Экзамен / TMM_otvety_1
.pdfповерхности исходной производящей зубчатой рейки (ее иногда называют инструментальной), прямозубой или косозубой, в зависимости от равного или не равного нулю угла наклона линий ее зубьев. В соответствии с этим такой контур можно было бы определить как сечение рейки плоскостью, перпендикулярной линиям ее зубьев (нормальный контур).
Билет №29. Геометро-кинематические условия существования |
|
||||||||||||||
эвольвентного зацепления |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
1. Основная |
теорема зацепления применительно к эвольвентному |
||||||||||||||
зацеплению записывается так: |
q |
rw2 rb2 . |
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
i |
|
|
|
|
(3.95) |
|||||
|
|
|
|
|
12 |
|
|
rw1 |
rb1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
где rw1, rw2, rb1, rb2 – радиусы начальных и основных окружностей. |
|
||||||||||||||
2. Полный |
|
коэффициент |
|
перекрытия |
|
является |
суммой |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
торцового |
коэффициента |
перекрытия |
|
и |
осевого |
коэффициента |
|||||||||
перекрытия , т.е. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
= |
+ . |
|
|
|
|
|
|
(3.96) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Значение торцового коэффициента перекрытия может быть вычислено |
|||||||||||||||
как отношение длины активной линии зацепления g к шагу эвольвентного |
|||||||||||||||
зацепления р : |
|
|
g . |
|
|
|
|
|
(3.97) |
|
|
|
|
||
|
|
|
p |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Активная линия зацепления – участок линии зацепления, в точках |
|||||||||||||||
которого последовательно соприкасаются взаимодействующие профили |
|||||||||||||||
зубьев. При отсутствии |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
подрезания этот участок |
|
|
|
|
|
|
|
Линия зацепления |
|||||||
заключен |
|
|
|
между |
rа1 |
|
|
|
B2 |
|
|
|
|
|
|
точками |
Н1 |
|
|
и |
Н2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
H1 |
|
αa2 |
|
|
||||
(рис.3.46). |
|
|
|
Шагом O1 |
|
|
|
αa1 |
|
|
αw |
O2 |
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
αw |
|
|
|
|
||||||
зацепления |
|
|
|
|
р |
|
|
|
P |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
pα |
|
|
|||
называется |
расстояние |
|
|
|
|
H2 |
|
|
|
ra2 |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
по контактной нормали |
|
|
|
|
B1 |
|
|
|
|
|
|||||
(нормаль |
к |
|
главным |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
профилям |
в |
точке |
их |
|
|
|
|
Рис.3.46 |
|
|
|
||||
касания) между |
двумя |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
контактными точками одноименных главных профилей соседних зубьев: |
р =mcos . (3.98)
Длина активной линии зацепления g :
g H2 H1 H2 P PH1 (H2 B2 PB2 ) (B1H1 B1P)
rb2tg a2 rb2tg w rb1tg a1 rb1tg w
mz2 cos (tg a2 tg w ) mz1 cos (tg a1 tg w ) 2 2
Здесь радиус основной окружности rb получен из прямоугольного треугольника (рис.3.47), где гипотенуза – радиус делительной окружности (r=mz/2), а прилежащий катет
– радиус основной окружности: |
|
|
|
r r cos |
mz |
cos . |
(3.99) |
|
|||
b |
2 |
|
|
|
|
|
O1 |
r |
|
|
α |
C |
||
|
|||
rb |
|
||
|
B1 |
||
|
|
||
|
Рис.3.47 |
|
Окончательно g |
|
mcos |
z2 (tg a2 tg w ) z1 (tg a1 tg w ) . ) |
|
|||
|
2 |
|
Подставляя (3.98) и (3.100) в (3.97), получаем выражение для вычисления коэффициента торцового перекрытия:
|
z1(tg a1 tg w ) z2 (tg a2 tg w ) |
. |
(3.101) |
|
2 |
|
Для прямозубых зубчатых колес обычно < 1,7. Для увеличения коэффициента перекрытия используют косозубые колеса, тогда добавляется коэффициент осевого перекрытия , который может быть вычислен как
|
|
|
|
Средняя линия |
|
|
n |
|
|
(Делительная прямая) |
|
|
pt |
|
|
||
|
|
|
|
ha*m |
xm |
|
|
|
|
|
|
bw |
px |
c*m |
L |
B1 |
α |
|
P |
||||
|
|
|
|
α |
|
n |
pn |
|
r |
rb |
|
|
|
|
|
|
Рис.3.48 Рис.3.49
отношение рабочей ширины венца передачи bw к осевому шагу рх (рис. 3.48):
|
|
|
bw |
|
bw sin |
, |
(3.102) |
|
|
||||||
|
|
px |
|
mn |
|
||
|
|
|
|
|
где mn – расчетный или нормальный модуль, т.е. модуль в нормальном сечении nn.
3. Определим условие отсутствия подрезания в прямозубой эвольвентной передаче. На рис.3.49 изображено зацепление колеса с инструментальной рейкой (станочное зацепление) в момент, когда на линии
зацепления РВ1 располагается точка притупления прямолинейного профиля рейки и, следовательно, на зубчатом колесе формируется граничная точка L (граничная точка – общая точка эвольвентной части профиля зуба и переходной кривой). Средняя линия (делительная прямая) рейки не касается делительной окружности, а смещена относительно нее на расстояние, называемое смещением и выражаемое в долях модуля: х m, где х – коэффициент смещения. Смещение считается отрицательным, если делительная прямая рейки пересекает делительную окружность колеса.
Определим радиус кривизны L эвольвенты в граничной точке.
|
|
|
|
|
h*m xm |
|
z |
|
h* x |
|
|
||
|
|
B L PB |
PL r tg |
a |
m |
|
|
sin |
a |
|
. |
(3.103) |
|
L |
|
|
|
|
|||||||||
|
1 |
1 |
b |
sin |
|
|
sin |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|||
Для |
того, |
чтобы |
не было подрезания, |
надо, |
чтобы |
радиус |
кривизны |
эвольвенты был неотрицательным: L 0. Из (3.103) следует, что
2(h* x)
z a . (3.104) sin2
При отсутствии смещения (х = 0) zmin = 17; при меньшем числе зубьев будет подрезание. Если же необходимо нарезать колесо с числом зубьев z < 17, то необходимо выполнить смещение инструмента при нарезании, причем наименьший коэффициент смещения xmin:
x |
h* |
zsin2 |
|
|
|
|
|
. |
(3.105) |
||
|
|
||||
min |
a |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Заострение зубьев возникает тогда, когда точка пересечения разноименных теоретических профилей зуба располагается внутри окружности вершин. Обычно принимают толщину зуба по дуге окружности вершин
Sa 0,25m |
(3.106) |
для кинематических передач (т.е. для тех передач, которые не предназначены для передачи больших нагрузок) и
Sa 0,4m |
|
(3.106’) |
|
|
|
для силовых. |
|
|
|
|
|
5. Интерференция |
зубьев |
будет |
pi |
|
|
Li |
|
|
|||
отсутствовать, если эвольвентный профиль зуба |
|
|
|||
|
rfi |
|
|||
одного зубчатого колеса |
сопрягается только с |
|
rLi |
||
эвольвентным профилем |
зуба другого |
колеса. |
rbi |
|
rpi |
|
|
|
|
0i |
|
|
|
|
|
Рис. 3.50 |
|
Для этого необходимо, чтобы радиус граничной точки rLi был меньше радиуса rpi нижней точки активного профиля (рис.3.50):
rLi rpi , i = 1, 2 |
(3.107) |
При удовлетворении неравенства (3.107) для обоих зубчатых колес интерференция в зубчатой передаче отсутствует.
Билет № 30. Методы нарезания зубчатых колёс.
Нарезание зубчатого колеса.
Если z – число зубьев нарезаемого колеса, то длина окружности – подвижной центроиды колеса – равна:
d zp , |
(3.89) |
где d – диаметр подвижной центроиды колеса:
d |
p |
z mz . |
(3.90) |
|
|||
|
|
|
Подвижную центроиду колеса при его зацеплении с рейкой называют
делительной окружностью. Она делит зуб на делительную головку и делительную ножку. Делительная окружность является базовой для определения элементов зубьев и их размеров. В выражении (3.90) введен основной параметр зубчатого зацепления – модуль m:
m |
p |
. |
(3.91) |
|
|||
|
|
|
Модуль измеряется в миллиметрах и может принимать только значения, оговоренные государственным стандартом.
Билет № 33. Качественные характеристики зубчатой передачи. Приведённый радиус кривизны. Зацепление Новикова
1.Приведенный радиус кривизны.
Усталостное выкрашивание является основным видом разрушения
активной поверхности зубьев закрытых и хорошо смазанных зубчатых передач.
Для предотвращения выкрашивания необходимо, чтобы контактные напряжения на активных поверхностях не превышали допустимых.
По формуле |
Герца-Беляева |
для двух |
|
контактирующих |
цилиндров |
||||||
(контактные напряжения обратно пропорциональны |
пр . |
|
|||||||||
а) |
б) |
Приведенный радиус кривизны: |
|||||||||
P |
|
||||||||||
ρ |
|
|
|
|
|
1 2 . |
|
||||
|
2 |
|
|
|
пр |
(3.121) |
|||||
|
|
|
|
|
1 2 |
|
|||||
|
ρ |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Максимальная контактная |
|||||||||
Рис. 3.58 |
прочность достигается максимальной |
||||||||||
суммой коэффициентов смещения х = |
|||||||||||
|
|
||||||||||
х1 + х2. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
В зубчатой передаче внутреннего |
|||||||||
а) |
б) |
зацепления приведенный радиус |
|||||||||
ρ |
|
кривизны значительно больше, чем в |
|||||||||
2 |
|
передаче внешнего зацепления: |
|||||||||
ρ |
|
|
пр |
1 2 . |
|
(3.122) |
|||||
|
|
|
|
1 2 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||
1 |
|
Зацепление Новикова. |
|
||||||||
|
|
|
|||||||||
Рис. 3.59 |
Особенность |
зацепления Новикова |
|||||||||
|
|
– торцовый |
коэффициент |
перекрытия |
|||||||
|
=0, |
поэтому |
|
|
= |
, т.е. |
зацепление |
||||
Рис. 3.60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
работоспособно только в косозубом исполнении. |
|||||||||||
|
Недостаток зацепления Новикова – чувствительность к точности изготовления, которое является достаточно сложным.
Билет № 34. Качественные характеристики зубчатой передачи: |
|||||||
коэффициент, |
учитывающий |
форму |
зуба; удельное скольжение; |
||||
R |
|
|
коэффициент перекрытия. |
|
|
||
|
|
2. Коэффициент, учитывающий форму зуба. Под |
|||||
|
P |
|
|||||
|
|
действием приложенных нагрузок может произойти |
|||||
|
F |
|
|||||
|
|
поломка зубьев. Зубья должны быть рассчитаны на |
|||||
|
B |
|
|||||
A |
|
изгибную прочность. |
|
|
|||
σи |
|
|
R – реакция со стороны сопряженного колеса, |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Р – окружная сила, |
|
|
||
σсж |
|
|
F –радиальная сила, сжимающую зуб. |
|
|||
|
|
Сравнивая суммарные напряжения зоны «А» и |
|||||
|
|
|
|||||
σΣ |
|
|
«В», приходим к |
выводу, что наиболее |
опасной |
||
|
|
является зона «А», т.к. именно в ней наибольшие |
|||||
|
|
|
|||||
|
|
|
положительные напряжения. |
|
|
||
Рис. 3.61 |
|
Максимальное |
значение |
нормальных |
|||
|
|
|
|||||
напряжений в опасном сечении зуба обратно пропорционально коэф- |
|||||||
фициенту YF, учитывающему форму зуба. С увеличением этого |
|||||||
коэффициента |
напряжения от |
изгиба |
уменьшаются. Коэффициент YF |
||||
K D |
|
|
зависит в числе прочего от коэффициента |
||||
d |
|
смещения и от того, является ли зубчатое колесо в |
|||||
C |
ν |
|
передаче ведущим или ведомым. |
|
|||
|
В |
|
|
|
|
|
|
O |
|
|
3. Удельное |
скольжение. |
Износ |
зубьев |
|
|
|
происходит вследствие относительного скольжения |
|||||
|
|
d =dν |
|||||
|
rb |
их активных поверхностей и наличия абразивных |
|||||
|
|
||||||
|
|
|
частиц между ними.. |
|
|
||
Рис. 3.62 |
|
dsi – |
перемещение точки |
контакта |
по i-му |
||
|
профилю, |
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
dsi – dsj – абсолютное скольжение профилей. |
|
|
Удельное скольжение, отнесенным к профилю зуба i-го зубчатого
колеса.: i |
|
dsi |
dsj |
(3.123) |
|
dsi |
|||
|
|
|
|
Бесконечно малая дуга ds: ds CD K d ,
dsi |
кi d i , |
|
|
|
кj zi |
|
|
||||||
В результате получим: |
|
|
кj |
d |
j |
, |
1 |
. |
(3.124) |
||||
|
|
||||||||||||
|
1 |
|
|
|
i |
|
кi |
z |
j |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
i |
|
кi d i |
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Коэффициент перекрытия зубчатой передачи. Он характеризует среднее число пар зубьев, находящихся одновременно в зацеплении. Для более плавной и спокойной работы он должен быть возможно большим – обычно не менее 1,2. Его вычисляют по формулам. Зная коэффициент смещения, можно полностью рассчитать геометрические параметры и размеры передачи. Остается вопрос: как выбрать коэффициенты смещения?
Билет №35. Выбор коэффициентов смещения. Блокирующий контур.
Выбор коэффициентов смещения во многом определяет геометрию и качественные характеристики зубчатой передачи. Возможность назначать смещения по своему усмотрению, не усложняя производства зубчатых колес, дает конструктору удобное средство управления геометрией и качественными показателями зубчатой передачи с сохранением ее габаритов. Однако коэффициенты смещения, выгодные, например, по изгибной прочности или по максимальной контактной прочности, вовсе не являются таковыми с точки зрения достижения максимального коэффициента перекрытия. Кроме того, выбранные коэффициенты смещения должны задавать передачу из области ее существования, т.е. в передаче должны отсутствовать подрезание, заострение, интерференция и должна обеспечиваться плавность ее работы.
Противоречивость влияния смещений на геометрию и качественные показатели передачи приводит к заключению, что универсальных рекомендаций для их определения не может быть. В каждом конкретном случае коэффициенты смещения следует назначать с учетом условий работы зубчатой передачи. Один из наиболее распространенных методов выбора коэффициентов смещения – метод «блокирующих контуров».
Зависимость геометрических параметров и качественных показателей прямозубой цилиндрической передачи от коэффициентов смещения можно показать с помощью кривых, построенных для каждого конкретного сочетания числа зубьев z1 и z2 в плоской системе координат x1, x2. В указанной системе координат каждая зубчатая передача с определенными значениями коэффициентов смещения изображается единственной точкой.
Множество точек координатного поля соответствует множеству вариантов передачи, которые можно получить при одних и тех же числах зубьев, но при различных коэффициентах смещения. Эти передачи неравноценны по своим качественным показателям, и из них надо выбирать наивыгоднейшую. При этом надо иметь в виду, что некоторые точки поля неприемлемы, так как при соответствующих им значениях x1 и x2 может быть интерференция или заострение зубьев, снижение коэффициента перекрытия и переход за предельное значение = 1 и т.п.
Предельному значению каждого из ограничивающих факторов в системе (x1, x2) соответствует определенная линия (или линии), отделяющая зону допустимых значений x1 и x2 от зоны недопустимых, где передачи без