Делительным окружностям

точности передачи для зубчатого колеса с делительным диаметром 240 мм по табл. 22.7 —степень точности допуска соосности 6. По табл. 22.6 Те» = 0,025 мм.

ГОСТ 9368—60 и 1758—56 х допусков на конические зубчатые передачи распространяются на зубчатые передачи с пересекающимися под любым углом осями с металлическими, механически обработанными, коническими зубчатыми колесами и исходным контуром по ГОСТ 9587—68 и П754—68*. Стандарт 9368—60 охватывает колеса с прямыми и косыми зубьями с делительным диаметром до 320 мм при модуле до 1 и ГОСТ 1758—56 колеса с прямыми, косыми и криволинейными зубьями с делительным диаметром до 2000 мм и модулем свыше 1 до 30.

ГОСТ 9368—60 и 1758—56 1 допусков на конические зубчатые передачи распространяются на зубчатые передачи с пересекающимися под любым углом осями с металлическими, механически обработанными, коническими зубчатыми колесами и исходным контуром по ГОСТ 9587—68 и П754—68*. Стандарт 9368—60 охватывает колеса с прямыми и косыми зубьями с делительным диаметром до 320 мм при модуле до 1 и ГОСТ 1758—56 колеса с прямыми, косыми и криволинейными зубьями с делительным диаметром до 2000 мм и модулем свыше 1 до 30.

Допуски распространяются на эвольвентные цилиндрические зубчатые передачи внешнего и внутреннего зацепления с прямозубыми, косозубыми и шевронными зубчатыми колесами с делительным диаметром до 4000 мм, шириной венца или полушеврона до 400 мм, модулем зубьев от 1 до 16 мм и с исходным контуром по ГОСТ 13755—68.

Допуски распространяются на конические передачи внешнего зацепления с прямыми и круговыми зубьями со средним делительным диаметром зубчатых колес до 4000 мм, средним нормальным модулем от 1 до 16 мм с прямолинейным профилем исходного контура и номинальным углом его профиля 20°.

Степени точности и виды сопряжения. ГОСТ 3675—81 (см. табл. 11.1) распространяется на червячные цилиндрические передачи и червячные пары (без корпуса), выполняемые в соответствии с ГОСТ 19036—81, с архимедовыми червяками ZA, евольвентными червяками ZI, конволютными червяками ZN всех типов и с червяками типов ZK, образованные конусом, с межосевым углом 90°, с модулем от 1 до 25 мм, с делительным диаметром червяка до 450 мм и делительным диаметром червячного колеса до 6300 мм.

I — дисковые прямозубые с номинальным делительным диаметром 75, 100, 125, 160 и 200 мм; модуля 1—12 мм;

II—дисковые косозубые с номинальным делительным диаметром 100 мм и углами наклона зуба 15 и 23°; модуля 1,5—7 мм;

III — чашечные прямозубые с номинальным делительным диаметром 50, 75, 100 и 125 мм; модуля 1,125—3,5 мм;

V — хвостовые косозубые с номинальным делительным диаметром 38 мм и углами наклона зубьев 15 и 23°; модуля 1—4 мм.

имеют посадочное отверстие d= 31,743 мм, а с делительным диаметром

в виде треугольника аОо. При точном проектировании сечения торцовых поверхностей зубьев плоскость проекций представляется в виде дуг ab, лежащих на проекции сферы радиуса R. Так как конусы, на которых должны лежать торцовые поверхности приближенных профилей зубьев, должны касаться сферы по делительным окружностям, то для нахождения проекций этих конусов через точку Р проводим прямую OjO.,, перпендикулярную к прямой ОР. В пересечении с осями 1 п 2 получаем точки Ог и 02, представляющие собой вершины искомых конусов. Проекцией конуса первого колеса является треугольник О^АР, а проекцией конуса второго колеса — треугольник 02ВР. Соответствующие сечения профилей торцов изображаются прямыми «'//, лежащими на построенном конусе. Таким образом, вместо кривых ab мы получаем в сечении прямые а'Ь'. Совершенно очевидно, что чем больше отношение радиуса сферы к модулю зубьев, тем меньше та ошибка, которую мы допускаем, заменяя построение профилей зубьев, образованных сферическими эвольвентами, построением зубьев на поверхности конусов ОгАР и О^ВР,

Отложив по делительным окружностям окружные делительные толщины зубьев и разделив их пополам, найдем положения осей симметрии зубьев. Проведя окружности диаметром dtjl и dai, откладываем значения sy\l2 и suj2. Точки на окружностях определяют положения эвольвентных профилей зубьев парных колес. Для построения профилей соседних зубьев достаточно по делительной

Толщины зубьев по делительным окружностям после смещения рейки

в виде треугольника aOa. При точном проектировании сечения торцовых поверхностей зубьев плоскость проекций представляется в виде дуг ab, лежащих на проекции сферы радиуса R. Так как конусы, на которых должны лежать торцовые поверхности приближенных профилей зубьев, должны касаться сферы по делительным окружностям, то для нахождения проекций этих конусов через точку Р проводим прямую OiOa, перпендикулярную к прямой ОР. В пересечении с осями / и 2 получаем точки 01 и 02, представляющие собой вершины искомых конусов. Проекцией конуса первого колеса является треугольник OtAP, а проекцией конуса второго колеса — треугольник 02ВР. Соответствующие сечения профилей торцов изображаются прямыми a'b', лежащими на построенном конусе. Таким образом, вместо кривых ab мы получаем в сечении прямые a'b'. Совершенно очевидно, что чем больше отношение радиуса сферы к модулю зубьев, тем меньше та ошибка, которую мы допускаем, заменяя построение профилей зубьев, образованных сферическими эвольвентами, построением зубьев на поверхности конусов О^АР и ОгВР.

где rj и г 2 — радиусы начальных окружностей, «Д1 и 8Д2 — толщина зубьев колес / и 2 по делительным окружностям, гд1 и гд4 — радиусы делительных окружностей тех же колес, 8 = inv a — инволюта монтажного угла а зацепления, 60 = inv a0 — инволюта угла а0 профиля исходного контура, г, и гг — числа зубьев колес / и 2. Имея в виду, что

50+ 15 = 65 лм. Толщина зуба по делительным окружностям (3.28):

Монтажный угол зацепления равен углу зацепления исходного контура. По делительным окружностям зубья имеют одинаковую толщину:

щины их по делительным окружностям:

Геометрический расчет эвольвентных зубчатых передач при за» данных смещениях. В зависимости от смещений каждого колеса можно получить три типа передач, отличающихся расположением начальных и делительных окружностей. Эти окружности совпадают в тех передачах, у которых по делительным окружностям толщина зуба одного колеса равна ширине впадины другого. Указанному условию удовлетворяют передачи при х} + х2 = 6, т. е. передачи, составленные из колес без смещения, и передачи, в которых отрицательное смещение одного колеса равно по абсолютной величи-

В передачах, у которых по делительным окружностям толщина зуба одного из колес больше ширины впадины другого, для зацепления без бокового зазора межосевое расстояние aw должно быть увеличено по сравнению с делительным. Одновременно увеличивается и угол зацепления aw, так как основные окружности не изменяются (рис. 94, б). Эти передачи получаются при х\+Х2>0. Аналогично, для передач, у которых по делительным окружностям толщина зуба одного из колес меньше ширины впадины другого, имеем: aw<.a и aw

зацеплением и преобразующего вращательное движение во вращательное, может служить цепная передача, состоящая из стойки, двух звездочек (ведущей и ведомой) и бесконечной приводной цепи (рис. 11.14). Цепь составлена из многих звеньев, шарнирно соединенных друг с другом, однако эти шарниры нужны только для придания ей гибкости и не увеличивают числа степеней свободы всего механизма. Чтобы цепь могла огибать звездочку, ее шаг р/, т. е. расстояние между осями шарниров, соединяющих соседние звенья, должен соответствовать шагу зубьев звездочек по их делительным окружностям.