3.6.17. Цилиндрические передачи Новикова.

Классическая эвольвентная система зацепления, созданная в России академиком Д. Эйлером в 1754 г., благодаря своим бесспорным достоинствам заняла господствующее положение в современной технике. Вместе с тем, как и все системы с линейчатым контактом, она имеет серьезные органически ей присущие недостатки. Основными из них являются:

- ограниченная контактная прочность зубьев, которая, как известно, зависит от радиусов кривизны профилей зубьев (в случае эвольвентного зацепления при заданных параметрах зубчатых колес существенно изменить величину этих радиусов невозможно),

- большая чувствительность к перекосу осей валов передачи (это вызывает трудности обеспечения линейчатого контакта сопряженных поверхностей зубьев),

- сравнительно большие потери мощности ( ) за счет трения в зацеплении для одной пары зубчатых колес.

Перечисленные недостатки существенно уменьшены в системе точечного зацепления с круговинтовыми зубьями, предложенной в 1954 г. M.Л. Новиковым. За свои работы в этой области М.Л. Новикову в 1954 г. присуждена Ленинская премия.

Благодаря своим достоинствам, передачи Новикова получали широкую известность не только в России, но и за рубежом.

Так в начале 60-х годов многие иностранные фирмы ("Фиат", "Виккерс", "Юнсон" и др.) изъявили желание приобрести лицензии на передачи Новикова.

В точечном зацеплении Новикова (рис. 26) контакт зубьев перемещается не по профилю, как в прямозубом эвольвентном зацеплении, а вдоль зуба, причем скорость перемещения и угол давления остаются постоянными. Наиболее простыми, обеспечивающими точечный контакт, являются дуговые с весьма близкими радиусами кривизны при внутреннем касании. Линия зацепления в этом случае расположена параллельно оси колес, а не в плоскости их вращения. Рабочие (боковые) поверхности зубьев представляют собой круговинтовые поверхности.

Применяют передачи Новикова с одной линией зацепления — заполюсные и с двумя линиями зацепления — дозаполюсные. В передачах с одной линией зацепления профиль зубьев в одного колеса делается выпуклым (рис. 27,а), а другой — вогнутым (рис. 27,б). Ведущим в большинстве случаев делают зубчатое колесо с выпуклым профилем. В этом случае точка контакта зубьев расположена за полюсом и передачу называют заполюсной.

В продольной плоскости в связи с большими радиусами кривизны винтовых линий происходит касание также с большим радиусом кривизны, что при работе зацепления обеспечивает передачу нагрузки на значительную площадку контакта.

У передач с двумя линиями зацепления головки зубьев колеса и шестерни имеют выпуклый профиль, а ножки - вогнутый. Передачи Новикова с двумя линиями зацепления обладают большей несущей способностью, менее чувствительны к смещению осей, работают с меньшим шумом и более

Рис. 26. Цилиндрические передачи Новикова

Рис. 27. Исходные контуры для передач Новикова: а) с одной линией зацепления; б) с двумя линиями зацепления

технологичны (и для нарезания выпуклых и вогнутых зубьев требуют различные инструменты). Исходный контур передач с двумя линиями зацепления выполняют по ГОСТ 15023-69.

В основе расчета на контактную прочность передач Новикова лежат те же критерии работоспособности, что и для передач с эвольвентным профилем, но с некоторыми поправками. Это связано со сложной формой площадок контакта и с малой длиной контактных линий, а следовательно, с большим влиянием на несущую способность боковых утечек масла.

Методика расчета зубчатой передачи Новикова с двумя линиями зацепления следующая:

1. Из условия контактной прочности определяют межосевое расстояние .

где — передаточное число;

— крутящий момент на колесе, Н^.м,

— коэффициент концентрации нагрузки,

— коэффициент длины зуба (при симметричном положении колес относительно опор , при несимметричном ).

— допускаемые контактные напряжения.

2. Назначают и определяют числа зубьев. Число зубьев шестерни обычно выбирают в диапазоне , меньшие значения при больших передаточных числах, малых скоростях и кратковременной работе. Число зубьев колеса определяют по зависимости:

.

Суммарное число зубьев , как и для других передач, должно быть целым.

3. Определяют нормальный модуль передачи и угол наклона зубьев

,

где — угол наклона линии зубьев — выбирают равным 10... 24^˚ на данной стадии проектирования обычно принимают β=15^˚.

Значение модуля округляют до стандартного, по ГОСТ 14186-69. Затем уточняют фактический угол наклона линии зубьев:

.

4. Определяют основные размеры зубчатой пары.

5. Производят проверочный расчет контактных напряжений по формуле

,

где — принимают по таблицам соответственно значению ;

— коэффициент контура (равен 1,0 для контура с одной линией зацепления, а для передач с двумя линиями зацепления 1,3).

— коэффициент числа зубьев, учитывающий уменьшение площади контакта с уменьшением числа зубьев (для передач с одной линией зацепления , а для передач с двумя линиями зацепления ) и принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

,

— коэффициент, учитывающий перекрытие (определяют по графику в зависимости от — коэффициента осевого перекрытия).

— эквивалентный диаметр

.

6. Производят проверку прочности зубьев на изгиб по формуле:

,

где — коэффициент концентрации нагрузки (определяется как для эвольвентных колес);

— коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от окружной скорости и степени точности;

— коэффициент масштабного фактора;

— коэффициент прочности зубьев, выбирают от эквивалентного числа зубьев ;

— коэффициент, учитывающий расчетную длину зуба в зависимости от приведенного радиуса кривизны.

При изготовлена шестерни и колеса из разных материалов проверку прочности производят отдельно.