Методички / Курс деталей машин

Лекция № 12

Тема 13: Зубчатые передачи

13.1. Классификация зубчатых передач

Зубчатыми называют механизмы, в которых силовое «замыкание» и

движение между звеньями осуществляется с помощью последовательно зацепляющихся зубьев. Классификация зубчатых передач по геометрической форме строится по четырём признакам:

1) по взаимному расположению осей валов различают:

- передачи с параллельными осями, которые выполняют цилиндрическими колёсами внешнего (рис. 13.1) и внутреннего зацепления (рис. 13.2);

-передачи с пересекающимися осями коническими колёсами (рис. 13.3);

-передачи со скрещивающимися осями – червячные (рис. 13.4),

цилиндрические винтовые (рис. 13.5), конические гипоидные (рис. 13.6),

спироидные;

- реечные передачи – для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот (рис. 13.7);

2) по характеру движения осей передачи различают:

Рис. 13.7. Реечная передача

-обычные (рядовые) и

-планетарные;

3) по направлению зубьев различают передачи:

- с криволинейными зубьями (в конических передачах, рис. 13.3);

4) по форме профиля зубьев различают передачи:

-эвольвентные;

-циклоидные;

-круго-винтовые (Новикова).

Наиболее распространён эвольвентный профиль зуба, предложенный российским академиком Л.Эйлером в 1760 г. Он обладает рядом существенных достоинств, а именно:

-высокая прочность;

-постоянство передаточного отношения при работе колёс с любым числом зубьев;

-технологичность (нарезание инструментом с прямолинейными кромками высокопроизводительным методом обкатки);

-нечувствительность к изменению межосевого расстояния;

-возможность изменения качественных характеристик за счет смещения

инструмента.

Циклоидные профили отличаются высокой износостойкостью при невысокой прочности и применяются в механизмах приборов.

Круговой профиль зуба предложен М.Л.Новиковым в 1954 г. Он выполняется в косозубом исполнении и по сравнению с эвольвентным имеет более высокую нагрузочную способность передачи.

13.2. Оценка и применение

Достоинства:

1) Высокая нагрузочная способность (P до 300 МВт) и, как следствие,

компактность передачи.

2)Высокий КПД ( = 0,97…0,99).

3)Большая долговечность и надёжность работы.

4)Постоянство передаточного отношения.

5)Малые нагрузки на валы и опоры.

Недостатки:

1) Сравнительно сложная технология изготовления.

2)Повышенные требования к точности изготовления.

3)Наличие шума при больших скоростях.

Отмеченные недостатки не снижают существенных преимуществ зубчатых передач перед другими передачами. Зубчатые колеса имеются в любой машине и во многих приборах. Ежегодно в России изготавливаются сотни миллионов колёс.

Из всех разновидностей зубчатых передач наибольшее распространение получили передачи с цилиндрическими колесами как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надёжные и малогабаритные. Прямозубые колёса при скорости υ > 3 м/с заменяют косозубыми и шевронными (сдвоенные косозубые, рис. 13.1) для повышения нагрузочной способности и снижения шума.

Планетарные редукторы более сложны, но имеют меньшие габариты и массу (в два раза). Ещё меньше габариты волновых зубчатых передач.

Конические, винтовые и червячные передачи работают хуже цилиндрических вследствие высокого скольжения и сложности изготовления и монтажа, их применяют в тех случаях, достаточно многочисленных, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

NB 13.1. Наибольшее распространение в машиностроении получили

цилиндрические косозубые передачи.

Тема 14: Цилиндрические зубчатые передачи

14.1. Геометрия косозубого колеса

Все термины, определения и обозначения, исходные контуры, степени точности, методика расчёта и другие элементы зубчатых передач стандартизированы. В зубчатой передаче меньшее из пары колёс называют

шестерней, большее – колесом. Параметрам шестерни присваивают индекс 1, а

колеса – 2. Передаточное число – отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни:

В понижающей цилиндрической передаче передаточное число и передаточное отношение совпадают по величине, которая больше 1. ГОСТ 13755

регламентирует параметры нормального исходного контура:

угол профиля = 20 ;

коэффициент высоты головки зуба ha = 1,0;

коэффициент радиального зазора c = 0,25;

коэффициент радиуса переходной кривой f = 0,384.

Модули зацепления выбирают по ГОСТ 9563. Наиболее употребительные

значения для силовых передач: m = 1,5; 2; 2,5; 3; 4 мм и т.д. Более полный перечень модулей приведен в табл. 14.1.

Цилиндрическое косозубое колесо в аксонометрии и развёртка её цилиндрической поверхности изображены на рис. 14.1. Винтовая линия характеризуется постоянным углом относительно оси колеса. Угол называют

углом наклона линии зуба или углом наклона.

d

Рис. 14.1. Цилиндрическое косозубое колесо

Нарезание косозубых и шевронных колес может производиться прямозубой рейкой, как и при изготовлении прямозубых колес. Наклон зуба получают соответствующим поворотом инструмента относительно оси заготовки на угол .

Рекомендуется принимать:

= 8…15 - для косозубых колес;

= 25…40 - для шевронных колес.

Размеры по высоте зуба переносятся со стандартного инструмента и определяются через нормальный модуль, который является расчётным (в этом

случае индекс n опускается). Диаметры вершин и впадин:

Межосевое расстояние:

Формулы (14.4)… (14.7) универсальные, пригодные для косозубых и прямозубых колёс, где = 0. Смещение режущего инструмента при нарезании косозубых колес, как правило, не выполняют.

14.2. Эквивалентные параметры

Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении.

Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса. Нормальное к зубу сечение (рис. 14.2)

образует эллипс с полуосями и c d / 2 . Радиус кривизны эллипса в точке контакта:

Из формул (14.9) и (14.10) следует, что эквивалентные параметры выше действительных. Вследствие наклона зубьев получается колесо как бы больших размеров, на котором нарезается большее число зубьев. Отсюда делают вывод,

что косозубые колеса имеют большую прочность (больший dv ) и плавность хода

(больший zv ), чем прямозубые.

зацепления только половину нагрузки (рис. 14.4). Несомненно, что чем больше зона двухпарного зацепления, тем выше нагрузочная способность передачи.

Размер зоны двухпарного зацепления зависит от величины коэффициента перекрытия:

F /2

n

F

n

Рис. 14.4. Эпюра нагрузки на поверхности зуба

По условиям непрерывности зацепления и плавности хода передачи должно быть 1, 2 . Это означает, что более 20% времени зацепления будут работать две пары зубьев. При пересопряжении прямых зубьев резко изменяется длина контактных линий от l bw до l 2bw . Это вызывает изменение напряжений в зубьях, динамические нагрузки и шум в зацеплении.

В поле косозубого зацепления К (рис. 14.3) кроме контактной линии 1 (прямая, наклонённая под углом b к оси колеса) всегда находится вторая контактная линия 2. Ещё до выхода из зацепления пары 1 в точке 1' в зацепление входит третья пара 3. Таким образом, в косозубом зацеплении обеспечивается как минимум двухпарная работа колёс. Это объясняется тем, что дуга зацепления дополняется дугой скручивания (рис. 14.1) длиной