- •Аналоги скоростей и ускорений
- •7. Синтез передаточных механизмов. Простые зубчатые механизмы
- •7.1. Основные понятия
- •7.2. Классификация зубчатых механизмов
- •7.3. Основная теорема зацепления
- •7.4. Эвольвента и её свойства
- •7.5. Эвольвентное зацепление
- •7.7. Методы изготовления зубьев
- •7.8.3. Установка рейки при нарезании и виды зубчатых колес
- •7.9.3. Определение угла зацепления
- •7.10. Виды зацеплений двух зубчатых колес
- •7.11. Основные факторы зацепления
- •7.11.1. Основные понятия
- •7.11.2. Коэффициент перекрытия
- •7.11.3. Коэффициент скольжения
- •7.11.4. Коэффициент удельного давления
- •7.13. Особенности внутреннего зацепления
- •7.14. Свойства внутреннего зацепления
- •7.15. Особенности конического зацепления
- •7.16. Свойства конического зацепления
- •8. Сложные зубчатые механизмы
- •8.1. Основные понятия
- •8.2. Сложные зубчатые механизмы с неподвижными осями
- •8.3. Сложные зубчатые механизмы с подвижными осями
- •8.4. Определение передаточных отношений простых планетарных механизмов
- •8.4.1. Планетарный однорядный -механизм
- •8.4.2. Планетарный двухрядный аj-механизм
- •8.4.3. Планетарный двухрядный jj-механизм
- •8.4.4. Планетарный aa-механизм
- •8.5. Подбор чисел зубьев простых планетарных механизмов
- •8.6. Планы линейных и угловых скоростей планетарных механизмов
7.11.3. Коэффициент скольжения
Коэффициент скольжения характеризует степень стирания поверхности зубьев и является отношением скорости скольжения к тангенциальной составляющей скорости рассматриваемой точки (см. рис. 70), т. е.:
Для эвольвентных колес:
и ,
следовательно, получаем
. (7.17)
Аналогично имеем:
.
На рис. 83 показаны эти зависимости графически вдоль всего теоретического участка линии зацепления a0b0 (с учетом, что).
Действительные значения коэффициента скольжения заключены в промежутке a1b1 (активный участок линии зацепления) и указывают на то, что самое интенсивное стирание происходит у основания зуба (в момент выхода а1).
Применяя смещение инструмента при нарезании, изменяем значение радиусов (ra, rf) и смещаем положение точек а1 и b1 (например, в зону наименьших скольжений).
7.11.4. Коэффициент удельного давления
Как известно, контактные напряжения определяются по формуле Герца-Беляева:
.
Для зубчатых колес можно написать, что
.
Первый радикал не зависит от формы зубьев, второй целиком является функцией формы и кривой профиля, оказывающей влияние на величину контактных напряжений.
Выражение называется коэффициентом удельного давления. Следовательно, для эвольвентных колес:
. (7.18)
Зависимость показана на рис. 83 и указывает также на полезность применения смещенных колес и зацеплений, из-за изменения rа и rf смещаются точки а1 и b1.
Устранение подрезания зубьев
Выбор коэффициентов смещения для достижения указанных целей представляет собой сложную и трудоемкую инженерную задачу. Решение осложняется тем, что при больших смещениях режущего инструмента (как в процессе нарезания, так и при зацеплении зубчатых колес) возникает ряд отрицательных явлений:
-
заострение зуба;
-
срезание вершины зуба;
-
заклинивание зацепления;
-
малый коэффициент перекрытия (даже ) и т. п.
В настоящее время под руководством И.Л. Болотовского разработаны так называемые блокирующие контуры, дающие в системе координат (, ) зону возможных коэффициентов смещения без отрицательных явлений и с указанием необходимых качеств зацепления.
7.13. Особенности внутреннего зацепления
Внутреннее эвольвентное зацепление также удовлетворяет основной теореме зацепления, имеет для круглых колес постоянное, но положительное передаточное отношение:
. (7.23)
Полюс зацепления Р (рис. 86) находится вне межосевого расстояния , начальные окружности rω1 и rω2 касаются друг друга внутренним образом.
7.14. Свойства внутреннего зацепления
Можно отметить следующие свойства внутреннего зацепления:
-
коэффициент перекрытия при внутреннем зацеплении больше, чем при внешнем, и определяется по формуле:
; (7.24)
-
коэффициент скольжения при внутреннем зацеплении, а следовательно, и износ профилей меньше, чем во внешнем (график зависимости приведен на рис. 86);
-
коэффициент удельного давления также меньше (рис. 86); передача выдерживает более высокие нагрузки, так как происходит касание выпуклого профиля с вогнутым и радиусы кривизны обоих профилей направлены в одну сторону;
-
внутреннее зацепление более компактно, имеет меньшие габариты;
-
внутреннее зацепление трудно осуществить для передаточного отношения, близкого к единице;
-
внутреннее зацепление очень чувствительно к различного рода интерференциям (заклиниванию в зацеплении и срезам (подрезам) при нарезании);
-
внутреннее зацепление всегда требует тщательного геометрического расчета, при этом стандартные размеры зубьев в данных передачах возможны только при смещенном зацеплении;
-
нулевое внутреннее зацепление (), изготовленное стандартным инструментом (долбяком), вообще невозможно, так как всегда дает заклинивание от упора вершин зубьев венца z2 в галтель зуба z1. Для ликвидации этого явления и возможности нулевого зацепления приходится вершины зубьев z2 срезать на некоторую величину m, зависящую от числа зубьев колес и долбяка.
Тогда
(7.25)
Если шестерня z1 нарезана реечным инструментом, то величину дельта () можно определить из табл. 1.
Таблица 1
Величина дельта () в зависимости от числа зубьев колеса
|
35 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
100 |
120 |
150 |
|
0,226 |
0,2 |
0,15 |
0,13 |
0,11 |
0,1 |
0,075 |
0,065 |
0,05 |