6319

Зубчатые передачи

Реферат

Производство и промышленные технологии

Основные понятия о зубчатых передачах Общие сведения В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес (рис. 1, а - в). Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее - колесом....

Русский

2013-01-03

672.36 KB

80 чел.

1 Основные  понятия о зубчатых  передачах

1.1 Общие сведения

В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес (рис. 1, а — в). Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, параметрам колеса — индекс 2. Зубчатые передачи — самый распространенный вид механических передач, так как могут надежно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 275 м/с.

Рис. 1.   Цилиндрические  зубчатые   передачи   внешнего  зацепления

Зубчатые передачи широко применяют во всех отраслях машиностроения и приборостроения.

Достоинства. 1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей. 2. Малые габариты. 3. Большая долговечность. 4. Высокий к.п.д. 5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники. 6. Постоянство передаточного числа. 7. Простота обслуживания.

Недостатки. 1. Относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа. 2. Шум при больших скоростях.

Классификация. В зависимости от взаимного расположения геометрических осей валов зубчатые передачи бывают: ц и л и н дрические— при параллельных осях (рис. 1); к о н и ч е с к и е — при пересекающихся осях (рис. 2, а, б); в и н т о вые — при скрещивающихся осях (рис. 3). Винтовые зубчатые передачи характеризуются повышенным скольжением в зацеплении и низкой нагрузочной способностью, поэтому имеют ограниченное применение.

Рис. 2. Конические зубчатые передачи: а — прямозубая;                           Рис.   3.   Винтовая зубчатая    

б— с круговым зубом;                                                                                           передача

Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу (рис. 4), которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. Рейку рассматривают как колесо, диаметр которого увеличен до бесконечности.

Рис. 4. Реечная передача                      Рис.  5.   Цилиндрическая прямозубая передача   внутреннего                                      Ы.                                                             зацеплении

В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 1) передачи: прямозубые (а), к о с о з у б ы е (б), ш е в р о н н ы е (в) и с круговыми зубьями (см. рис. 2, б).

В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные, с зацеплением Новикова, циклоидальные. В современном машиностроении широко применяют эвольвентное зацепление .

В 1954 г. М. Л. Новиков предложил принципиально новое зацепление, в котором профиль зуба очерчен дугами окружностей. Это зацепление возможно лишь при косых зубьях.

Циклоидальное зацепление в настоящее время сохранилось в приборах и часах.

В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают в н е ш н е г о (см. рис. 1) и  в н у т р е н н е г о (рис. 5) зацепления. Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, как наиболее распространенные.

В зависимости от конструктивного исполнения различают о т к р ы т ы е и  з а к р ы т ы е зубчатые передачи. В открытых передачах зубья колес работают всухую или периодически смазываются пластичным смазочным материалом и не защищены от влияния внешней среды. Закрытые передачи помещаются в пыле- и влагонепроницаемые корпуса (картеры) и работают в масляной ванне (зубчатое колесо погружают в масло на глубину до ⅓  радиуса).

В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают о д н о-  и   м н о г о с т у п е н ч а т ы е.

В зависимости от относительного характера движения валов различают р я д о в ы е зубчатые передачи (рис. 1)    и   п л а н е т а р н ы е.

 1.2 Основы теории зубчатого зацепления

N

Профили зубьев пары колес должны быть сопряженными, т. е. заданному профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определенный профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного числа, профили зубьев нужно очертить такими кривыми,  которые удовлетворяли  бы требованиям основной теоремы зацепления.

     Рис. 6. Схема к доказательству основной теоремы зацепления

Основная теорема зацепления. Для доказательства теоремы рассмотрим пару сопряженных зубьев в зацеплении (рис. 6). Профили зубьев шестерни и колеса касаются в точке S, называемой   т о ч к о й      з а ц е п л е н и я. Центры вращения О1 и О2 расположены на неизменном расстоянии aw друг от друга. Зуб шестерни, вращаясь с угловой скоростью w1, оказывает силовое действие на зуб колеса, сообщая последнему угловую скорость w2. Проведем через точку S общую для обоих профилей касательную ТТ и нормаль NN. Окружные скорости точки S относительно центров вращения О1 и О2:

v1 = O1 S w1              и        v2 = O2 S w2

Разложим v1 и v2 на составляющие v'1 и v'2 по направлению нормали NN и составляющие v''1 и v''2 по направлению касательной ТТ. Для обеспечения постоянного касания профилей необходимо соблюдение условия v'1 = v'2, в противном случае при v'1 < v'2 зуб шестерни отстанет от зуба колеса, а при v'1 > v'2 произойдет врезание зубьев. Опустим из центров O1 и О2 перпендикуляры O1B и О2С на нормаль NN.

Из  подобия треугольников  aeS  и  BSO1   v'1 / v2 = O1B / O1S,

откуда

Из подобия треугольников afS и CS02   v'2 / v2 = O2C / O2S, откуда  v'2 = (v2/02S) O2C = w2 *O2C.    Ho v'1 = v'2, следовательно, w1 * O1B = w2 * O2C.

П е р е д а т о ч н о е     ч и с л о

                                                                u = w1 / w2 = O2C / O1B.                                                       (1)

Нормаль NN пересекает линию центров О1О2 в точке П, называемой п о л ю с о м    з а ц е п л е н и я. Из подобия треугольников О2ПС и О1ПВ

           O2C / O1B = O2П / O1П = rw1 / rw2                                    (2)

Сравнивая отношения (1) и (2), получаем

u = w1 / w2 = rw1 / rw2 = const

 

                                                                                                                         (3)

Таким образом, основная теорема зацепления формулируется: для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль NN, проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами O1O2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.

Полюс зацепления П сохраняет неизменное положение на линии центров O1O2, следовательно, радиусы rw1 и rw2 также неизменны.

Окружности радиусов rw1 и rw2 называют н а ч а л ь н ы м и. При вращении зубчатых колес начальные окружности перекатываютсяч друг по другу без скольжения, о чем свидетельствует равенство их окружных скоростей w1rw1 = w2rw2, полученное из формулы (3).

Из множества кривых, удовлетворяющих требованиям основной теоремы зацепления, практическое применение в современном машиностроении получила э в о л ь в е н т а о к р у ж н о с т и, которая:

а) позволяет сравнительно просто и точно получить профиль зуба в процессе нарезания;

б) без нарушения правильности зацепления допускает некоторое   изменение   межосевого  расстояния   aw   (это   изменение может    возникнуть   в    результате   неточностей   изготовления и сборки).

Эвольвента окружности (рис. 8.7). Эвольвентой окружности называют кривую, которую описывает точка S прямой NN, перекатываемой без скольжения по окружности радиуса гb. Эта окружность называется эволютой или о с н о в н о й   о к р у ж н о с т ь ю, а перекатываемая прямая NN — п р о и з в о д я щ е й     п р я м о й.

Характер эвольвентного зубчатого зацепления определяется свойствами эвольвенты.

  1.  Производящая прямая NN является одновременно касательной к основной окружности и нормалью ко всем производимым ею эвольвентам.
  2.  Две эвольвенты  одной  и  той  же  основной  окружности эквидистантны *.
  3.  С увеличением радиуса rb основной окружности эвольвента становится более пологой и при rb → ∞ обращается в прямую.
  4.  Радиус кривизны эвольвенты в точке S2 равен длине дуги S0B основной окружности. Центр кривизны эвольвенты в данной точке находится на основной окружности.

1.3 Изготовление зубчатых колес

Заготовки зубчатых колес получают литьем, ковкой в штампах или свободной ковкой в зависимости от материала, формы и размеров. Зубья колес изготовляют накатыванием, нарезанием, реже литьем.

Накатывание зубьев. Применяется в массовом производстве. Предварительное формообразование зубьев цилиндрических и конических колес производится г о р я ч и м    н а к а т ы в а н и е м. Венец стальной заготовки нагревают токами высокой частоты до температуры ~ 1200 °С, а затем обкатывают между колесами-накатниками. При этом на венце выдавливаются зубья. Для получения колес более высокой точности производят последующую механическую обработку зубьев или холодное накатывание — калибровку.

Х о л о д н о е    н а к а т ы в а н и е зубьев применяется при модуле до 1 мм. Зубонакатывание — высокопроизводительный метод изготовления колес, резко сокращающий отход металла в стружку.

Нарезание зубьев. Существует два метода нарезания зубьев: копирование и обкатка. М е т о д    к  о п и р о в а н и я заключается в прорезании впадин между зубьями модульными фрезами (рис. 8): дисковыми (а) или пальцевыми (б). После прореза-ния каждой впадины заготовку поворачивают на шаг зацепления. Профиль впадины представляет собой копию профиля режущих кромок фрезы, отсюда и название — метод копирования. Метод копирования — малопроизводительный и неточный, применяется преимущественно в ремонтном деле.

Рис.   7.   Схема   нарезания

зубьев      методом

обкатки

Нарезание зубьев м е т о д о м   о б к а т к и основано на воспроизведении зацепления зубчатой пары, одним из элементов которой является режущий инструмент — червячная фреза (рис. 9, а), долбяк (рис.9, б) или реечный долбяк — гребенка (см. рис. 7). Червячная фреза имеет в осевом сечении

Рис. 8. Нарезание зубьев методом копирования

форму инструментальной рейки. При нарезании зубьев заготовка и фреза вращаются вокруг своих осей, обеспечивая непрерывность процесса.

Нарезание зубьев червячными фрезами широко применяют для изготовления

Рис. 9. Нарезание зубьев методом обкатки

цилиндрических колес с внешним расположением зубьев. Для нарезания колес с внутренним расположением зубьев применяют долбяки. Гребенками нарезают прямозубые и косозубые колеса с большим модулем зацепления.

Нарезание зубьев конических колес методом обкатки производится строганием (рис. 10, а), фрезерованием (рис. 10, б), инструментом с прямобочным профилем или резцовыми головками.

Отделка зубьев. Зубья точных зубчатых колес после нарезания подвергают отделке шевингованием, шлифованием, притиркой или обкаткой.

Ш е в и н г о в а н и е    применяют для тонкой обработки незакаленных колес. Выполняют инструментом — шевером, имеющим вид зубчатого колеса с узкими канавками на поверхности зубьев. Вращаясь в зацеплении с обрабатываемым колесом, шевер снимает режущими кромками канавок волосообразные стружки с зубьев колеса.

Ш л и ф о в а н и е   применяют для обработки закаленных зубьев. Выполняют шлифовальными кругами способом копирования или обкатки.

Рис. 10. Нарезание конических колес

П р и т и р к у   используют для отделки закаленных зубьев колес. Выполняют притиром – чугунным точно изготовленным колесом с использованием притирочных абразивных паст.

О б  к а т к а   применяется для сглаживания шероховатостей на рабочих поверхностях зубьев незакаленных колес. В течение 1…2 мин зубчатое колесо обкатывается под нагрузкой с эталонным колесом большой твердости.

1.4  Материалы зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. В качестве материалов колес применяют стали, чугуны и пластмассы.

Стали. Основными материалами для зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.

П е р в а я    г р у п п а  -  колеса с твердостью поверхностей зубьев Н 350 НВ. Применяются в слабо- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г, легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др. Термообработку — улучшение производят до нарезания зубьев. Колеса при твердости поверхностей зубьев Н 350 НВ хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прираба-тываемости твердость шестерни прямозубой передачи должна быть на (25...50) НВ больше твердости колеса.

Для косозубых передач твердость НВ рабочих поверхностей зубьев шестерни желательна возможно большая.

В т о р а я   г р у п п а — колеса с твердостью поверхностей Н>350 НВ. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией, азотированием, цианированием. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.

Зубья колес с твердостью поверхностей Н>350 НВ не прирабатываются. Для неприрабатывающихся зубчатых передач обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

П о в е р х н о с т н а я   з а к а л к а   зубьев с нагревом токами высокой частоты (т.в.ч.) целесообразна для шестерен с модулем m ≥ 2 мм, работающих с улучшенными колесами, ввиду хорошей приработке зубьев. При малых модулях мелкий зуб прокаливается насквозь, что делает его хрупким и сопровождается короблением. Для закалки т.в.ч. используют стали 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ.

Ц е м е н т а ц и ю   применяют для колес, размеры которых должны быть минимальные (авиация, транспорт и т.п.). Для цементации используют стали 20Х, 12ХН3А и др.

А з о т и р о в а н и е   обеспечивает особо высокую твердость поверхностных слоев зубьев. Для передач, в которых отсутствует абразивное изнашивание зубьев, можно применять азотирование. Оно сопровождается малым короблением и позволяет получать зубья 7-й степени точности без отделочных операций. Для повышения прочности сердцевины зуба заготовку колеса подвергают улучшению. Для азотирования применяют стали 40ХНМА, 40Х2НМА, 38ХМЮА, 38Х2Ю.

Колеса с твердостью Н > 350 НВ нарезают до термообработки. Отделку зубьев производят после тармообработки.

Выбор марок сталей для зубчатых колес. Без термической обработки механические характеристики всех сталей близки, поэтому применение легированных сталей без термообработки недопустимо.

Прокаливаемость сталей различа: высоколегированных – наибольшая, углеродистых – наименьшая. Стали с плохой прокаливавемостью при больших сечениях заготовок нельзя термически обработать на высокую твердость. Поэтому марку стали для зубчатых колес выбирают с учетом размеров их заготовок.

Рис 11. Эскизы заготовок червяка и вала шестерни Dзаг  = da + 6 мм   или    Dзаг  = dae + 6 мм   

Характеристики сталей зависят не только от химического состава и вида термообработки, но также и от предельных размеров заготовок: диаметра заготовки шестерни или червяка Dnpeд и наибольшей толщины сечения заготовки колеса Sпред.

Стальное литье. Применяют при изготовлении крупных зубчатых колес (da  500 мм). Употребляют стали 35Л...55Л. Литые колеса подвергают нормализации.

Чугуны. Применяют при изготовлении зубчатых колес тихоходных открытых передач. Рекомендуются чугуны СЧ18...СЧ35. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются, но имеют пониженную прочность на изгиб.

Пластмассы. Применяют в быстроходных слабонагруженных передачах для шестерен, работающих в паре с металлическими колесами. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. Наиболее распространены текстолит, лигнофоль, капролон, полиформальдегид.

1.5. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач

В процессе работы на зубья действуют силы передаваемой нагрузки и силы трения. Для каждого зуба напряжения изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу. Повторно-переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: их поломки и выкрашивания рабочих поверхностей. Трение в зацеплении вызывает изнашивание и заедание зубьев.

Поломка зубьев. Это наиболее опасный вид разрушения. Излом зубьев является следствием возникающих в зубьях повторно-переменных напряжении изгиба и перегрузки. Усталостные трещины образуются у основания зуба на той стороне,  где  от  изгиба   возникают  наибольшие

Рис. 12. Виды разрушения зубьев

напряжения растяжения. Прямые короткие зубья выламываются полностью, а длинные, особенно косые, обламываются по косому сечению (рис. 12, а). Усталостную поломку предупреждают расчетом на прочность по напряжениям изгиба σf, применением коррекции, а также увеличением точности изготовления и монтажа передачи.

Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Основной вид разрушения зубьев для большинства закрытых передач. Возникает вследствие действия повторно-переменных контактных напряжений σн. Разрушение начинается на ножке зуба в околополюсной зоне, где развивается наибольшая сила трения, способствующая пластическому течению металла и образованию микротрещин на поверхности зубьев. Развитию трещин способствует расклинивающнй эффект смазочного материала, который запрессовывается и трещины зубьев при зацеплении. Развитие трещин приводит к выкрашиванию частиц поверхности, образованию вначале мелких ямок (рис. 12, б), переходящих далее в раковины. При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки (масло выжимается в ямки), что приводит к быстрому изнашиванию и задиру зубьев. Возрастают динамические нагрузки, шум, температура.

При твердости поверхностей зубьев Н < 350 НВ может наблюдаться ограниченное выкрашивание, возникающее лишь на участках с концентрацией напряжений. После приработки зубьев такое выкрашивание прекратится.

Прогрессирующее выкрашивание возникает при твердости поверхности зубьев Н > 350 НВ, оно постепенно поражает всю рабочую поверхность ножек зубьев.

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают расчетом на прочность по контактным напряжениям, повышением твердости поверхности зубьев, применением коррекции, повышением степени точности, правильным выбором сорта масла.

В открытых передачах выкрашивания не наблюдается, так как изнашивание поверхности зубьев опережает развитие усталостных трещин.

Изнашивание зубьев. Основной вид разрушения зубьев открытых передач. По мере изнашивания зуб утоняется (рис. 12, в), ослабляется его ножка, увеличиваются зазоры в зацеплении, что в конечном счете приводит к поломке зубьев. Разрушению зубьев предшествует возникновение повышенного шума при работе передачи. Изнашивание можно уменьшить защитой от попадания абразивных частиц, повышением твердости и понижением шероховатости рабочих поверхностей зубьев, уменьшением скольжения зубьев путем коррекции.

Заедание зубьев. Заключается в приваривании частиц одного зуба к другому вследствие местного повышения температур в зоне зацепления. Образовавшиеся наросты на зубьях задирают рабочие поверхности других зубьев, бороздя их в направлении скольжения (рис. 12, г). Заедание зубьев предупреждают повышением твердости и понижением шероховатости рабочих поверхностей зубьев, применением коррекции, правильным подбором противозадирных масел.

2 ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ

1.1 Общие сведения

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют к о с о з у б ы м и  (см. рис. 1, б). В отличие от прямозубой в косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Увеличивается время контакта одной пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передается по большому числу контактных линий, что значительно снижает шум и динамические нагрузки.

Чем больше угол наклона линии зуба β, тем выше плавность зацепления. У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β равны, но противоположны по направлению.

Если к передачам не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают правыми, а шестерни левыми.

У косозубого колеса (рис. 13) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном (tt) , и нормальном (п – n) направлениях. В первом случае получим окружной шаг pt, во втором — нормальный шаг р. Различными в этих направлениях будут и модули зацепления:

Рис. 13. Геометрические размеры

косозубого   колеса

где mt и m — окружной и нормальный модули зубьев.

Согласно рис. 13

следовательно,

где β  - угол наклона зуба на делительном цилиндре.

Нормальный модуль m должен соответствовать стандарту и являться исходной величиной при геометрических расчетах.

Делительный и начальный диаметры

      

 

Косозубое колесо нарезают тем же инструментом, что и прямозубые. Наклон зуба получают поворотом инструмента на угол β. Профиль косого зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямого зуба модуля т.

Высоты головки косого зуба   ha   и ножки   hf   соответственно равны:

Диаметр вершин

Межосевое расстояние

    В косозубой передаче, меняя значение угла β, можно незначительно изменить аw.

    Прямозубую передачу можно рассматривать как частный случай косозубой, у которой которой  β = 0

1.2 Эквивалентное колесо

А-А

Как указывалось выше, профиль косого зуба в нормальном сечении АА (рис. 14) соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении А А (см. рис. 14) образует эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления

Рис. 14.  Схема для определения zv 

косозубого колеса

Профиль зуба в этом сечении почти совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, делительный диаметр которого

   dv = 2 pv = d / cos2 β = mt z / cos2 β = mz / cos3  β = mzv ,

откуда    э к в и в а л е н т н о е     ч и с л о     з у б ь е в

где z – действительное число зубьев косозубого колеса.

Из этой формулы следует, что с увеличением β возрастает  zv.

1.3. Силы в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила Fn составляет угол β с торцом колеса (рис. 15). Разложив Fn на составляющие, получим:

радиальную силу

где Ft = 2T2  / d2окружная сила;

осевую силу

При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или левое).

Рис. 15. Схема сил в косозубой передаче

Осевая сила Fa дополнительно нагружает подшипники, возрастая с увеличением β. По этой причине для косозубых колес принимают β = 8...18°. Наличие в зацеплении осевых сил является недостатком косозубой передачи.

1.4. Расчет на контактную прочность

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев уменьшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых.

Проектировочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для стальной косозубой пары

где Т2 — в Н * мм;  [σ]н —  в  Н / мм2.

Проверочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи контактные напряжения в поверхностном слое косых зубьев

где дополнительно по стандарту:

ZH  1,76 cos β —  коэффициент,  учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Среднее значение ZH  1,71;

—  коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Среднее значение Zε  ≈ 0,8;

ZМ = 275 Н1/2/мм — для   стальных   колес.

Следовательно,

где Ft — в Н; d2, b2  — в мм; KHα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес 7...8-й степени точности:

КНα  = 1,04...1,09 при υ ≤5 м/с,

КНα = 1,07...1,13 при υ = 5...10 м/с;

КНβ  — коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца;

КНυ — коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач рекомендуется:

КНυ = 1,02...1,06 при любой твердости зубьев и υ ≤ 10 м/с,

КНυ = 1,1 при твердости зубьев Н 350 НВ и υ = 10...20 м/с,

КНυ = 1,05 при твердости зубьев Н > 350 НВ и υ = 10...20 м/с.

1.5. Расчет на изгиб

Аналогично   расчету   прямозубой   передачи условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи

где YF — коэффициент формы зуба, выбирают по эквивалентному числу зубьев zv;

Yβ  = 1 - β /140° — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

КFa — коэффициент,     учитывающий     распределение     нагрузки  между зубьями. Для косозубых колес  при  υ ≤ 10 м/с  и 7...8-й степеней точности КFa = 0,81...0,91;

КFβ — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

КFυ — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Для косозубых передач при υ ≤ 10 м/с:

КFυ = 1,2 при твердости зубьев колеса Н   350 НВ,

КFυ = 1,l при твердости зубьев колеса Н > 350 НВ.

1.7 Шевронные цилиндрические передачи

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое (см. рис. 1, в). Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы Fa/2 взаимно уравновешиваются на колесе и на подшипники не передаются (рис. 16). Это обстоятельство позволяет принимать у шевронных колес угол наклона зуба β = 25...40°, что повышает прочность зубьев и плавность передачи.

Шевронные зубчатые колеса изготовляют с дорожкой в середине колеса для выхода режущего инструмента (червячной фрезы на рис. 16) или без дорожки (нарезаются долбяком или гребенкой со специальной заточкой, см. рис. 1, в).

Шевронные колеса без дорожки нарезают на специальных малопроизводительных и дорогих станках, поэтому их применяют реже, чем колеса с дорожкой. Ширина дорожки а = (10...15) m.

Шевронный зуб требует строго определенного осевого положения шестерни относительно колеса, поэтому пары монтируют в подшипниках, допускающих осевую «игру» вала.

Рис.   16.  Схема сил  на шевронном колесе

Недостатком шевронных колес является большая стоимость их изготовления. Применяются в мощных быстроходных закрытых передачах.

Геометрический и прочностной расчет шевронной передачи аналогичны расчетам косозубой передачи. Для шевронной передачи коэффициент ширины обода колеса ψа = 0,4…0,8.

При строгой параллельности   зубьев и осей О2О2 и O1O1 прямые  зубья  входят в  зацепление   по  всей  длине   В   (рис. 17, а)

Если колесо шириной В, имеющее прямые зубья, разрезать нa ряд тонких колес 1, 2, 3, 4, 5 (рис. 17, б) и каждое из них повернуть на оси относительно предыдущего на некоторый угол, чтобы зуб сместился на дугу s, то получится колесо со ступенчатым зубом. При вращении колес в зацепление последовательно" >удут входить участки 1 1, 2—2, 3 3 и т. д. В такой же последовательности они будут и выходить из зацепления.

Взяв бесконечно большое число бесконечно тонких колес, получим косой (винтовой) зуб, наклоненный к оси вращения под углом β (рис. 17, в). Косые зубья работают более плавно по сравнению с прямыми зубьями, так как одновременно в зацеплении находится большее число зубьев при той же ширине колес В. Существенным недостатком косозубых колес   является наличие   осевого   усилия Рос,   стремящегося

сдвинуть колеса вдоль оси вала. Из рис. 17, в видно, что чем больше будет угол β, тем больше будет и осевое усилие Рос при одном и том же окружном усилии Р0кр. На рис. 17, в показано направление давления зуба шестерни на зуб колеса.

Для  исключения осевой нагрузки на опоры на валу устанавливают два косозубых колеса с наклоном зубьев в противоположные стороны. При этом следует иметь в виду, что при неточной продольной установке колес на валу может оказаться, что будет соприкасаться только одна пара зубьев из двух сопряженных пар колес, например левая, как показано на рис. 18 (как правило, один из валов делают самоустанавливающимся относительно другого).

Осевая сила Рос стремится сдвинуть влево вал вместе с закрепленным на нем колесом. Для распределения окружного усилия Рокр поровну на оба колеса необходимо предусмотреть

продольный так называемый монтажный зазор е между опооой и бортиком вала.

После сдвига шестерни (и   вала)   влево   под  действием силы Рос давление на   обе   половины колеса и  шестерни распределяется поровну.

1.8 Зубчатые передачи с зацеплением М. Л. Новикова

Рис. 19. Схема движения контактной

площадки в эвольвент ном зацеплении

Эвольвентное зацепление, распространенное в современном машиностроении, является л и н е й ч а т ы м, так как контакт зубьев происходит по линии (практически по узкой площадке), расположенной вдоль зуба (рис. 19). Вследствие малого приведенного радиуса кривизны контактная прочность эвольвентного зацепления сравнительно невысока, поэтому для современных мощных передач важен вопрос повышения несущей способности зубчатых передач.

М.Л. Новиковым было предложено новое т о ч е ч н о е    з а ц е п л е н и е, в котором профили зубьев колес в торцовом сечении очерчены по дугам окружности (рис. 20). Зуб шестерни делается выпуклым, а зуб колеса — вогнутым, что увеличивает их приведенный радиус кривизны, значительно повышая контактную прочность передачи.

Рис. 20. Схема движения контактной

площадки в зацеплении Новикова

В зацеплении Новикова контакт зубьев происходит в точке и зубья касаются только в момент прохождения профилей через эту точку (рис. 20), а непрерывность передачи движения обеспечивается винтовой формой зубьев. Поэтому зацепление Новикова может быть только косозубым с углом наклона зубьев ß=15...20°. Положение точки контакта зубьев характеризуется ее смещением от полюса, а линия зацепления располагается параллельно оси колеса. В результате упругой деформации и приработки под нагрузкой точечный контакт переходит в контакт по малой площадке (рис. 20). При взаимном перекатывании зубьев контактная площадка перемещается вдоль зуба с большой скоростью, превышающей окружную скорость колес примерно в три раза, что создает благоприятные условия для образования устойчивого масляного слоя между зубьями. По этой причине потери на трение в передаче Новикова значительно меньше.

Рис. 21. Исходный контур дозаполюсной

передачи Новикова:

ha=0,9; с=0,15; an=27°; рa=1,14...1,15;

рf=1,3...1,25

Применяют передачи Новикова с одной линией зацепления — заполюсные (реже — дополюсные) и с двумя линиями зацепления — дозаполюсные. В передачах с одной линией зацепления профиль зуба одного колеса (как правило, шестерни) выпуклый (см. рис. 20), а другого—вогнутый. Если ведущим звеном является шестерня с выпуклым профилем зубьев, то точка контакта расположена за полюсом и передачу называют з а п о л ю с н о й. Если ведущим является колесо с вогнутым профилем, то передача становится

д о п о л ю с н о й.

Д о з а п о л ю с н у ю передачу (рис.21) можно представить как сочетание дополюсной и заполюсной передач. Головки зубьев шестерни и колеса имеют выпуклый профиль, а ножки — вогнутый. Эта передача обладает большей контактной и изгибной прочностью.

Для нарезания выпуклых и вогнутых зубьев заполюсной (дополюсной) передачи требуются разные инструменты. Зубья дозаполюсной передачи нарезают одним инструментом.

Существенным   н е д о с т а т к о м   зацепления Новикова является повышенная чувствительность к изменению межосевого расстояния и колебаниям нагрузок.

Расчет передач с зацеплением Новикова ведут аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением, но с учетом их особенностей.

3. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

  1.  Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина, «Детали машин». Москва, Высшая школа, 1987г.
  2.  Я. М. Павлов, «Детали машин». Ленинград, Издательство «Машиностроение», 1969г.

 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

68824. Перетворення вхідної граматики у LL(1)-граматику 93 KB
  Аналогічне ствердження має місце відносно ліворекурсивного циклу приклад якого дають правила 1. У наведеному прикладі правила 2 3 4 6 утворюють ліворекурсивний цикл який завжди можна вилучити перетворив одне з правил наприклад 6 у ліву рекурсію. Для С існують два правила 4 та 5.
68825. Застосування ДМП-автомату для реалізації висхідного аналізу 179 KB
  Для реалізації висхідного аналізу використовується ДМП-автомат, який працює за таким принципом. Якщо вхідний рядок приймається, то у кожному такті конкатенація символів, що знаходяться у магазині, і символів, що належать до ще непрочитаної частини вхідного рядка, утворює...
68826. Порівняння LL- та LR-методів розбору 180 KB
  Генерація коду проміжний код транслююча граматика Кінцевою ціллю компіляції є отримання програми у машинному коді. Часто генерація коду здійснюється паралельно з побудовою дерева. У разі коли для отримання машинного коду виконуються декілька проходів треба передавати уявлення дерева з одного проходу у інший.
68827. Генерація машинного коду 79.5 KB
  Для перевірки подібних обмежень у компіляторах застосовують таблиці символів у яких запам’ятовують для кожного ідентифікатора його тип а можливо і іншу інформацію. У момент читання прикладної реалізації компілятор здійснює пошук відповідної інформації у таблиці.
68828. Використання бінарних дерев при роботі з таблицею символів 163 KB
  Кожний елемент містить змістовну частину і два покажчики на інші вершини. Вершини А С F що не мають ненульових покажчиків називають листями. Окремим випадком дерева є пусте дерево і дерево що складається з однієї вершини. Якщо у дереві є покажчик від вершини А до В то В називають прямим нащадком або сином А.
68829. Розподіл пам’яті 79.5 KB
  Етап розподілу пам’яті майже не залежить від мови програмування та машини. Якщо у тексті вхідної програми зустрічається опис ідентифікатору що дозволяє визначити необхідний об’єм пам’яті для його зберігання то компілятор спеціальним чином виділяє потрібну пам’ять.
68830. Компоненти лінгвістичного забезпечення САПР 60.5 KB
  Звичайно у засобах лінгвістичного забезпечення САПР виділяють три основні групи: мови програмування мови проектування та мови керування. Мови програмування використовують для розробки програм САПР.
68831. Формальні мови 88.5 KB
  Форма уявлення інформації визначається мовою тому у поданій дисципліні розглядаються питання пов’язані з переходом від однієї мови до іншої при представленні деякої інформації. Формальні мови Природні мови англійська російська українська та ін. Позбавитись цих недоліків природних мов дозволило...
68832. Загальна форма означення мови 123.5 KB
  Задати синтаксис це означає задати алфавіт та множину форм усіх речень мови семантика визначає смислове значення усіх цих речень. Існує декілька формальних засобів опису синтаксису мови. Оскільки синтаксис мови пов’язаний з множиною речень рядків символів необхідно домовитись про позначення...