книги из ГПНТБ / Баренбойм, А. Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры
.pdfЁ промышленности и в корабельных установках наибольшее распространение имеют зубчатые и червячные передачи.
В общем случае передачи с непосредственным соприкосновением подразделяются на простые передачи, в которых осп зубчатых колес неподвижны в пространстве, и планетарные передачи, в ко торых оси ряда колес совершают в пространстве круговое движе
ние |
относительно |
централь |
ной оси. |
|
|
Цилиндрические зубчатые ко |
||
леса |
подразделяются |
на' колеса |
с прямыми зубьями (прямозу бые) и колеса с косыми зубьями (косозубые).
У прямозубых колес (рис. 106) зубья направлены параллельно оси колеса.
На рис. 106 показана модель цилиндрической передачи с внешним зацеплением зубьев. В прак
тике иногда применяются передачи с внутренним зацеплением, как показано на рис. 107. Недостатками такого зацепления являются
Рис. 108. Косозуоая цилиндрическая передача
большая сложность в изготовлении вследствие ограниченного коли чества возможного режущего инструмента, а также из-за необходи мости поместить ведущее колесо внутри ведомого.
У косозубых колес (рис. 108) зубья направлены к оси колеса под некоторым углом. Разновидностью косозубых колес являются колеса, у которых зубья направлены так, что образуют друг с дру гом некоторый угол (рис. 109). Такие колеса называются шеврон ными. Шевронные колеса имеют широкое применение в судовых установках.
119
Цилиндрические зубчатые колеса применяются в промышлен ности для передач с параллельным расположением осей. При необ ходимости иметь передачи с перекрещивающимися осями колес применяют винтовые и червячные передачи, а с пересекающими ся — конические передачи.
Рис. 109. Шенрониия передача
Конические колеса также подразделяются на колеса с прямыми зубьями (см. рис. 163) и косыми и криволинейными (см. рис. 164
и 165).
На рис. 194 показана червячная передача с осями, перекрещи вающимися под прямым углом.
Основные зависимости передач
Отношение числа оборотов ведущего звена щ к ведомому п2 называется передаточным числом и обозначается через і.
(237)
Для случая замедлительных (редукторных) передач (рис. ПО) ;>1. Если вращение двух соприкасающихся цилиндров происходит
без взаимного проскальзывания, |
то окружные скорости этих ци |
||
линдров должны быть равны друг другу, то есть |
|
||
(U |
?і] |
(238) |
|
(І] |
fl'2 |
||
|
|||
Диаметры d\ и di носят |
название начальных диаметров. |
||
Таким образом, |
|
|
di — начальный диаметр ведущего колеса; d2— начальный диаметр ведомого колеса.
120
Следовательно, при отсутствии проскальзывания передаточное число будет равно отношению начальных диаметров ведомого
колеса к ведущему. |
|
мощность N2, то |
||
Если вал ведомого колеса должен передать |
||||
к валу ведущего колеса необходимо подвести N\, |
причем |
|
||
|
|
N, = |
|
(239) |
где ■») — к. н. д. передачи, |
|
|
||
|
|
4 = ЪубЪЪ- |
|
(24°) |
здесь |
7]3ув — к. п.д. |
зубчатого зацепления; |
|
колес. |
т), |
и тІ2— к.п.д. |
подшипников ведущего и ведомого |
||
В общем виде имеем зависимость |
|
|
||
|
|
N = ^ K 6 , |
|
(241) |
где Я — окружное |
усилие в кг\ |
|
|
|
V — окружная |
скорость в м\сек, но |
|
|
|
|
|
V = -щ - м/сек, |
|
(242) |
где г — начальный радиус колеса в м.
Подставляя значение скорости в формулу для N, получим УѴ= _Ргп974_ Кв,
но, как известно, Рг есть вращающий момент, передаваемый рас сматриваемым колесом и обозначаемый через М. Следовательно,
или |
|
|
|
М = 974 |
кГ.4, |
(243) |
|
где /V в кв. |
что |
при данной |
передаваемой |
Формула (243) показывает, |
|||
мощности N вращающий момент обратно пропорционален числу |
|||
оборотов. |
|
|
|
Пользуясь формулой (243), можно написать зависимость |
|||
Мх |
Nx |
п., |
|
М: |
N., |
П, |
|
или на основании предыдущего имеем |
|
||
Ж, |
М; |
|
(244) |
|
|
здесь /И, — вращающий момент на валу ведущего колеса; /VI, — то же на валѵ ведомого колеся.
Формула (244) показывает, что вращающий момент на ведомом валу больше момента на ведущем в і раз (без учета потерь). Это
121
значит, что вращающий момент может редуцироваться, уменьшаясь от ведомого вала (тихоходного) к ведущему.
Это обстоятельство имеет весьма важное значение, так как размеры ряда деталей, например, диаметр зубчатого колеса, вала, зависят не от величины передаваемой мощности, а от величины вращающего момента, и при одной и той же передаваемой мощ
ности (и прочих равных условиях) |
размер указанных деталей будет |
|
уменьшаться с увеличением числа оборотов. |
||
При расчете |
зубьев на прочность в расчетные формулы вхо |
|
дит вращающий |
момент, передаваемый шестерней М ш и опреде |
|
ляемый формулой |
(245) |
|
|
|
|
Значения к. п. д. можно принимать в следующих пределах |
||
Ъ и |
т]2= 0,96-5-0,98, |
тчзув = 0,97-:-0,99. |
Меньшие значения относятся |
к открытым передачам (для 7j3y6), |
|||
а также к передачам, |
у которых применены подшипники сколь |
|||
жения (для тц и Т|2); |
большие |
к редукторам |
и колесам, выпол |
|
ненным по |
второму |
классу точности (т)зуб) |
и при применении |
|
подшипников |
качения |
(тц и tj2). |
|
|
§37. ПРЯМОЗУБЫЕ КОЛЕСА ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ. ОСНОВНОЙ ЗАКОН ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Основными элементами зубчатых колес являются зубья, пере дающие вращение от ведущего колеса к ведомому (см. рис. 110).
Ряс. ПО. Сопряженные зубчатые колеса
Для цилиндрических колес профиль зубьев должен быть таким, чтобы в любой момент времени передаточное число і было бы по
122
стоянным, при постоянном значении расстояния между центрами
колес Л. Здесь |
|
|
і = |
, |
(246) |
IL)., |
|
|
где он — угловая скорость ведущего колеса |
(шестерни), |
|
0)2— угловая скорость ведомого |
колеса. |
|
На рис. 111 приведены профили |
двух |
сопряженных (т. е. по |
стоянно соприкасающихся) зубьев ведущего (1) и ведомого (2) колес, соприкасающихся в данный рассматриваемый момент
в точке С. Положение этих зубьев по отношению к линии цен тров 0 10 2 и точка касания профилей С выбраны пока произвольно. Проведем нормаль NN к профилям зубьев в точке касания С. Эта
нормаль пересечет линию центров 0 ]0 2 в точке О. |
Расстояние |
между центрами 0 ,0 2 равно заданному А и является |
для данной |
пары колес величиной постоянной. Проведем мгновенные радиусы
точки |
С — ОхС и |
О,С, а |
также |
мгновенные |
скорости точки — |
Cx'j = |
СЁ _l ОС и |
ѵ., - С!) |
0_С. |
Из условия, |
что за время за |
цепления двух сопряженных зубьев они должны постоянно соприкасаться и что должно отсутствовать внедрение одного зуба
в другой, следует, |
что проекции |
мгновенных скоростей на |
нор |
|
маль N N должны |
быть равны между собою. Эта |
проекция |
изо |
|
бражена на рис, 111 отрезком СК. |
Проведем перпендикуляры 0,/ѵ, |
|||
и ОлК-, к нормали |
N N и обозначим через я углы |
0 0 ,/С, и ОО.,К, |
||
и далее обозначим |
,<rOOfi — |
. ■OO.fi — $■,. |
Следовательно, |
|
Очевидно, что |
^ K C D а-)--Й2, . ' І \ С Е = а — ß,. |
|||
■ѵгcos (я -ф- ß,) -- v l cos (я — 3,) |
|
(а) |
123
n |
0 С, = |
OjC c o s ( a - ^ ) , |
|
|
0-,/,К. — 0 2С cos (а -f- pä), |
|
|||
но |
0 ,Сш1 = -у,, |
0 2Сш2= г>2 |
|
|
Следовательно, |
|
|||
|
|
|
|
|
|
ОхАГі = |
|
cos (а — Рі), |
(б) |
|
0 2К2= |
^ |
cos (* + р2). |
|
Подставляя значения ѵ, и г»2 из (б) в (а), получим
ѵ 20 2К 2 — (»tOj^ÄTi •
Обозначив затем 0 ,0 = ги 0.г0 =г., и заметив (см. рис. 111), что
|
ОЛ _ гL |
|
||
|
ÖaKt |
г■, |
’ |
|
получим |
(Dj/-, = Ш2Г2 |
|||
|
||||
или, учитывая (246), получим |
|
|
||
|
|
II |
|
|
Из рис. 111 видно, что |
С + |
Г2- Л, |
||
следовательно, |
||||
А |
|
Аі |
||
г, - - |
Г- |
|||
|
і -г 1 ' |
|||
І + 1 ’ |
||||
Так как по условию і= const и Л = const, то |
||||
Г\~ const |
и r2 = const. |
(247)
(248)
(249)
(260)
Таким образом, нормаль, проведенная |
к профилям |
зубьев |
в точке касания, отсекает на линии центров |
постоянные |
отрезки |
Г 1 И г 2 .
Из формулы (247) видно, что если провести окружности радиу сом г\ и г2, то эти окружности будут вращаться с одинаковой линейной скоростью. Следовательно, при вращении колес окруж ности радиуса гх и г2 будут катиться друг по другу без скольжения. Такие окружности называются н а ч а л ь н ы м и о к р у ж н о с т я м и , а соответствующие радиусы —н а ч а л ь н ы м и
ра д и у с а м и .
Вобщем случае угол а, образованный нормалью с прямой 1—1, перпендикулярной линии центров 0 і02, может меняться с измене
нием положения сопряженных зубьев, но в любой момент времени
124
точка касания двух сопряженных зубьев будет находиться на этой нормали, проходящей через постоянную точку О. Линия, на кото рой происходит касание двух сопряженных зубьев, называется л и н и е й з а ц е п л е н и я .
Поставим условие, чтобы угол а был бы постоянной величиной.
Это будет тогда, когда линия зацепления |
будет прямой |
линией. |
Угол, образованный этой прямой с прямой |
1—1, перпендикулярной |
|
линии центров O1O2, называется у г л о м |
з а ц е п л е н и я . |
Теперь |
выводы из основного закона можно сформулировать так:
1. Нормаль к профилям зубьев в точке касания, называемая линией зацепления, отсекает на линии центров постоянные отрезки
Г\ и г2.
2.Эта нормаль образует постоянный угол а (угол зацепления)
сперпендикуляром к линии центров.
3.Точка касания двух сопряженных зубьев в процессе зацепле ния всегда находится на линии зацепления.
Точка пересечения линии зацепления с линией центров (точка О
см. рис. 111) называется п о л ю с о м з а ц е п л е н и я . Перпендикуляры, опущенные из центров колес 0 Х0 2 на линию
зацепления NN, носят название о с н о в н ы е р а д и у с ы и обо значаются соответственно го1 и го2. Окружности, проведенные
этими радиусами, называются о с н о в н ы м и |
о к р у ж н о с т я м и . |
Из рис. 111 видно, что |
|
го1 г-= П cos а, г0о = Го COS а. |
(251) |
В треугольниках KCD и КСЕ (см. рис. 111) отрезки КЕ и KD представляют собою касательные скорости, обозначаемые ѵп и ѵп . Из этих треугольников получим
г>т1 — г>і sin (а — ßt), |
г»т2 - |
v 2sin (а ф- ß2). |
|
Подставляя значения ѵх и ѵ2 из (б), получим |
|
||
г’т, = г01«), tg(a — ß,), |
Ѵп = |
> v M g (a + ?2)- |
(252) |
Разность |
'Уд,. =т’т2— г'п есть относительная |
скорость скольжения |
|||
зубьев ведущего и ведомого колес. |
|
|
|||
Из формулы (252) следует, что |
|
|
|||
|
^дт = |
V i [tg (a + Р2) — tg (a — ?«)] |
(253) |
||
при 8j = |
ß3, ѵАт= 0. |
При |
переходе точки С |
за |
полюс О (в сто |
рону К,) |
Ѵіт = Г0шх ftg(a - |
У — tg(a + ß,)|, |
т. |
е. при переходе |
|
сопряженной точки |
через |
полюс относительная |
скорость меняет |
знак, следовательно, и сила трения, направленная в сторону, противоположную относительной скорости, меняет в полюсе свой
знак, а это значит, |
что |
в полюсе величина силы трения Т изме |
няется мгновенно |
от |
+ 7 ’ до — Т. Для уменьшения величины |
силы трения скольжения между зубьями, следует обеспечить хорошую смазку сопряженных зубьев.
|
§ 38. |
ПРОФИЛЬ |
ЗУБЬЕВ |
|
|
|
|
|
|
|
Покажем, что основному закону |
(при постоянстве угла а) |
удов |
||||||||
летворяет эвольвентный профиль зубьев. |
|
|
|
|
|
|
(без |
|||
Эвольвента, или развертка круга, образуется качением |
||||||||||
скольжения) прямой по |
окружности (рис. 112). По свойству |
|||||||||
|
|
эвольвенты |
касательная |
к кругу |
||||||
|
|
будет нормалью к эвольвенте. |
||||||||
|
|
Таким образом, если профиль |
||||||||
|
|
зубьев |
ведущего |
колеса |
|
будет |
||||
|
|
представлять |
собою |
эвольвенту |
||||||
|
|
(рис. 113), образованную каче |
||||||||
|
|
нием линии NN по окружности |
||||||||
|
|
радиуса |
г0і |
(эвольвента |
№ 1), |
|||||
|
|
а профиль второго |
сопряженного |
|||||||
|
|
зуба — качением той же |
прямой |
|||||||
|
|
NN по окружности радиуса г02, то |
||||||||
|
|
прямая |
NN |
будет |
нормалью |
|||||
|
|
к обоим профилям |
в точке |
каса |
||||||
|
|
ния и точка |
касания |
при любом |
||||||
|
|
положении |
сопряженных |
зубьев |
||||||
|
|
будет находиться на прямой NN. |
||||||||
|
|
Очевидно, |
что в этом |
случае ос |
||||||
|
|
новной закон будет удовлетворен. |
||||||||
рис. 113.называется |
|
|
Схема, |
|
изображенная |
на |
||||
с х е м о й з а ц е п л е н и я . Эта схема строит- |
||||||||||
ся так: проводятся |
начальные окружности радиуса |
г\ |
и г2, прово- |
Рис. 113. Схема зацепления
дится линия зацепления через полюс О под углом и к прямой, перпендикулярной линии центров; из центров Оі и 0 2 опускаются
126
перпендикуляры гоі и г02 на линию зацепления. Эти перпендикуляры и являются радиусами основных окружностей, по которым должна катиться без скольжения линия зацепления NN, образуя эволь венту. При построении схемы зацепления следует иметь в виду, что ^тиния зацепления наклонена в сторону ведущего зуба.
Из рис. 113 видно, что радиусы кривизны профилей зубьев
в точке касания будут равны Рі = К\С, р2 = К2С. Если точка ка сания зубьев будет находиться в полюсе, то
р, = sin а, |
p2 = /'2sina. |
В точке А) радиусы кривизны |
профилей зубьев будут равны |
Рі = 0, р2 = К2Ки а в точке Аг р, = К\КЪ Ра = 0. Очевидно, что касание зубьев за точками А) и А> (считая от полюса) будет невозможным.
Уравнение эвольвенты
Это уравнение в полярных координатах найдется следующим
образом. |
|
|
|
__ |
|
|
|
|
|
|
|
|
Из рис. |
112 видно, что AB = r0tgax по |
свойству |
эвольвенты |
|||||||||
AB — AK |
(способ |
построения эвольвенты |
виден |
из |
рис. |
117, и), |
||||||
но AK — r0 (ах -f фд.), |
|
следовательно, |
|
|
|
|
|
|
||||
|
гоtg аѵ - |
|
г„ (ад. - f срѵ) |
или |
tg ах — |
= |
cpr. |
|
|
|||
Обычно обозначают |
|
tg «ж — |
= іпѵ ах, |
|
|
|
|
(254) |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
где 1пѵас |
читается |
|
и н в о л ю т а |
ах. |
|
так |
|
|
|
|||
Теперь |
уравнение |
эвольвенты |
запишется |
|
|
|
||||||
|
|
|
|
іпѵ аг = (рд. |
|
|
|
|
|
(255) |
||
Примечание. |
Значения" инволютных |
функций |
\п\ах |
в зависимости |
||||||||
от угла ах приводятся |
в |
справочниках |
в виде таблиц инволютных |
функций. |
||||||||
Из треугольника |
|
АОВ следует |
|
|
|
|
|
} |
||||
|
|
|
|
ГX |
= cos ах . |
|
|
|
|
|
(256) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Если радиус гх равен радиусу начальной окружности, то гх — г
и — = cos %х. Сравнивая с формулами (251), видим, что для этого* случая угол ах равен углу зацепления а, то есть при гх = г о.х = а.
§ 39. ИЗГОТОВЛЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Наиболее сложной и ответственной частью в процессе изготов ления колес является процесс образования зубьев. Самый простой способ — изготовление литых зубьев. Однако при данном способе неизбежна погрешность в профиле и шаге, что влечет за собою увеличение динамической нагрузки на зубья. При абсолютной точ-
127
мости профиля зубьев и при постоянной скорости вращения веду щего колеса скорость вращения ведомого колеса будет также постоянной. При неточном профиле в период зацепления пары зубьев скорость ведомого колеса будет переменной, что совместно с неточностью шага является причиной возникновения динамиче- # ских нагрузок на зубья, величина которых увеличивается с повыше нием окружной скорости колеса. При современной тенденции к при
менению высоких окружных скоростей в практике современ ного машиностроения наиболь шим распространением поль зуются колеса с нарезанными зубьями. Существует ряд ме тодов нарезания зубчатых ко
лес. Основные из них: |
а) наре |
|
зание модульной фрезой |
и |
|
б) нарезание способом |
об |
|
катки. |
модуль |
|
Метод нарезания |
ной фрезой или, как говорят, способ копирования или деле ния заключается в том, что нарезание зубьев колеса про
изводится дисковой фрезой (рис. 114), профиль которой совпадает с профилем впадины зубчатого колеса.
Рис. 115. Нарезание зубьев модульной фрезой
Заготовка колеса, с помощью делительной головки на фрезер ном станке, поворачивается вокруг горизонтальной оси на один шаг, а дисковая фреза, вращаясь, имеет подачу параллельно оси
128