3360

В.А. Нилов Ю.Б. Рукин Р.А. Жилин

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Часть 3

Учебное пособие

Воронеж 2005

2

Воронежский государственный технический университет

В.А. Нилов Ю.Б. Рукин Р.А. Жилин

ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Часть 3

Утверждено Редакционно-издательским советом университета в качестве учебного пособия

Воронеж 2005

3

УДК 621.81(075.8)

Нилов В.А., Рукин Ю.Б., Жилин Р.А. Детали машин и основы конструирования: Учеб. пособие: Ч. 3. Воронеж: Воронеж. гос. техн. ун-т, 2005. 157 с.

В учебном пособии рассмотрены вопросы расчета и конструирования типовых деталей машин. Особое внимание уделено освещению вопросов, связанных с применением деталей при конструировании роботов.

Издание соответствует требованиям Государственного образовательного стандарта высшего профессионального образования по направлению 220400 «Мехатроника и роботехника», специальности 220402 «Роботы и робототехнические системы», дисциплине «Детали машин и основы конструирования».

Учебное пособие подготовлено на магнитном носителе в текстовом редакторе MS WORD 2000 и содержится в файле Конспект ДМ РС-3.doc.

Табл. 10. Ил. 59. Библиогр.: 5 назв.

Научный редактор канд. техн. наук, доц. Б.Б. Еськов Рецензенты: кафедра дорожных и строительных машин

ВГАСУ (зав. кафедрой д-р техн. наук, проф. П.И. Никулин); д-р физ.-мат. наук, проф. В.Н. Нечаев

Нилов В.А., Рукин Ю.Б., Жилин Р.А,

2005

Оформление. ГОУВПО «Воронежский государственный технический универ-

ситет», 20054

19. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ НОВИКОВА

Учебные вопросы

1.Цилиндрические передачи Новикова

2.Винтовые и гипоидные передачи

3.Волновые передачи

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 (0,5 … 1,0%) за счет трения в зацеплении для одной пары зубчатых колес.

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

Благодаря своим достоинствам, передачи Новикова получали широкую известность не только в Советском Союзе, но и зарубежом.

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

3

В точечном зацеплении Новикова (рис. 19.1) 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 зубья 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.

Рис. 19.1. Цилиндрические передачи Новикова

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.

Применяют передачи Новикова с одной линией зацепления – заполюсные и с двумя линиями зацепления – дозаполюсные. В передачах с одной линией зацепления профиль зубьев у одного колеса делается выпуклым (рис. 19.2), а другой – вогнутым. Ведущим в большинстве случаев делают зубчатое колесо с выпуклым профилем. В этом случае точка контакта зубьев расположена за полюсом и передачу называют заполюсной.

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

4

к смещению осей, работают с меньшим шумом и более технологичны их для нарезания выпуклых и вогнутых зубьев требуют различные инструменты. Исходный контур передач с двумя линиями зацепления выполняют по ГОСТ 15023-69.

Рис. 19.2. Исходный контур для передач Новикова

содной линией зацепления

Воснове 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 αw.

где: U – передаточное число,

M2 – крутящий момент на колесе, Н·м,

KHβ – коэффициент концентрации нагрузки,

ψα – коэффициент длины зуба (при симметричном положении колес относительно опор ψα = 0,5…0,63, при несиммет-

ричном ψα = 0,315…0,4).

5

[ζH] – допускаемые контактные напряжения.

2. Назначают и определяют числа зубьев. Число зубьев шестерни Z1 обычно выбирают в диапазоне Z1 = 1…25, меньшие значения при больших передаточных числах, малых скоростях и кратковременной работе. Число зубьев колеса определяют по зависимости:

Z2 = Z1+U.

Суммарное число зубьев ∑Z = Z1 + Z2, как и для других передач, должно быть целым.

3. Определяют нормальный модуль передачи и угол наклона зубьев:

где: β – угол наклона линии зубьев – выбирают равным 10... 24° на данной стадии проектирования обычно принимают β = 15°

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

где: mn2,4 – принимают по таблицам соответственно значению

mn

Kk – коэффициент контура (равен 1,0 для контура с одной линией зацепления, а для передач с двумя линиями зацепления

1,3).

6

Kz – коэффициент числа зубьев, учитывающий уменьшение площади контакта с уменьшением числа зубьев (для передач с одной линией зацепления Kz=Kz1), а для передач с двумя линиями зацепления

Кz = 0,5Kz1+Kz2.

Kz1 и Kz2 принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

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

DV – эквивалентный диаметр

6. Производят проверку прочности зубьев на изгиб по формуле:

где: KFβ – коэффициент концентрации нагрузки (определяется как для эвольвентных колес),

KV – коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от окружной скорости и степени точности,

КM – коэффициент масштабного фактора,

YV – коэффициент прочности зубьев, выбирают от экви-

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

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

7

19.1. Винтовые и гипоидные передачи

Винтовые и гипоидные передачи (рис. 19.3, 19.4) являются разновидностью зубчатых передач, но выгодно отличаются от конических передач (с пересекающимися осями) тем, что оба вала и колеса и шестерни можно вывести за пределы передачи и избежать консольного расположения шестерни.

Винтовые и гипоидные передачи относятся к передачам с перекрещивающимися осями и имеют высокую плавность и бесшумность работы. Угол перекрещивания осей валов может быть выполнен любым, но на практике чаще всего применяют передачи с углом скрещивания δ = 90°. Общим недостатком рассматриваемых передач является скольжение вдоль зубьев, вследствие чего их КПД ниже, чем зубчатых, а мощности, передаваемые ими, ограничены более узкими передачами.

Простейшей парой для передачи крутящего момента между перекрещивающимися валами является винтовая передача (рис.19.3), состоящая из двух цилиндрических колес с косыми зубьями.

В винтовых передачах начальное касание между зубьями происходит в точке в условиях значительных скоростей скольжения. Поэтому несущая способность этих передач невелика. В качестве силовых эти передачи распространения не получили. Чаще всего их применяют как “кинематические" передачи при U ≤ 5. Поскольку винтовые передачи образуются из косозубых цилиндрических колес, то для нахождения размеров винтовых колес пригодны формулы, определяющие размеры цилиндрических косозубых колес.

Передаточное число винтовой передачи равно:

где: n1;n2 – частоты вращения ведущего и ведомого валов; z1;z2 – числа зубьев ведущего и ведомых валов;

d1;d2 – диаметры делительных цилиндров ведомого и ведущего колес.

β1 – угол наклона зуба на ведущем колесе.

8