (Исключено, Изм. № 3).

ГОСТ 2185-66 *
(СТ СЭВ 229-75)

Группа G15

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

ШЕСТЕРНИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

основные параметры

Шестерни прямозубые. Основные параметры

Дата введения 1968-01-01


УТВЕРЖДЕНО Комитетом стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров СССР 17 октября 1966 года.Дата введения установлена ​​с 01.01.68 г.

ПРОВЕРЕНО 1982

ГОСТ 2185-55

* ПЕРЕСМОТРЕНО (ноябрь 1993 г.) с Изменениями N 1, 2, 3, утвержденными в апреле 1978 г., июне 1982 г., декабре 1991 г. 6-78, 10-82, 5-92)

1. Настоящий стандарт распространяется на цилиндрические шестерни внешнего зацепления для коробок передач и ускорителей, в том числе комбинированные (коническо-цилиндрические, цилиндро-червячные передачи и др.), Изготовленные как независимые. единицы.

Стандарт не распространяется на зубчатые передачи редукторов специального и специального исполнения (авиационные, корабельные, планетарные и т. Д.).).

Для линейных передач рекомендуется стандарт.

Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 229-75.

Требования настоящего стандарта, за исключением пункта 5, являются обязательными.

(доработанная редакция, изм. N 1, 3).

2. Межцентровые расстояния должны соответствовать указанным в таблице.1.

3. Номинальные передаточные числа должны соответствовать указанным в табл.2.

Таблица 1


Продолжение таблицы 1


Продолжение таблицы 1

Примечания:

2.Для изделий, выпуск которых освоен до 1 января 1978 г., допускается изготовление шестерен с межосевым расстоянием 225 мм.

(Модифицированная редакция, Ред. N 1, 2).

Таблица 2


Продолжение таблицы 2

Примечания:

2. В редукторах, кинематически согласованных между собой, допускается выбор передаточного числа из диапазона R40 по ГОСТ 8032- 84.

3. Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2.На 5% при 4,5 и на 4% при 4,5.

4. Соотношение ширины шестерни (- ширины обода цилиндрической шестерни) следует выбирать из диапазона: 0,100; 0,125; 0,160; 0.200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1.0; 1.25.

Примечания:

1. Числовые значения ширины шестерен округлены до ближайшего числа из серии Ra 20 по ГОСТ 6636-69.

2. Ширина выходной канавки режущего инструмента в шевронных шестернях включена в значение.

3. При разной ширине венцов ответных цилиндрических шестерен значение относится к более узкому из них.

3, 4. (Измененная редакция, Изм. № 2).

5. Для двух- и трехступенчатых безосевых редукторов общего назначения соотношение межосевых расстояний тихоходной и быстроходной ступеней рекомендуется в пределах 1,25–1,4.

(Измененная редакция. Изм. N 3).

ПРИЛОЖЕНИЕ (Удалено, Ред. N 3).

Электронный текст документа
подготовлен ЗАО «Кодекс» и проверен:
официальное издание
М.: Издательство стандартов, 1994

Шестерни цилиндрические. основные параметры

по току Настоящий стандарт распространяется на внешние передачи для коробок передач и ускорителей, в том числе комбинированные (коническо-цилиндрические, цилиндро-червячные передачи и др.), Выполненные в виде независимых узлов. Стандарт не распространяется на шестерни редукторов специального и специального исполнения (авиационные, корабельные, планетарные и т. Д.). Для встроенных шестерен рекомендуется стандарт.

Текст ГОСТ 2185-66

С изменениями и дополнениями:
Изм.1 к ГОСТ 2185-66 от 01.04.1978 (текст интегрирован в текст или описание стандарта)
Дополнение № 2 к ГОСТ 2185-66 от 01.01.1983 (текст интегрирован в текст или описание стандарта)
Дополнение № 3 к ГОСТ 2185-66 от 01.01.1993 (текст включается в текст или описание стандарта)

Другие ГОСТы

ГОСТ 19325-73 Шестерни конические. Термины, определения и обозначения
ГОСТ 30224-96 Шестерни Новикова цилиндрические с твердостью поверхности зуба не менее 35 HRC.Оригинальный контур
ГОСТ 8889-88 Шестерни турбин и компрессорных машин. Технические требования … Методы контроля
ГОСТ 13678-73 Шестерни цилиндрические мелкомодульные с часовым профилем. Типы, основные параметры и размеры, допуски
ГОСТ 16532-70 Зубчатые передачи цилиндрические эвольвентные с внешним зацеплением. Расчет геометрии
ГОСТ 21354-87 Шестерни цилиндрические эвольвентные с внешним зацеплением. Расчет на прочность
ГОСТ 19274-73 Шестерни цилиндрические эвольвентные с внутренним зацеплением. Расчет геометрии
ГОСТ 28500-90 Передачи ременные синхронные.Термины и определения
ГОСТ 15023-76 Шестерни Новикова цилиндрические с двумя линиями зацепления. Оригинальный контур
ГОСТ 17744-72 Шестерни Новикова с двумя линиями зацепления цилиндрические. Расчет геометрии
ГОСТ Р ИСО 1081-94 Передачи клиноременные. Термины и определения
ГОСТ 16530-83 Трансмиссии зубчатые. Общие термины, определения и символы

Кажется, мы не можем найти эту страницу

(* {{l10n_strings.REQUIRED_FIELD}})

{{l10n_strings.CREATE_NEW_COLLECTION}} *

{{l10n_strings.ADD_COLLECTION_DESCRIPTION}}

{{l10n_strings.COLLECTION_DESCRIPTION}} {{addToCollection.description.length}} / 500 {{l10n_strings.TAGS}} {{$ item}} {{l10n_strings.ПРОДУКТЫ}} {{l10n_strings.DRAG_TEXT}}

{{l10n_strings.DRAG_TEXT_HELP}}

{{l10n_strings.LANGUAGE}} {{$ select.selected.display}}

{{article.content_lang.display}}

{{l10n_strings.AUTHOR}}

{{l10n_strings.AUTHOR_TOOLTIP_TEXT}}

{{$ select.selected.display}} {{l10n_strings.

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *