Передача с зацеплением Новикова

По передачам Новикова список нерешенных вопросов особенно велик Контент-платформа

Борис Павлович Тимофеев, д. т.н., профессор кафедры мехатроники Санкт-Петербургского государственного университета информационных технологий, механики и оптики, заслуженный работник высшей школы

Я не советую сейчас заниматься зацеплением Новикова

Прочтя комментарий к моей статье о зацеплении Новикова, я порадовался именно тому моменту, что мой оппонент совершенно четко высказал свою позицию. А именно: он признает правоту в том, что тот поставил «давно назревший вопрос в смысле привлечения к нему внимания специалистов с целью интенсификации исследований и промышленного использования» зацепления Новикова. Смысл же моей статьи заключался в том, что глубокие исследования зацепления Новикова, безусловно, необходимы, но они требуют огромных инвестиций и достаточно длительного времени, и поэтому я считаю их сегодня несвоевременными.

Что касается непосредственно моей статьи и комментария к ней , эти материалы, несомненно, содержат искренние мнения двух специалистов. Причем эти мнения, основанные на опыте и личном понимании вопроса, имеют смысл совета. Я не советую сейчас заниматься зацеплением Новикова, так как считаю данные исследования именно несвоевременными и настаиваю именно на этом термине. рекомендует интенсификацию исследований и промышленного использования зацепления Новикова. Должен заметить, что интенсификация исследований еще не означает интенсификацию промышленного использования! Эти два понятия должны быть разделены весьма существенным промежутком.

За свою точку зрения я отвечаю, а стоит к ней прислушиваться или не стоит – вопрос чисто личный. Но я уверен: даже если бы мое мнение не было высказано, оно все равно было бы исполнено. Уже потому, что избытка государственных денег в России сегодня не наблюдается, а для проведения фундаментальных исследований (необходимы именно фундаментальные исследования!) финансы требуются в огромном количестве. Да и времени требуется много. И если мы в советское время, при серьезных государственных субсидиях на развитие науки, еще могли привлечь к исследованиям огромное количество ученых, то сегодня, конечно, и сил, и возможностей стало гораздо меньше. Поэтому, повторяю, я настаиваю на своем совете, касающемся несвоевременности проведения исследований зацепления Новикова.

Человечество идет по пути повышения мощностей и скоростей, роль динамических составляющих увеличивается, что требует значительного повышения точности в передачах с зацеплением Новикова. В эвольвентных высокотвердых, шлифованных, высокоточно локализованных передачах все эти вопросы решены, в передачах Новикова из-под фрезы – нет.

Вышесказанное – основные мысли, которые могут быть интересны, я думаю, широкой общественности и производителям зубчатых передач.

Три «не» Короткину

Теперь хотелось бы остановиться на более детальных вопросах и пригласить к дискуссии специалистов более узкой направленности.

В комментарии к моей статье выделил три основных положения. Первое свидетельствует о том, что я не вижу смысла применять зацепление Новикова в России, поскольку оно не применяется за рубежом. Замечу, что в таком виде я это положение не высказывал. Западные специалисты далеко не во всем нас превосходят, и мне достаточно часто предоставлялась возможность в этом убедиться. В частности, работая над передачами приводов бурильных установок, я неоднократно имел дело с приводами американского производства. При их проектировании допущены явные для российских специалистов ошибки! Так что, говоря о нецелесообразности проведения исследований зацепления Новикова в России в связи с отсутствием широкого внедрения этого зацепления за рубежом, я имел в виду совсем иное, нежели то, что воспринял . А именно: считая данную передачу передачей Вильгабера-Новикова, западные специалисты имели, по крайней мере, 30 лет «форы» для исследования передач такого типа! Почему же они не распорядились этим временем по существу?

Второй пункт, который отмечает в моей статье и с которым он готов поспорить, касается моего утверждения по поводу того, что «при переходе на высокотвердые передачи отсутствие, якобы, приработки поверхностей зубьев не позволит выявить эффект от применения зацепления Новикова». Но приработка высокотвердых передач – это вопрос более чем сомнительный! Во всяком случае, при контроле авиационных передач (особенно конических), причем передач по своей сути с локализованным контактом, проработавших десять тысяч часов, никакого выраженного распространения локализации контакта не наблюдалось. Вообще приработки высокотвердых передач ожидать трудно. Да и с теоретической точки зрения ясно: изнашивание высокотвердых передач слишком незначительно для того, чтобы распространить контакт на большую часть активной поверхности зуба.

Далее цитирует следующее мое высказывание, с которым он также не соглашается: «производство передач Новикова из-за непрямолинейного профиля исходной рейки требует огромных затрат по сравнению с производством эвольвентных передач». Безусловно, прямолинейность профиля рейки исходного контура эвольвентных передач является таким его преимуществом, которое во все времена ставило и будет ставить его в привилегированное положение. Непрямолинейность профиля требует повышения затрат при изготовлении, и просчитать их заранее достаточно сложно. В каждом отдельном случае это будут особые расчеты. Причем замечу, что сегодня российскими специалистами применяются различные исходные контуры, причем те, фрезы с которыми сохранились с советских времен. Получение нового инструмента требует, опять же, больших затрат. Каких именно – не стоит даже обсуждать.

В российской науке накопилось огромное количество нерешенных вопросов

Теперь перейдем к третьей части, касающейся моих возражений и комментариев к размещенным в Интернете материалу «Дождусь ли, наконец, научного оппонирования?» Это достаточно сложный для восприятия раздел, и поэтому адресован он только тем, кто сам достаточно долгое время думал о путях развития науки вообще и о путях развития редукторостроения в частности. Дело в том, что используемые в современной России модели при расчете на прочность не соответствуют по своим архимантическим построениям существующей картине. Всем понятно, что мы базируемся в основном на гипотезе плоских сечений. Абсолютно ясно и то, что эта гипотеза ограниченно применима к зубчатым передачам. Достаточно ознакомиться с работами Брагина, работой упоминаемого В. И Короткиным (совсем недавно ушедшего от нас), чтобы убедиться, что подходы к расчету на прочность могут быть самыми различными.

Много лет назад в личной беседе с я обсуждал вопрос о том, что расчеты (особенно положенные в основу стандартов) не отражают физику вопроса, а математические и физические модели, по которым ведутся расчеты, безнадежно устарели. Наши мнения в этом совпадали, но вот к вопросу о замене существующих моделей Владимир Николаевич подходил очень осторожно. В связи с этим я считаю очень важными две ссылки, отмеченные в материале .

Читайте также:  Не работает сигнализация в машине причины и способы устранения неисправности

Первая из них – ссылка на задачу Герца. Вторая – на соотношение Эйлера-Совери. Известно, что формула Герца заимствована нами из теории упругости, а значит подразумевает статику и только статику. Но в данном случае имеет место динамика. Хотя при высоких скоростях периоды соприкосновения зубьев настолько малы (доли секунды), что наиболее верной при расчете передач представляется модель с использованием теории удара, предложенная довольно давно.

Еще один важный момент: в задаче Герца речь шла о цилиндрах, касающихся по общей образующей бесконечной длины, то есть о цилиндрах, не имеющих кромок. Как специалист, долгое время занимающийся вопросами кромочного контакта, утверждаю, что эти два момента (наличие многочисленных кромок: верхней кромки, кромки между активной поверхностью зуба и переходной поверхностью, боковых кромок и т. д., – а также тот факт, что имеет место динамика, а не статика) полностью меняют весь смысл постановки вопроса.

Несколько лет назад в разговоре в я поднимал вопрос о том, что действующий в России ГОСТ на прочностные расчеты учитывает динамику только с соответствующими коэффициентами, которые посчитаны и испытаны для очень небольших скоростей (до 30 м/сек), в то время как уже существовуют передачи со скоростями порядка 200 м/сек и даже более. На это Владимир Николаевич отвечал, что в высокоскоростных передачах учесть с помощью коэффициентов динамичности такие скорости вряд ли может быть возможно и в дальнейшем, скорее всего, станет необходимым переход на какую-то другую модель. Такие передачи он считал специфическими, полагал, что сначала, как обычно, необходимо отработать теорию, а затем проверить ее практикой. Он был против перехода на совершенно новую физическую модель, аргументируя это тем, что многие из отработанных моделей уже проверены практикой.

часто указывал мне на работы как российских, так и зарубежных авторов, в которых при расчетах учитывался даже такой важный фактор, как параметрическое колебание зуба, не говоря уже о напряженно-деформированном состоянии тела шестерни (не венца, а именно тела). С моей точки зрения, появление таких работ свидетельствовало о необходимости перехода к новым основам расчетов. Но Владимир Николаевич в этом отношении не торопился, считая, что если имеющаяся методика проверена практикой, то введение различных поправочных коэффициентов потребует многочисленных проверок.

Может показаться, что все высказанные здесь соображения по поводу прочностных расчетов в равной степени затрагивают все виды зацеплений, но на самом деле это не так. Глубокое отличие зацепления Новикова заключается в траектории движения точки контакта. Во-первых, меняются нагрузки на подшипник, в особенности – осевые. Они получаются знакопеременными. Во-вторых, меняется величина этой нагрузки. Таким образом, в классическом зацеплении Новикова происходит очень неблагоприятный режим работы подшипников. В результате этого либо они выходят из строя, либо их точность по направлению существенно ухудшается. Это обстоятельство является чрезвычайно важным в том смысле, что мы рассчитываем на накопление однородных повреждений, а на самом деле происходит накопление разнородных повреждений различных элементов узла редуктора.

В связи с этим хотелось бы высказать еще одно, более общее соображение, являющееся плодом долгих размышлений и большого опыта. На мой взгляд, оно является очень существенным. Дело в том, что в нашей стране все методики расчета основаны на накоплении однородных повреждений. На самом деле разрушение в узле происходит в результате накопления разнородных повреждений. Поэтому расчеты на изгиб или на контактную прочность «порочны» сами по себе! Причем когда я говорю о накоплении разнородных повреждений, я имею в виду их накопление не на зубе, а в узле. Разрушение происходит в тот момент, когда несколько подносились подшипники. Причем изменение происходит не только в венце, оно может иметь место как в теле шестерни, так и в теле вала. Кроме того, меняется, хотя бы немного, взаимное расположение осей колес. И вот эта тенденция – учет разнородных повреждений в работоспособности узла (а до сих пор мы говорили только о зубе и только об однородных повреждениях накопления) – должна, безусловно, разрабатываться.

Возможно, затронутые здесь вопросы являются предметом еще более далекого будущего по сравнению с исследованием передач Новикова, однако вернуться к ним предстоит обязательно. Ведь, не поменяв самые основы используемых нами моделей при прочностных расчетах (это относится не только к зацеплению Новикова, но и ко всем зацеплениям вообще), мы вряд ли сможем серьезно продвинуться вперед в области редукторостроения.

Чтобы изменить эти фундаментальные основы, предстоит большая работа. Необходимо внимательно рассмотреть все уже имеющиеся предложения и наработки. В частности, обратиться к работам Брагина и , а также вспомнить весьма разумные предложения, высказанные в докторской диссертации . Замечу, правда, что вспоминается только в материале, размещенном в Интернете, и только в связи с юношескими работами Кириченко в области передач Новикова. Мне же наиболее интересной кажется его работа в области напряженного состояния зуба.

Подводя итог сказанному в данном разделе, отмечу, что сегодня во многом решены проблемы, связанные с точностью цилиндрических эвольвентных передач. Вопросы в проектировании таких передач успешно решаются наработкой на стендах: при их проведении многие параметры долговечности выискиваются чисто опытным путем. И в то же время вопросы, связанные с точностью передач Новикова, едва-едва затронуты. Хотелось бы еще раз обратиться к работам учеников – А. Мухина и С. Филиппенкова, в которых были рассмотрены вопросы шлифования передач Новикова и вопросы точности этих передач. К сожалению, эти работы не были продолжены, а сами их авторы оказались за границей. Вообще интересен тот факт, что начатые под руководством исследования передач Новикова ни здесь, в нашей стране, ни за рубежом развития не получили.

И последняя проблема, о которой хотелось бы сказать, – это задача энергонапряженности передач. В этом смысле вопросы о выборе типа смазки, организации потоков смазки в редукторе для передач Новикова являются совершенно нерешенными. И если для цилиндрических передач работами и его учеников этот вопрос во многом решить удается и удается сконструировать коробку передач, которая сразу дает повышение срока службы смазки (в разы!), – то для передач Новикова это пока абсолютно закрытые и неисследованные вопросы. Список можно было бы продолжить, а это говорит только о том, что в российской науке накопилось огромное количество нерешенных вопросов. По части передач Новикова этот список особенно велик.

Читайте также:  Регулятор оборотов электродвигателя назначение, принцип работы, подключение

Дискуссия на страницах «РиП» объединила всех видных специалистов России

В заключение хотелось бы поблагодарить как инициатора полемики – , так и редакцию журнала «РиП».

Развернутая на страницах журнала широкая дискуссия объединила всех видных специалистов России в области редукторостроения, вскрыла коренные вопросы нашей науки, определила основные направления исследований на долгие годы вперед. Особенно хотелось бы отметить участие , , и других авторов.

Взявшись за частный вопрос о зацеплении Новикова, редакция журнала подняла огромный пласт нерешенных проблем в области зубчатых передач, причем не решенных не только в России, но и во всем мире. Я пристально слежу за работами в данной области и аргументированно заявляю: Запад не сильно нас опережает в решении проблем подобного рода, во всяком случае, последняя работа (его книга, вышедшая в 2004 году) убеждает в этом.

И еще одно важнейшее соображение. К великому сожалению, ученые в области науки о редукторах слишком четко делятся на тех, кто занимается геометрией и кинематикой – раз, прочностью – два, трением и износом – три, точностью – четыре, и т. д. Хотя на самом деле разбирать эти вопросы по отдельности – неправильно. Специалисты же по всем этим вопросам страшно редки. Это еще одна задача, которую нам предстоит решить. За рубежом, на мой взгляд, с этим вопросом дела обстоят еще хуже.

Развернутая на страницах журнала широкая дискуссия объединила всех видных специалистов России в области редукторостроения, вскрыла коренные вопросы нашей науки, определила основные направления исследований на долгие годы вперед. Особенно хотелось бы отметить участие , , и других авторов.

Передача с зацеплением Новикова

В 1954 г. в России М. JI. Новиковым было разработано зубчатое зацепление с круговыми профилями зубьев (рис. 8.49). Обладая рядом положительных качеств и в первую очередь повышенной нагрузочной способностью, передачи Новикова получили широкое распространение. В России они стандартизованы. Передачи изгото­вляют общего и специального назначения.

Особенности зацепления. Непрерывность движения прямозубой эвольвентной передачи обеспечивается только при торцовом коэф­фициенте перекрытия еа>1. Косозубые эвольвентные передачи имеют два коэффициента перекрытия: торцовый еа и осевой Косозубая передача может работать и при еа=0, если еР> 1. При этом не обязательны сопряженные профили зубьев. Проиллюст­рируем это на рис. 8.50, где тонкими линиями изображено зацепле­ние прямозубой передачи с эвольвентными зубьями. В данный момент в зацеплении находятся две пары зубьев 1 и 2. Точки зацепления а и Ъ расположены на линии зацепления АхАг. Эволь­вентные профили являются сопряженными, так как контакт этих зубьев сохраняется на всем протяжении активного участка Ga линии зацепления. Напомним, что Ea=GJPb Далее допустим, что у колеса 1 эвольвентные профили заменены круговыми (изображены жирно). При этом дуги окружностей касаются эвольвент зубьев этого колеса в точках а и аъ а радиусы Г меньше радиусов кривизны эвольвент. В момент, когда первая пара кругового зуба колеса 1 и эвольвент — ного зуба колеса 2 зацепляется в точке а, зацепления второй пары таких зубьев нет. Вторая пара вступит в зацепле­ние только тогда, когда она займет положение первой пары, т. е. в точке а. При переходе за точку а зацепления снова не будет, между зубья­ми образуется зазор.

Таким образом, зацепление кругового и эво — львентного зубьев прямозубой передачи может существовать только в одной точке. Длина суще­ствовавшей ранее активной линии зацепления Ga сокращается до нуля (еа=0). Такие профили называют несопряженными. Прямозубая переда­ча с несопряженными профилями работать не может. Для несопряженных профилей профиль р^ 8 49
зуба второго колеса не обя­зательно эвольвентныЁ. Вы­полним его также круговым, но вогнутым, с г2, несколько

БоЛЬШИМ, НО блИЗКИМ К Т

(рис. 8.51). Контактные на­пряжения значительно уме­ньшаются, так как контакт выпуклых эвольвентных про­филей заменен контактом выпуклого и вогнутого про­филей с малой разностью радиусов кривизны. Для со­хранения непрерывности за­цепления передачи Новикова выполняют косозубыми с 8р> 1. В сечении плоскостью п — п (рис. 8.51) боковые поверхности косых зубьев имеют большие радиусы кривизны рх и р2 винтовых линий. При вращении колес косые зубья перекатываются в плоскости п — п как цилиндры. Точка контакта а перемещается вдоль зубьев от одного края к дру­гому. Процесс такого зацепления иллюстрируется рис. 8.52, изоб­раженным в косоугольной проекции. Штриховой линией изображе­ны начальные цилиндры Dx и D2. Линия касания цилиндров ПП] — полюсная линия. Контурными линиями изображены цилиндры, проходящие через точку а контакта зубьев (см. рис. 8.50 и 8.51). Эти цилиндры пересекают поверхности зубьев по винтовым линиям ас, ас’ и т. д. При указанном направлении вращения точка контакта винтовых линий, а следовательно, и точка контакта зубьев переме­щаются по линии аах. В контакт последовательно вступают точки 2 и 2 3 и 3′ и т. д.

Так как во всех попереч­ных сечениях форма зубьев не изменяется, то расстояние точек контакта от полюсной линии ПП! остается посто­янным. Это означает, что ли­ния аах прямая, параллель­ная полюсной линии. Линия аах является линией зацепле­ния в передачах Новикова. Ее длина равна ширине колеса BW9 а коэффициент перекры­тия [см. формулу (8.23)] р^ 8 51

Ч = bw/Px = (bw Sin P)lpn=(bw Sin P)/(nm„),

Где px — осевой шаг.

Если линия зацепления располагается за полюсной линией (по направлению вращения ведущего колеса; рис. 8.51), то зацепление называют заполюсным, если до полюса — дополюсным (рис. 8.52). Одна и та же пара колес может иметь заполюсное или дополюс — ное зацепление в зависимости от того, какое из них является веду­щим.

Читайте также:  Предохранитель на магнитолу ВАЗ-2110 какой отвечает, где находится, как заменить

Признаком заполюсного зацепления является выпуклый про­филь у ведущего зуба и вогнутый у ведомого; дополюсного — вог­нутый у ведущего и выпуклый у ведомого. Очевидно, можно выпол­нить зубья так, чтобы одна часть их профиля была выпуклой, а другая — вогнутой. Тогда они смогут зацепляться и за полюсом, и до полюса. Так был разработан вариант дозаполюсного зацепле­ния (рис. 8.53).

Дозаполюсное зацепление имеет две линии зацепления, про­ходящие через точки а и Ь. Соответственно в два раза увеличивается и число точек контакта зубьев. В таких передачах зубья шестерни и колеса имеют одинаковый профиль: выпуклый — у головки, вогнутый — у ножки. На рис. 8.53 изображен момент, когда первая пара зубьев соприкасается в точке а, расположенной в пе­редней торцовой плоскости. При этом головка зуба шестерни соприкасается с ножкой зуба колеса. У второй пары зубьев в передней торцовой плоскости наблюдается зазор. В этот момент контакт второй пары зубьев (в данном случае) осуществляется в точке Ьи расположенной в другой торцовой плоскости, сме­щенной относительно первой на отрезок ЬЬХ. Линия Ьхс пересечения этой плоскости с боковой поверхностью зуба колеса изображена
штриховой линией. В точке Ь ножка зуба шестерни соприкасается с головкой зуба колеса; ЬЬ — линии зацепления второй пары зубьев. По стандарту обе линии зацепления, аа и ЬЬи расположены в одной плоскости с полюсной линией ППЬ

Сравнивая два варианта зацепления с одной (см. рис. 8.51) и двумя (рис. 8.53) линиями зацепления, отметим следующее. При одной линии зацепления у шестерни и колеса разные профили зубьев. Для их нарезания необходимо два различных инструмента (два исходных контура). При двух линиях зацепления зубья шестер­ни и колеса можно нарезать одним инструментом (один исходный контур). Очевидно, что нагрузочная способность передачи с двумя линиями зацепления больше, чем с одной. Поэтому дозаполюсное зацепление считают предпочтительным. С зацеплением Новикова изготовляют передачи не только цилиндрические, но и конические

Оценка передачи. Основное достоинство передачи Новикова — повышенная нагрузочная способность по контактной прочности. При # ^=278 МПа; « = 3,33; 7i=234 103 Н мм; л1 = 158,2 мин»1.

1. Определяем d по формуле (8.95). По рекомендациям (см. выше) предваритель­но назначаем /?=14°, £^=1,3, ^ = 15. По графику (рис. 8.55) находим Кв=0,14. По табл. 8.3 /£#„ = 1,05 (см. пример 8.1).

/2,1 • 105 * 1=0,62 у

Подставляя данные в формулу (8.95), с учетом £^=1, находим ‘

234 103 ‘1,05 0,14 15 (3,33 + 1)

5092 • 1 • 3,33 cos 14°

Модуль тп =d cos P/z = 51,118 • 0,97/15=3,3 мм. По табл. 8.1 принимаем т„=3,5 мм. При этом 4=3,5′ 15/0,97 = 54,124 мм.

2. По формуле (8.96) проверяем прочность по напряжениям изгиба. Предварите­льно принимаем KFv=Kffv = 1,05; по рис. 8.55 /£„=0,2 и при Д8=Ер—£^=0,3 ф = 1,25. Далее zvl =zx/Cos3 Р=15/cos314° = 15 • 0,9135 = 16,42 и 0,955. При этом

234 103 -1,05 0,2 1,25

  • Краткие сведения о зубчатых передачах с перекрещивающимися осями (винтовых и гипоидных)[22]
  • Особенности расчета планетарных передан
  • Рекомендации по выбору бизнеса
  • Строительное оборудование МСД
  • Тепловые насосы

Детали машин

Муфты комбинированные

Эти муфты применяются в тех случаях, когда ни одна из рас­смотренных выше муфт не может полностью удовлетворить всем требованиям, предъявляемым к соединению валов. На практике чаще всего используют комбинацию упругих …

Муфты автоматические, или самоуправляемые

Эти муфты предназначаются для автоматического разъединения валов в тех случаях, когда параметры работы машины становятся недопустимыми по тем или иным показателям. Классификация автоматических муфт представлена схемой на с. 367. Вышеизло­женные …

Муфты управляемые, или сцепные

Управляемые муфты позволяют соединять или разъединять ва­лы с помощью механизма управления. По принципу работы все эти муфты можно разделить на две группы: муфты, основанные на зацеплении (кулачковые или зубчатые); муфты, …

Зацепление Новикова.

По роду своей деятельности, а работаю я зуборезчиком, мне приходилось нарезать разные шестерни с разным зубом (прямым, косым, бочкообразным, 30-ти градусным). Зацепление Новикова приходилось нарезать всего лишь пару раз и вот появилась возможность конкретно поработать с нарезкой данного зацепления.

Основная особенность данного зацепления — способность выдерживать большие по сравнению с эвольвентным зацеплением нагрузки в следствии особого контакта зуба. Данное зацепление было разработано в начале пятидесятых годов прошлого века конструктором М. Л. Новиковым. Хотя по различной информации источник данного зацепления имеет древние корни (конечно не было такой точности).

Существует два вида зацепления Новикова:

  • Встречающийся редко и для нарезания надо два вида фрез (с выпуклым и вогнутым профилем) с одной линией зацепления (ОЛЗ) заполюсные или дополюсные. Проще говоря например колесо идёт выпуклым профилем, а вал-шестерня с вогнутым или наоборот.
  • Чаще встречающеся зацепления Новикова с двумя линиями зацепления (ДЛЗ) дозаполюсные — нарезается одной фрезой.

Второй вид зацепления имеет две линии зацепления и поэтому нагрузочная способность выше, плюс проще изготовить шестерню (вал-шестерню) и колесо одной фрезой , чем двумя разными фрезами с разным профилем. Хотя имеются причины изготавливать первый вариант, вариант более сложный. В формулы расчёта данного зацепления мы вникать пока не будем, возможно я представлю их вам, предварительно разобравшись самостоятельно :-).

Лично я нарезал шестерни и валы одной фрезой (второй вариант дозаполюсный). Особенность нарезки — это трудность «попасть» в размер, так как чем ближе к размеру, начинает резко идти закругление зуба и нет пропорциональности расчёта как к примеру при нарезки эвольвентного зацепления. Надо подавать понемногу. Для удобности постарайтесь чётко определять полную глубину исходя из фактического диаметра шестерни. Расчёт полной глубины — модуль умножить на 1,95.

Лучше или хуже данное зацепление эвольвентного зацепления? На этот вопрос нельзя ответить однозначно. Есть свои плюсы и минусы в изготовлении, в эксплуатации, в различных режимах скоростных и прочих нагрузок. Каждое зацепление идёт для определённых условий работы и имеет определённые преимущества друг перед другом.

Видео нарезка шестерни с зацеплением Новикова модуль 10:

Поделится, добавить в закладки!

Ссылка на основную публикацию
Adblock detector