Визначення основних розмірів кулачкового механізму

До основних розмірів кулачкового механізму відносяться: мінімальний радіус кулачка  та зміщення  для механізму зі штовхачем; мінімальний радіус кулачка  та міжосьова відстань  для механізму з коромислом.

Кут тиску.Кут між нормаллю n-n у точці дотику взаємодіючих профілів вищої пари та вектором швидкості точки дотику вихідної ланки називається кутом тиску. При проектуванні механізмів з вищими парами величина цього кута має суттєве значення.

Розглянемо кулачковий механізм зі штовхачем (рис. 8.4). Якщо знехтувати силою тертя у вищій кінематичній парі, то можна вважати, що сила тиску, з якою кулачок 1 діє на штовхач 2, направлена по спільній нормалі n-n в точці дотику ланок. Гострий кут, що утворений напрямом сили  тиску кулачка на штовхач і вектором швидкості штовхача називається кутом тиску . Зауважимо, що кут тиску є величиною змінною. Кут, що доповнює кут тиску до 90⁰,називається кутом передачі (руху) ( ).

Розкладемо силу  за двома напрямками: по лінії руху штовхача  та перпендикулярно до неї . Сила - корисна сила, яка рухає штовхач; сила - викликає перекошування штовхача в напрямній 3, внаслідок чого збільшуються реакції та сила тертя. Зрозуміло, що кулачковий механізм буде працювати тим краще, чим менший кут тиску. Не важко показати, що миттєвий коефіцієнт корисної дії кулачкового механізму зменшується зі зростанням кута тиску. При збільшенні кута тиску до деякого значення, що називається критичним , виникає явище заклинювання (самогальмування). Для нормальної роботи кулачкового механізму, кут тиску при будь-якому положенні кулачка має бути меншим за допустимий кут тиску, тобто .

Рис. 8.4

Кут тиску можна виразити через геометричні параметри кулачкового механізму

,                                       (8.1)

де  – переміщення;  ‑ аналог швидкості штовхача, що відповідає куту  повороту кулачка від початку фази віддалення; e ‑ зміщення напрямної штовхача відносно центра кулачка. Відмітимо, якщо при русі штовхача на фазі віддалення вгору вздовж напрямної, остання зміщена відносно центра кулачка праворуч, то при його обертанні проти стрілки годинника зміщення підставляється в (8.1) зі знаком плюс, а при обертанні за годинниковою стрілкою - мінус. При зміщенні напрямної ліворуч від центра обертання кулачка знак  змінюється на протилежний.

Подібною формулою виражається залежність між кутом тиску та основними параметрами коромислового кулачкового механізму.

Аналіз цих залежностей свідчить, що при вибраному законі руху та зміщенні  можна зменшити кути тиску, збільшуючи мінімальний радіус кулачка, тобто габарити механізму. Аналогічно для коромислового кулачкового механізму кути тиску зменшуються при збільшенні , тобто розмірів механізму.

Отже, при проектуванні кулачкових механізмів основні розміри ‑  або ,  визначаються з умови незаклинювання механізму. Виняток становить тарілчастий кулачковий механізм, для якого  (найпоширеніший випадок тарілки, перпендикулярної до напрямної) і r₀ визначається з умови опуклості контуру .

Таким чином, одним із найважливіших питань при проектуванні кулачкових механізмів є вибір допустимого кута тиску , від величини якого залежить розподіл сил у механізмі, його К.К.Д., габаритні розміри і т. ін.

Рекомендовані такі значення допустимого кута тиску: =30⁰…40⁰ для механізмів зі штовхачем; =45⁰…50⁰ для коромислових механізмів. Якщо габарити механізмів дозволяють, то для зменшення втрат на тертя доцільно приймати менші значення кута тиску.

Визначення основних розмірів кулачкових механізмів за заданим допустимим кутом тиску. Аналітичний метод визначення основних розмірів  кулачкових механізмів із штовхачем (з вістрям або роликом) полягає у розв’язку рівняння (8.1) відносно шуканих параметрів при . В основі графічного методу також лежить залежність (8.1).

Розглянемо задачу графічного визначення  мінімального радіуса кулачка для механізму, зображеного на рис. 8.4.

Зауважимо, що у випадку механізму з роликовим штовхачем усі побудови є аналогічними, але в результаті буде знайдений  не дійсного, а центрового профілю кулачка.

Спочатку на основі попередньо побудованих графіків , шляхом виключення параметра , будуємо графік , забезпечивши чисельно однакові масштаби по обох осях,  (рис. 8.5). Для цього проводимо осі прямокутної системи координат. По осі ординат, в масштабі , відкладемо від початку координат, згідно з графіком  переміщення штовхача (т. А₀ відповідає нижньому початковому положенню штовхача, лежить на колі мінімального радіуса). Через отримані точки А₀, А₁, А₂, …, проводимо прямі, паралельні осі абсцис та відкладаємо на них у масштабі , відрізки, що рівні . Причому для фази віддалення ці відрізки відкладаються на напрямком обертання кулачка, а для фази опускання – обернено. Сполучивши плавною кривою кінці відкладених відрізків, отримаємо криву . Після цього проводимо до кривої  дотичні прямі І-І та ІІ-ІІ під кутами  до осі ординат. Центр обертання кулачка може знаходитись у будь-якій точці заштрихованої області (між дотичними), у цьому випадку завжди буде забезпечене виконання умови . Відмітимо, що точка О перетину дотичних визначає мінімально можливе значення , тобто, найменші розміри кулачка та всього механізму, при якомусь певному .

Якщо величина зміщення задана , то проводять пряму y-y на відстані  від осі ординат (в масштабі ). У цьому випадку мінімальний радіус  дорівнює відрізку А₀О₂ у прийнятому масштабі. У випадку центрального кулачкового механізму ( ) центр обертання кулачка буде знаходиться на продовженні лінії руху штовхача, нижче точки О₁, а найменший радіус .

Рис. 8.5

Зауважимо, що в разі жорстких обмежень габаритних розмірів механізму беруть до уваги той факт, що небезпека заклинювання штовхача з силовим замиканням вищої пари має місце лише на фазі віддалення, оскільки при опусканні штовхач рухається під дією пружини (сили тяжіння). У цьому випадку при нереверсивному режимі роботи дотичну І-І проводять через т. А₀. У кулачкових механізмах з геометричним замиканням вищої кінематичної пари умова  повинна виконуватись як на фазі віддалення, так і опускання.

Така геометрична інтерпретація співвідношення (8.1) використовується і для графічного визначення габаритних розмірів кулачкових механізмів з коромислом.

Визначення мінімального радіуса кулачка за умовою опуклості профілю. Для кулачкових механізмів із плоским штовхачем при будь-якому положенні кулачка кут тиску є сталим. Зокрема, якщо тарілка перпендикулярна до осі штовхача (найрозповсюдженіший випадок), кут тиску дорівнює нулю. Отже, при проектуванні таких механізмів кут тиску не може бути покладений в основу визначення . У такому випадку ставлять додаткову вимогу: профіль кулачка має бути опуклим. Лише при виконанні цієї умови кожна точка профілю зможе торкнутися тарілки штовхача.

Профіль кулачка буде опуклим, якщо радіус кривини профілю в будь-якій точці буде більшим за нуль, . Цю умову можна виразити нерівністю

.                                       (8.2)

Рис. 8.6

Нерівність (8.2) дозволяє графічно визначити величину , метод проф. Геронімуса. Для цього, на основі попередньо побудованих графіків  будується графік . По осі ординат відкладемо значення , а через отримані точки паралельно осі абсцис - відповідні значення  (рис. 8.6, а). Уся побудова виконується в одному масштабі . Сполучивши плавною кривою отримані точки, одержимо діаграму  

До цієї діаграми, на ділянці, що відповідає максимальному від’ємному значенню під кутом 45⁰ до осі ординат проводиться дотична I-I. Згідно з нерівністю (8.2), за центр обертання кулачка може бути вибрана будь-яка точка, що розміщена нижче за точку перетину дотичної з віссю ординат. Наприклад, на рис. 8.6, а точка О₁, тоді мінімальний радіус є відрізок А₀О₁, а його величина визначається за формулою .

Зауважимо, що в кулачкових механізмах з плоским штовхачем застосування ексцентриситету є недоцільним, оскільки призводить до збільшення габаритів механізмів.

8.5. Побудова профілю кулачка

Однією із основних задач синтезу кулачкових механізмів є побудова профілю кулачка. Розрізняють кінематичний та динамічний синтез кулачкових механізмів. При кінематичному синтезі значення  мінімального радіуса кулачка задається, в той час як при динамічному значення  – слід попередньо визначити, користуючись, залежно від виду механізму, допустимим кутом тиску, або з умови опуклості профілю.

Розглянемо послідовність побудови профілю кулачка, якщо задані: схема кулачкового механізму; максимальний хід та закон руху вихідної ланки; фазові кути; напрям обертання кулачка; мінімальний радіус кулачка.

В основі графічного методу побудови профілю кулачка лежить метод обернення руху.

Центральний кулачковий механізм (рис. 8.2, а). Вважається, що згідно з заданим законом руху попередньо побудована діаграма  переміщення штовхача (рис. 8.2, б).

Побудову профілю кулачка виконують у такій послідовності (обернено до порядку побудови діаграми переміщення штовхача при кінематичному аналізі механізму, 8.2):

1. Із довільної точки О₁ (вважаючи її центром обертання кулачка) проводимо коло радіусом , у масштабі (рис. 8.2, а). Зазначимо, що масштаб  зручніше прийняти рівним масштабу діаграми переміщення.

2. З точки О₁ проводимо вертикальну пряму О₁С, яку приймаємо за лінію руху штовхача. Точка перетину прямої О₁С з колом  визначить положення т. А вістря штовхача, що відповідає початку фази віддалення, т. А₀.

3. Користуючись діаграмою переміщень, розмічаємо шлях т. А вістря штовхача  в його абсолютному русі, точки А₁, А₂, А₃, ..., А₁₂. Для зручності побудови бажано, щоб вісь абсцис діаграми переміщень проходила через точку А₀. Тоді ординати 1-1^/, 2-2^/, 3-3^/,... діаграми переміщення безпосередньо визначають миттєві положення вістря штовхача.

4. Від прямої О₁С в напрямі, протилежному напряму обертання кулачка, відкладемо фазові кути . Ділимо кути  на стільки ж рівних частин, на скільки вони поділені на діаграмі переміщення штовхача (8.2, б). Через точки поділу 1, 2, 3,…,13 на колі  з центру обертання кулачка проводимо промені, які в оберненому русі визначатимуть положення осі штовхача.

5. Переносимо за допомогою циркуля миттєві положення точки А—А_1, А₂, А₃, …, А₁₂ на відповідні промені, і отримуємо на них точки 1^/, 2^/, 3^/,…13^/- положення т. А вістря штовхача у відносному русі. Інколи для знаходження даних точок рекомендують безпосередньо з діаграми  відкласти від кола , на відповідні промені, переміщення штовхача 1-1^/, 2-2^/, 3-3^/,…13-13^/.

6. З’єднавши ці точки плавною кривою, одержимо частину профілю кулачка на кутах   та . Профілі кулачка, що відповідають фазовим кутам , будуть окреслені дугами кіл, які описані з т.О₁ відповідно радіусами О₁6^/ та О₁13^/. Таким чином, отримаємо дійсний профіль кулачка.

7. У випадку, якщо штовхач закінчується роликом, то отриманий профіль – центровий. Використовуючи центровий профіль як геометричне місце центрів ролика у відносному русі, будуємо дійсний профіль. Дійсний профіль одержимо як обгинну сім’ю дуг радіуса , проведених з точок центрового профілю (рис. 8.7, б).

Позацентровий кулачковий механізм з роликовим штовхачем. Вважаємо, що згідно з заданим законом руху попередньо накреслено графік функції  (рис. 8.7, а).

Побудову профілю кулачка виконують у такій послідовності.

1. З довільної точки О₁ проводимо у вибраному масштабі  кола радіусами  і  (рис. 6.7, б).

2. Дотично до кола радіуса  проводимо вертикальну лінію переміщення штовхача згідно з її положенням на схемі механізму. Точка перетину А₀ цієї прямої з колом  є положенням центра ролика, що відповідає початку фази віддалення (нижнє, початкове положення осі ролика).

3. Від т. А₀ вздовж лінії у-у відкладаємо переміщення штовхача А₁, А₂, А₃,…, згідно графіка переміщень . Точка А₆ визначить положення центра ролика, що відповідає закінченню фази віддалення.

4. З’єднаємо т. А₀ з центром обертання кулачка О₁. Від прямої А₀О₁ в напрямі, протилежному напряму обертання кулачка, відкладемо фазові кути . Ділимо кути  на стільки ж рівних частин, на скільки вони поділені на діаграмі переміщення штовхача. Через точки поділу 1, 2, 3,…13, на колі  проводимо дотичні до кола радіуса , як ряд послідовних положень ліній переміщення штовхача у відносному русі навколо кулачка.

Рис. 8.7

5. З центра О₁ радіусами О₁А₁, О₁А₂, О₁А₃,… проведемо концентричні дуги до перетину з відповідними дотичними. Точки перетину 1^/, 2^/, 3^/,… являють собою положення ролика у відносному русі. З’єднавши ці точки плавною кривою, одержимо центровий профіль кулачка.

6. Проводимо ряд дуг радіусом  з центрами, що розміщені на центровому профілі кулачка. Будуємо дійсний профіль кулачка як обгинну сім’ю цих дуг.

Вибір радіуса ролика. Для забезпечення руху вихідної ланки механізму за заданим законом необхідно, щоб радіус ролика був менший за радіус кривини в будь-якій точці центрового профілю кулачка

,

де – мінімальний радіус кривини центрового профілю кулачка.

Окрім того, радіус ролика обмежують умовою .

При проектуванні кулачкових механізмів радіус ролика приймають таким, щоб забезпечити виконання наведених умов. При цьому конкретне значення призначають відповідно до стандартного ряду лінійних розмірів.

Кулачковий механізм з тарілчастим штовхачем (рис. 8.1, в). Побудова  профілю даного механізму виконується аналогічно (включно по п.5) до описаної вище побудови профілю центрального кулачкового механізму зі штовхачем. Різниця є лише в останньому етапі.

6. Через точки 1^/, 2^/, 3^/,…, 13^/ проводимо перпендикуляри до відповідних променів (рис. 8.6, б). Дані перпендикуляри являють собою послідовні положення площини тарілки штовхача у відносному русі навколо кулачка. Обгинна крива перпендикулярів і буде дійсним профілем кулачка.

Зубчасті передачі

Зубчасті передачі є найпоширенішими механічними передачами у сучасному машино- та приладобудуванні. Їх застосовують як у механізмах найточніших приладів, де розміри коліс вимірюються кількома міліметрами, так і в найпотужніших машинах із розмірами коліс до 10 м. Зубчасті передачі здатні працювати в різноманітних умовах із коловими швидкостями від зовсім малих до 150 м/с і більше.

Зубчаста передача складається з двох рухомих ланок – коліс, на ободах яких розміщені зубці та стояка. Зубці коліс входять у зачеплення між собою і завдяки їхній взаємодії забезпечують передавання обертового руху від одного колеса до другого. Менше з двох спряжених коліс називають шестірнею, більше – колесом; термін "зубчасте колесо" належить до обох коліс передачі.

Переважно зубчаста передача призначена для передавання обертового руху, але її можна використовувати і як передачу для перетворення обертового руху в поступальний (передача зубчасте колесо-рейка).

Зубчасті передачі можуть використовуватись для передавання обертового руху між довільно розміщеними у просторі валами, мають високий К.К.Д. ( ), їх можна легко та зручно компонувати у окремі агрегати для серійного виробництва (редуктори), вони забезпечують достатній діапазон передаточних чисел ( ).

Порівняно з іншими механічними передачами зубчасті передачі мають такі переваги: сталість передатного відношення; високу надійність та довговічність роботи; великий діапазон навантажень та компактність конструкції; незначні навантаження на вали передачі таїхні опори.

До недоліків зубчастих передач належать: порівняно високі вимоги до точності виготовлення та монтажу; шум при роботі з високими швидкостями; потреба у постійному змащуванні; неможливість безступеневої зміни передатного числа.

У зв'язку з великою відмінністю умов використання зубчастих передач форма елементів зубчастих зачеплень та конструкції зубчастих коліс дуже різноманітні. Тому зубчасті передачі та колеса можна класифікувати за цілою низкою ознак.

За формою профілю зубців розрізняють евольвентні зубчасті передачі, які є найбільш поширеними та неевольвентні передачі. До останніх відносять зубчасті передачі із круговим профілем зубців (передачі із зачепленням Новікова) та передачі із циклоїдальним профілем зубців, які здебільшого застосовують у приладах та годинникових механізмах.

За взаємним розміщенням осей валів зубчасті передачі бувають:

- із паралельними осями валів - циліндричні передачі зовнішнього зачеплення (рис. 9.1, а, б, в), передачі типу зубчасте колесо-рейка (рис. 9.1, г) та циліндричні передачі внутрішнього зачеплення (рис. 9.1, д);

- із валами, осі яких перетинаються, - конічні зубчасті передачі (рис. 9.2, а, б);

- із мимобіжними у просторі осями валів - гвинтові зубчасті передачі (рис. 9.2, в).

За розміщенням на ободі та формою зубців розрізняють передачі та колеса: прямозубі (див. рис. 9.1, а, г, д), косозубі (див. рис. 9.1, б), шевронні (див. рис. 9.1, в) та з круговими зубцями (див. рис. 9.2, б).

За конструктивним оформленням зубчасті передачі бувають: закриті (розміщені у спеціальному корпусі та забезпечені постійним змащуванням) і відкриті (працюють без мастила або змащуються періодично).

За коловою швидкістю зубчастих коліс передачі поділяють на тихо- (  м/с), середньо- (  м/с) та швидкохідні (  м/с).

Основна теорема зачеплення

Наведемо деякі визначення. Взаємообвідними називають такі криві, при коченні та ковзанні яких одна по одній точка їх дотику здійснює неперервний рух вздовж кожної кривої; або до яких у точці дотику завжди можна провести спільну нормаль. Поверхні елементів вищої кінематичної пари, що забезпечують передачу заданого закону руху, називають спряженими. Отже, спряжені профілі мають задовольняти певні вимоги.

Основна теорема зачеплення встановлює взаємозв’язок між геометрією спряжених поверхонь та законом відносного руху елементів вищої кінематичної пари.

Стосовно задач синтезу спряжених поверхонь (профілів) – закон відносного руху є заданим. Основною кінематичною величиною механізмів, через яку і задається закон руху, є передатна функція . Передатна функція зубчастих механізмів, як правило, стала і називається передатним відношенням, .

Нагадаємо, що передатним називається відношення кутової швидкості ведучого вала (колеса) до кутової швидкості веденого вала (колеса).

Синтез механізмів з вищими парами полягає в знаходженні спряжених поверхонь по заданому закону їх відносного руху. Для розв’язку цієї задачі користуються основною теоремою зачеплення.

Нехай передача обертового руху між двома осями  та  (рис. 9.3, а) з кутовими швидкостями  та  здійснюється за допомогою двох взаємообвідних профілів  та , що належать ланкам 1 та 2. Проведемо у точці дотику  кривих  та  дотичну  та нормаль  до цих кривих. Із точок  та  проведемо до нормалі  перпендикуляри  і .

Швидкості  та  точок  та , що належать ланкам 1 та 2, зв’язані умовою:

.

План швидкостей механізму за цим рівнянням приведений на рис. 9.3, б. Відрізок  представляє собою нормальну складову  векторів швидкостей  і . З подібності трикутників  та ,  та  маємо

  та     ,

або

                                 (1)

Рис. 9.3

Відзначимо, що постійним дотик профілів буде тільки тоді, коли проекції швидкостей  та  на спільну нормаль n-n до профілів у точці зачеплення К,будуть рівні між собою.

Враховуючи, що ;  та підставляючи ці вирази в (1), отримуємо  

Отже, передатна функція (число) u₁₂рівна

.

З подібності  та  маємо

 або .            (2)

Рівність (2) є основною теоремою зачеплення, яку можна сформулювати так: спільна нормаль у точці дотику елементів вищої пари кочення та ковзання ділить лінію центрів на частини, обернено пропорційні кутовим швидкостям. Цю теорему ще називають теоремою Вілліса.

Деколи використовують іншу форму доведення. Розглядають проекції на нормаль абсолютних швидкостей  та . Вони повинні бути рівні між собою за умовою контактування профілів  та  без розмикання контакту та без проникнення одного профілю у інший:

,

або враховуючи, що , а ,

отримаємо .

Точка Р, що ділить лінію центрів О₁О₂ на частини, обернено пропорційні кутовим швидкостям, є миттєвим центром обертання у відносному русі ланок 1 і 2, в теорії зачеплення називається полюсом зачеплення. Радіуси  і  є радіус-векторами центроїд у відносному русі ланок 1 та 2.

Згадаємо теоретичну механіку. Нерухомою центроїдою називають геометричне місце миттєвих центрів обертання, тобто, положень т. Р на нерухомій площині. Рухомою центроїдою називають геометричне місце миттєвих центрів швидкостей у площині, яка зв’язана з рухомою плоскою фігурою. При русі плоскої фігури у її площині рухома центроїда котиться без ковзання по нерухомій. Обернена теорема про центроїди свідчить, що будь-який рух плоскої фігури в її площині можливо здійснити шляхом кочення без ковзання рухомої центроїди по нерухомій.

Миттєвий центр швидкостей Р є точка плоскої фігури, швидкість якої у даний момент дорівнює нулю. Вона визначається як точка перетину перпендикулярів, проведених з будь-яких двох точок фігури до векторів швидкостей цих точок. У кожний момент часу з миттєвим центром швидкостей співпадає миттєвий центр обертання – точка нерухомої площини, поворотом навколо якої плоска фігура переміщується з одного положення у нескінченно близьке до нього.

Знайдемо центроїди для розглядуваного випадку. По відношенню до ланки 1 ланка 2 має складний рух. Використовуючи метод обернення руху (зупинки) можна вказати напрями відносних швидкостей двох точок, наприклад  і : це, відповідно, перпендикуляр до  та спільна дотична t-t до профілів. Звідси, миттєвий центр швидкостей Р знаходиться у точці перетину міжосьової віддалі О₁О₂та спільної нормалі до профілів, яка проведена у точці контакту К.

Сукупність послідовних положень т. Р на нерухомій та рухомій площинах утворять, відповідно, рухому та нерухому центроїди.

При змінному значенні передатної функції u₁₂ полюс зачеплення Р займає на лінії центрів О₁О₂змінне положення. При сталому значенні u₁₂ полюс зачеплення розміщується в одній і тій же точці на прямій О₁О₂; радіуси центроїд ланок 1 і 2 постійні. Отже, при передачі обертового руху між ланками з паралельними осями і постійним передатним відношенням центроїди представляють собою кола. В теорії зачеплення ці кола називаються початковими колами і позначаються .

Відзначимо також, що відносний рух зубчастих коліс представляють як кочення без ковзання одного початкового кола по іншому.

Основною кінематичною умовою для профілів зубців зубчастих коліс є умова сталості миттєвого передатного числа.

Основну теорему зачеплення стосовно зубчастих коліс формулюють ще так: для того, щоб передатне відношення за період зачеплення двох профілів зубців було сталим, необхідно, щоб нормаль до профілів у точці їх дотику, проходила через одну і ту ж точку на лінії центрів коліс та ділила лінію центрів у незмінному відношенні.

Зауважимо також, що якщо полюс зачеплення Р розміщений між осями О₁і О₂, то ланки обертаються у різних напрямах, тобто u₁₂ має знак мінус, а зачеплення називається зовнішнім. Якщо полюс Р розміщується ззовні відрізка О₁О₂, то ланки обертаються в однакових напрямах, передатне відношення має знак плюс, а зачеплення називається внутрішнім.

Усі криві, що задовольняють основну теорему зачеплення, можуть бути використані для утворення бокових поверхонь зубців циліндричних передач.

Отже, першою вимогою до кривих, якими окреслені профілі зубців, є відповідність профілів основній теоремі зачеплення. Цю умову задовольняють багато кривих. Однак профілі зубців повинні ще бути такими, щоб сприяти нескладному виготовленню зубчастих коліс з різним числом зубців, забезпечувати високий коефіцієнт корисної дії передачі, достатню міцність зубців, тощо. Цим вимогам найбільше відповідає евольвентне зачеплення і тому його найбільш широко застосовують у зубчастих передачах загального машинобудування.

Евольвентне зачеплення, запропоноване Ейлером, має суттєві технологічні та експлуатаційні переваги:

– простота побудови евольвентних профілів зубців;

– виготовлення евольвентних коліс та інструменту для їх нарізання є найбільш простим, зокрема зубці можна нарізати інструментом рейкового типу з прямолінійним профілем;

– допускається, в певних межах, відхилення міжосьової відстані (при неточності виготовлення, монтажу), при цьому зберігається постійним передатне відношення;

– евольвентне зачеплення допускає виправлення (коригування) робочого профілю зубців із метою вибору оптимальних відрізків евольвенти, що забезпечує кращі характеристики передачі.

Використовують інші види зачеплень (циклоїдальні, кругові, годинникові та інші). Серед “неевольвентних” зачеплень найбільше розповсюдження отримало зачеплення Новікова, яке характеризується високою міцністю зубців.