38. Зубчатые передачи с зацепление Новикова и расчет этой передачи

Основной недостаток зубчатых передач с эвольвентным профилем (цилиндрических, конических, планетарных, волновых) – высокие контактные напряжения в зубьях. Они велики потому, что контактируют два зуба с выпуклыми профилями. При этом площадка контакта очень мала, а контактные напряжения соответственно высоки. Это обстоятельство сильно ограничивает "несущую способность" передач, т.е. не позволяет передавать большие вращающие моменты.

Решая проблемы проектирования тяжёлых тихоходных машин, таких как трактора и танки, Новиков разработал зацепления, в которых выпуклые зубья шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса.

Передачи с зацеплением Новикова состоят из двух цилиндрических косозубых колес или конических колес с винто­выми зубьями и служат для передачи момента между валами с параллель­ными или пересекающимися осями. Особенность зацепления Новикова состоит в том, что в этом зацеплении первоначальный линейный контакт заменен точечным, превращающимся под нагрузкой в контакт с хорошим прилеганием . Простейшими профилями зубьев, обес­печивающими такой контакт, являются профили, очерченные по дуге окруж­ности или близкой к ней кривой.

Обычно профиль зубьев шестерни делается выпуклым, а профиль зубь­ев колес вогнутым или наоборот, но могут быть передачи и с профилем зубьев шестерни и колеса, показанным на рис. Выпуклый и вогнутый профили (обычно круговые) имеют близкие по абсолютной величине радиусы кривизны. За счёт этого получается большая площадка контакта, контактные напряжения уменьшаются и появляется возможность передавать  примерно в 1,4-1,8 раза большие вращающие моменты. 

В зацеп­лении Новикова контакт зубьев теоретически осуществляется в точке, в эвольвентном зацеплении соприкосновение зубьев происходит по линии. Однако при одинаковых габаритных размерах передачи соприкосновение зубьев в зацеплении Новикова значительно лучше, чем соприкосновение в эвольвентном зацеплении.

К сожалению, при этом приходится пожертвовать основным достоинством эвольвентных зацеплений – качением профилей зубьев друг по другу и соответственно получить высокое трение  в  зубьях. Однако для тихоходных машин это не так важно.

Нормальный модуль

Торцовый модуль

Диаметр вершин зубьев

Делительный диаметр

Основной диаметр

Диаметр впадин зубьев

Нормальный шаг

Торцовый шаг

Осевой шаг

Окружная толщина зубьев

Окружная ширина впадин зубьев

Высота зуба

Высота головки зуба

Высота головки зуба  

Радиальный зазор с

Ширина венца b

Межосевое расстояние

3 9. Волновые передачи, их конструкции и расчет

Волновые передачи кинематически представляют собой планетарные

передачи с одним из колес в виде гибкого венца. Гибкий венец 1

деформируется генератором волн и входит в зацепление с центральным

колесом в двух зонах.

Принцип волновых передач заключается в многопарности зацепления

зубьев, которая определяет все положительные качества этих передач по

сравнению с другими.

Волновые передачи в сравнении с обычными зубчатыми имеют

меньшую массу и меньшие габариты, обеспечивают более высокую

кинематическую точность, имеют меньший мертвый ход, обладают высокой

демпфирующей способностью (в 4—5 раз большей, чем у обычных),

работают с меньшим шумом.

При необходимости волновые передачи позволяют передавать

движение в герметизированное пространство без применения сальников.

Волновые передачи позволяют осуществлять большие передаточные

отношения в одной ступени; при зубчатых колесах из стали Umin = 60

(ограничивается прочностью при изгибе гибкого колеса) и Umax = 300

(ограничивается минимально допустимой величиной модуля, равной

0,2...0,15 мм). При этом КПД равен 80...90 %, как и в планетарных передачах

с тем же передаточным отношением. К недостаткам волновых передач можно отнести ограниченные

частоты вращения ведущего вала генератора волн при больших диаметрах

колес (во избежание больших окружных скоростей генератора), мелкие

модули зубчатых колес (0,15... 2 мм). При серийном изготовлении в

специализированном производстве волновые передачи дешевле планетарных.

Крутильная жесткость волновых передач несколько меньше простых

зубчатых, но обычно является достаточной.

Передаточное число волновых передач пределяется так же, как для планетарных, методом остановки водила. При неподвижном жестком колесе (см. рис. 13.1)

Число зубьев условного колеса рассчитывается по следующей формуле:  

zy = zг / ( 1 ± kb mw)

где:

_w= w₀ / r_сг - относительная деформация гибкого колеса. kb - коэффициент, определяемый углом b b - угловая координата участка постоянной кривизны деформированной кривой гибкого колеса.

После определения z_y определяются:

• толщина гибкого колеса под зубчатым венцом h_c h_c = (60 + 0,2  z_г) m z_г 10 ^-4

• коэффициент смещения гибкого колеса x_г = (h_a^* + c^* + 0,5 h_c/m) d

• относительная деформация _ = ₀ / r_сг= ± [(z_ж - z_г) / z_г ] g

,где при внутреннем деформировании: знак ( + ) , d = 1 , g = 0,95 ...1.1 ,а при внешнем деформировании: знак ( - ) , d= 0,8.. 0,9 , g = 0,85 ...1.1

• радиус срединной окружности условного колеса r_cy = ( z_г + x_г ± h_a^* ± c^* ± 0,5  h_c/m) m

• радиус срединной окружности гибкого колеса r_cг = ( z_г / z_у ) r_cy

• межосевое расстояние a_w = ± r_cг  ( 1 + m_w) + r_cy

• угол зацепления a_w = arccos [± (z_ж - z_y) m cos a ] / (2 a_w ).