11.12. Конические зубчатые передачи

Если условия прочности(11.50) не выполняются, то принимают более прочный материал для зубчатых колес или увеличивают размерыпередачи .

11.13. КПД зубчатых передач

Коэффициент полезного действия передачи определяют как отношение полезной работы к затраченной работе в единицу времени (отношениемощностей ):

P Pтр P 1 Pтр P 1 ,

Потери мощности в зубчатых передачах в основном складываются из потерь: а) на трение в зацеплении; б) гидравлических на разбрызгивание масла; в) в подшипниках. В особо быстроходных передачах возрастает роль вентиляционных потерь. Общий КПД передачи

где з, г , п — коэффициенты относительных потерь мощности

взацепле нии, гидравлических и в подшипниках. Средние значения КПД зубчатых передач на подшипниках качения при расчетном моменте приведены в табл. 11.7. При передаче неполной мощности (при недогрузке передачи) КПД значительно ниже вследствие влияния постоянных потерь, т. е. потерь, не зависящих от передаваемоймощности.

Таблица 11.7

261

11.14. Цилиндрические передачи сзацеплением Новикова

Общие сведения. Эвольвентные зубчатые колеса, получившие широчайшее распространение в мировом машиностроении, имеют ряд недостатков: 1) малые приведенные радиусы кривизны рабочих поверхностей зубьев, способствующие высоким контактным напряжениям; 2) повышенная чувствительность к прогибам валов и перекосам их осей из-за первоначального контакта зубьев по линии; 3) существенные потери на трение, вызванные значительнымскольжением зу бьев.

В зацеплении Новикова эти недостатки уменьшены. Геометрия зубьев такова , что первоначальныйконтакт зубьев в точкеперемеща - ется вдоль зуба с постоянной скоростью, угол давления также постоянен. Профили зубьев очерчены несопряженными кривыми (дугами окружностей с близкими радиусамикривизны в сечении, нормальном к направлению зуба). Линия зацепления расположена параллельно осямколес . Дляобеспече нияусл овия непрерывного зацепления зубьеви постоянства мгновенногопередаточног оотн ошенияне обходимо, чтобы коэффициент осевого перекрытия был больше единицы, а колесабыли косозубыми (рис. 11.28)

Профиль зубьев в торцовой плоскости у шестерни выпуклый, у колеса — вогнутый (см. рис. 11.28, а; 11.29, а). Они описаны радиусами a, f, близкими по значению. Первоначальный контакт в точкеK 0 у шестерни — на головке зуба, у колеса — на ножке.

Привр ащении колес точкаконт актадву хвинтовых линий зубьев перемещается от одного торца колес к другому. Непрерывность зацепления осуществляется вследствие осевого перекрытия зубьев (b2 px , см. рис. 11.28). Точка контакта перемещается по линии

зацепления L–L параллельно полюсной линии p–p (см. рис. 11.29). При этом относительное положение профилей в плоскости, проходящей через точку K0 параллельно торцам, остается неизменным (рис . 11. 29), угол давления к не изменяется.

Под нагрузкой точечный контакт переходит в контакт по площадке, которая движется вдоль линии зуба от одного торца к другому со скоростью качения Vк, значительно большей окружной скоростиV (Vк Vtg ).

262

11.14. Цилиндрические передачи с зацеплением Новикова

б

Рис. 11.28. Цилиндрическая передача с зацеплением Новикова:

а — общий вид зубчатых колес; б — некоторые геометрические параметры зацепления

Большой приведенный радиус кривизны при касании выпук- ло-вогнутых поверхностей и высокие скорости качения профилей вдоль зуба способствуют образованию масляной прослойки и по-

полюс зацепления, и смещена на l в сторону колеса с вогнутым

Рис. 11.29. Схемы передач Новикова:

а — одна линия зацепления; б — две линии зацепления

Для изготовления колес требуется два разных режущих инструмента, чтоявляется большим недостатком.

В передачах ДЛЗ профили зубьев колес одинаковые. Для изготовления зубьев колес требуется один инструмент. Профили голо-

нагрузкой одновременно образуется две площадки контакта, но на разныхзу бьях (вточках K 0 и K0 ). Нагрузка распределяется между двумя зубьями, что повышает нагрузочную способность не только поконт актным напряжениям, но и понапряжени ямизгиба (посрав - нению с эвольвентными в1,5—1,7 раза).

Основное применение в настоящее время получили зацепления с ДЛЗ, имеющие исходный контур в нормальном сечении (см.

ГОСТ 15023–76). Высота головки зуба ha 0,9m, высота ножки hf 1,05m, угол давления к 27 ; он рекомендуется для передач

264

11.14. Цилиндрические передачи с зацеплением Новикова

Дляпередач из материала твердостью 58 HRC успешн осебя показали исходные контуры с пониженной высотой зубьев: ha 0,75m, hf 0,9m.

Передачи с зацеплением Новикова чувствительны к изменению межосевого расстояния, которое ведет к уменьшению размеров площадок контакта. Поэтому требуются более точные допуски на глубину врезания и на межосевое расстояние, более жесткиевалы и ихопоры .

Передачи Новикова нашли применение в редукторах общего назначения, вредуквертолетоврах идр .

Геометрические параметры. Коэффициент осевого перекрытия, обеспечивающий непрерывность зацепления (см. рис. 11.28, bw b2 ),

KP = 1, 0,15 0,25. Для повышения несущей способности и

плавности работы в редукторах турбин и прокатных станов при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор принимают KP 2, 3, 4.

Расчетная ширина зубчатого венца определяется по формуле

осевое расстояние aw 0,5mn (z1 z2)cos .

Значения нормальных модулей стандартизованы: mn 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; ...; 16 мм.

Угол наклона зубьев равен 10...22°, для шевронных—

25...30°.

При ежедневной многочасовой работе число зубьев шестерни рекомендуют принимать z1 14 22, при кратковременной рабо-

те z1 10 15 (подрезаниеотсутствует ).

265

При неизменном межосевом расстоянии уменьшение числа зубьев ведет к увеличению модуля и повышению контактной прочности и прочностиприизгибе.

При выборе угла необходимо учитывать, что относительная ширинаколеса bd b2 d1 1,2 притвердос тимате риала 320 НВ.

Силы в зацеплении (окружная, радиальная, осевая) находятся по формулам для косозубых эвольвентных передач, нарезанных

безсмещения инструмента (см. п. 11.5).

Расчет на прочность. Расчет основан на допущении, что после приработки поверхностей имеет место линейный контакт по высотезуба . Поана логии с эвольвпередачамивыполняютнтными расчет на контактную прочность (с использованием формулы Гер-

где T1 — расчетный момент на шестерне, Н · м, равный максимальному моменту по циклограмме (см. рис. 11.21), при котором число циклов перемен напряжений N 0,02NНG (см. п. 11.11); d1, z1 — соответственно делительный диаметр, мм, и число зубьев шестерни; KH — коэффициент, учитывающий неравномер-

ность распределения нагрузки в зоне контакта по длине зуба, приближенно определяют так же, как в эвольвентных передачах (см . п. 11.8); KHV — коэффициент, учитывающий динамиче-

скую нагрузку в зацеплении (при проектировочном расчете определяютиз табл. 11.3 дляэвольвентных переда ч),

266

11.14. Цилиндрические передачи с зацеплением Новикова

по формулам для эвольвентных передач при твердости 320 НВ

(см . п. 11.11).

При проектном расчете из формулы (11.52) определяют диаметр делительной окружности, принимая последовательно не-

F2 F1 YF2 YF1 [ ]F1 .

Момент T1, Н м, находят по циклограмме (см. рис. 11.21) при

Ym 0,68m0,2.

Значения коэффициента K p , учитывающего влияние геометрии

мест касания профилей зубьев, в зависимости от отношения приведенногорадиуса кривиз ны к модулюданы ниже :

Отношение m 1,475z1 u (u 1)sin2 cos .

Коэффициент YF , учитывающий форму зуба, зависит от экви-

267