12.7 Передачи с круговинтовым зацеплением Новикова

Эвольвентное зубчатое за­цепление наряду с существенными достоинствами имеет ряд недостат­ков (рис. 12.21, б, в): контакт зубьев линейчатый, а поэтому повышает­ся чувствительность передачи к неточностям изготовления и сборки; увеличенные потери в зацеплении в связи со значительным скольже­нием; сопротивление контактной усталости ограничивается приведен­ным радиусом кривизны активных поверхностей зубьев. Поэтому по­вышение нагрузочной способности передачи сопровождается увеличе­нием диаметров колес и, следовательно, габаритов и массы передач.

В 1954 г. М. Л. Новиковым было предложено круговинтовое зацеп­ление, применяемое для цилиндрических и конических передач (рис. 12.22, а, б). Зубья колес в торцовом сечении очерчены дугами окруж­ностей близких радиусов (см. рис. 12.21, а). Контактная площадка перемещается не по профилю, как в прямозубом эвольвентном зацеплении, а вдоль зуба (рис. 12.21, г).

Рис. 12.21

Профили зубьев и перемещения контактной площадки: а - выпуклый и вогнутый профили зубьев; б - перемещение контактной площадки в прямо­зубом эвольвентном зацеплении; в - перемещение контактной площадки в косозубом эволь­вентном зацеплении; г - перемещение контактной площадки в зацеплении Новикова; 1-1-контактные площадки; 2-2- движение пятен контакта; β - угол наклона линии зуба

Рис. 12.22

При этом угол давления и скорость перемещения не изменяются, что позволяет очерчивать зубья несопряженными кривыми. Линия зацеп­ления параллельна осям колес. Винтовой зуб колеса передачи Новико­ва подобно косозубым эвольвентным колесам входит в зацепление и выходит из зацепления постепенно. Разработаны два варианта передач:

- с одной линией зацепления (ОЛЗ) заполюсные или дополюсные (рис. 12.23, а, б). Шестерня и колесо имеют разные профили зубьев - вы­пуклый или вогнутый. Для образования зубьев необходимы разные исход­ные контуры и инструменты. Это один из недостатков передачи с ОЛЗ;

- с двумя линиями зацепления (ДЛЗ) дозаполюсные (рис. 12.23, в). Поскольку головки зубьев колеса и шестерни выпуклые, а ножки вогнутые, зацепление может происходить как до полюса, так и за полю­сом. Зубья колес и шестерен нарезаются одним инструментом, соответст­вующим исходному контуру по ГОСТ 15023-76. Расчет геометрии передач с ДЛЗ регламен­тирован ГОСТ 17744-72. Этот ва­риант зацепления имеет в 2 раза большее число точек контакта зубьев, а следовательно, повы­шенную несущую способность, в связи с чем находит преимущест­венное применение.

Рис. 12.23. Профили зубьев колес:

а,б— заполюсной (дополюсной) передачи; в — дозаполюсной передачи

В зацеплении Новикова на­чальный контакт зубьев точечный. Профили зубьев очерчены дугами окружностей и являются сопряженными только в определенном сече­нии, которое непрерывно перемещается между торцами зубчатого вен­ца, что обеспечивает соблюдение основного закона зацепления. По­этому профили зубьев должны быть образованы винтовыми поверх­ностями. Коэффициент торцового перекрытия у передач Новикова ε_α = 0, непрерывность вращения ведомого колеса характеризуется только ко­эффициентом осевого перекрытия ε_β = b_w / p_x. Линия зацепления па­раллельна оси колес, ее длина равна b_w.

При твердости зубьев до 350 НВ допускаемая нагрузка по контакт­ной усталости примерно в 2 раза выше, чем эвольвентных прямозубых передач тех же габаритов, изготовленных из материалов такого же ка­чества. Однако изгибная прочность выпукло-вогнутых зубьев ниже, чем эвольвентных. Передачи Новикова допускают большие передаточ­ные числа. Точечный контакт зубьев делает эти передачи менее чувст­вительными к перекосам осей. Уровень шума меньше, чем у эвольвент­ных передач. Твердость свыше 350 НВ не приводит, как правило, к повышению контактной усталости. Кроме того, понижается сопротивление уста­лости по изгибным напряжениям, значительно усложняется техноло­гия изготовления колес.

Существенным недостатком зацепления Новикова является повы­шенная чувствительность к изменению межосевого расстояния и колебаниям нагрузки. Точечный контакт опасен вблизи торцов зуб­чатых венцов, при котором возможен излом краев зубьев. В связи с этим рекомендуется принимать ε_β > 1,3 для обеспечения двухпар-ного зацепления в торцовой плоскости.

Скорость перекатывания зубьев по лини­ям зацепления в осевом направлении значительна, к тому же вектор ее перпендикуля­рен к линии начального касания приработанных зубьев, что благопри­ятно для сохранения режима жидкостного трения. В связи с этим уменьшается износ зубьев и повышается КПД передачи.

Вместе с тем при твердости зубьев Н < 350 НВ и больших нагрузках увеличивается площадь контакта и при высокой скорости их перемеще­ния возрастает опасность заедания.

Подобно эвольвентным пе­редачам основными критериями работоспособности и расчета передач Новикова являются контактная усталость активных поверхностей зубьев и усталость зубьев при изгибе. При расчете эвольвентных зубча­тых передач на усталость по контактным напряжениям было использо­вано уравнение Герца. Расчет передач Новикова также выполняется на основе указанного уравнения, при этом принимаются дополнительные отступления от уравнения Герца: малая разность радиусов кривизны в торцовой плоскости, большие зна­чения радиусов кривизны продольных винтовых линий зубьев, размеры площадок контакта соизмеримы с размерами зубьев, а поэтому напряженное состояние в области контакта подобно смятию. В связи с этим расчет на контактную усталость носит услов­ный характер. Особенности работы зубьев учитываются введением корректирующих коэффициентов.