Детали машин и основы конструктирования
.pdf
101
•x=0 – колеса нарезаны без смещения. В этом случае колесо по делительной окружности без проскальзывания катится по средней линии инструмента-рейки, и такое их взаимное положение принимается за номинальное. Колеса, нарезанные без смещения, еще называются нулевыми или некорригированными;
•x>0 – колеса нарезаны с положительным смещением. В этом случае инструмент-рейка отодвигается от колеса-заготовки, зубья утолщаются, делительная окружность не касается средней линии рейки;
•x< 0 – колеса нарезаны с отрицательным смещением, инструмент пододвигается к центру колеса-заготовки, делительная окружность не касается средней линии рейки.
Смещение (корригирование) позволяет вписаться в заданный габарит и улучшить свойства зацепления, но оно эффективно для этих целей при малом числе зубьев;
d – диаметр делительной окружности. На чертеже обозначается штрих-пунктирной линией, которая, в свою очередь, служит графическим признаком зубчатого колеса (рис. 8.6б). У нулевых колес по делительной окружности, как и по средней прямой рейки, толщина зуба равняется ширине впадины. По высоте зуб разделяется делительной окружностью на головку и ножку;
da – диаметр окружности выступов зубьев. Служит габаритным размером зубчатого коле-
са;
df – диаметр окружности впадин зубьев;
dо – диаметр основной окружности. На чертеже обычно не показывается;
h – высота зуба. В свою очередь, она складывается из высоты головки и высоты ножки.
Зацепление М.Л.Новикова (рис. 8.7а, предложено в 1958г.). Профиль зубьев очерчивается дугами окружностей. При этом зацепление обладает особенностью: нормальное функционирование передачи возможно, если колеса будут иметь достаточную ширину и винтовое расположение линии зуба (т.е. под углом к образующей поверхности, характеризующей форму колеса, например, цилиндра или конуса). По сравнению с эвольвентным зацеплением зубья с таким профилем отличаются повышенной контактной прочностью, уменьшенной чувствительностью к перекосам осей колес, сложностью в изготовлении.
Цевочное зацепление (рис. 8.7б). Здесь у одного из колес зубьями служат цилиндрические пальцы (стержни-цевки), которые входят в зацепление с зубьями второго колеса, имеющими сопряженную форму. Часто зубья второго колеса также выполняют в виде цилиндрических пальцев – это вид зацепления самых первых зубчатых передач, появившихся еще во 2-ом тысячелетии до н.э. в Египте. Цевки могут располагаться как радиально, в плоскости несущего их диска (на рис. 8.7б – это нижнее колесо), так и перпендикулярно (на рисунке – верхнее колесо). Цевочное зацепление наиболее просто в изготовлении, но обладает большими потерями на трение и существенным износом цевок. Мгновенное передаточное число передачи не постоянно, характер движения ведомого колеса – пульсирующий.
Помимо указанных видов зацеплений также встречаются циклоидное и часовое зацепления.
цевки
а) |
б) |
а) |
б) |
|
|
||
|
|
|
|
Рис.8.7 – Пара колес с зацеплением Новико- |
Рис.8.8 – Схемы канатной передачи |
||
ва (а) и цевочным зацеплением (б) |
|
|
|
102
После общего знакомства с передачами рассмотрим их часто встречающиеся виды: простейшие, а также более сложные – цилиндрическую, коническую, планетарную, волновую, червячную, винт-гайка, ременную и цепную.
8.1.2.Простейшие передачи
Кпростейшим относят передачи посредством ворота, клина и рычага. Они не только характеризуются простой конструкцией, но и известны с древнейших времен.
Канатная передача. Предназначена для преобразования вращения ворота в поступательное движение каната, и наоборот. Используемый здесь принцип действия называется принципом ворота. Основные параметры передачи показаны на рис. 8.8.
Передаточное число, например, для случая преобразования вращательного движения в поступательное по схеме, представленной на рис. 8.8а, равно
u = ω / v = 2 / d .
В передаче, выполненной по схеме (б), передаточное число в два раза больше. Известны и другие разновидности канатных передач, обладающие значительно большим передаточным числом (например, полиспасты).
Силовые параметры связаны соотношением:
F = T u η .
Отказы передачи, в основном, вызываются разрушением каната.
Канатная передача проста по устройству и в изготовлении, но работает только на создание растягивающих усилий.
Клиновая передача. Предназначена для изменения направления передачи движения, наиболее часто – под углом 90°. Используемый здесь принцип действия называется принципом клина. Основные параметры передачи показаны на рис. 8.9.
Передаточное число равняется
u = v1 / v2 = ctg α .
При малых значениях угла подъема наклонной плоскости передаче свойственно самоторможение. Условие самоторможения
α < ρ ,
где ρ = arctg f – угол трения, f – коэффициент трения между контактирующими гранями клиньев (при учете трения клиньев об опорные поверхности угол трения возрастает).
Отказы передачи вызываются износом и обмятием контактирующих поверхностей. Клиновая передача применяется для изменения направления передачи поступательного
движения, создания больших усилий и точных перемещений, но при ограниченных смещениях клиньев.
Рычажная передача. Предназначена для передачи движения в двух параллельных направлениях. Используемый здесь принцип действия называется принципом рычага. Основные параметры передачи показаны на рис.
8.10.
Передаточное число равно: u = v1 / v2 = l1 / l2 .
|
|
|
|
Рис.8.9 – Схема клиновой передачи |
Рис.8.10 – Схема рычажной передачи |
||
|
|
|
|
103
Отказы передачи вызываются недостаточной изгибной прочностью и жесткостью рычагов. Рычажная передача проста по устройству и в изготовлении, но точки приложения нагру-
зок смещаются по дуге окружности, что вызывает и смещение линии действия сил.
8.1.3 Цилиндрическая передача
Передача движения осуществляется между параллельными валами (по схеме рис. 8.4б). Первые такие передачи имели цевочное зацепление. С конца 17 века начали применяться зубчатые колеса, сначала – треугольного профиля, вытачиваемые напильником, затем – с эвольвентным профилем. Широко использовались и фрикционные передачи, но как несиловые.
Воснове передачи движения лежит принцип перекатывания двух круговых цилиндров с параллельными осями. По этой причине на схеме как зубчатые, так и фрикционные передачи изображаются одинаково, в виде гладких цилиндрических колес (рис. 8.11). В свою очередь, по взаимному расположению колес различают передачи с внешним (рис. 8.11а) и внутренним (рис. 8.11д) зацеплением. Передачи с внутренним зацеплением обладают повышенной прочностью, но сложнее в изготовлении. Стоит отметить, что в качестве колес могут использоваться
ицилиндры с некруглым поперечным сечением. Передача с “некруглыми” колесами имеет переменное передаточное отношение, а их форма подбирается из условия получения заданного закона движения выходного вала.
Из пары взаимодействующих колес меньшее по размерам колесо принято называть шестерней, а большее – колесом. В редукторе ведущей является шестерня.
Взубчатых передачах линия зуба (т.е. продольная протяженность зубьев) может располагаться:
•параллельно оси вращения колеса – так называемые прямозубые колеса. Их условное изображение показано на рис. 8.11б (обозначение линии зуба в виде прямых линий допускается не указывать);
•под углом β к оси вращения (винтообразно) – так называемые косозубые колеса (рис. 8.11в). Такие колеса обладают повышенной прочностью, плавностью работы, более бесшумны, но несколько сложнее в изготовлении и нуждаются в обязательной осевой фикса-
ции от действия осевой составляющей усилия Fa в зацеплении зубьев (рис. 8.11е). С ростом угла наклона появляется и затем все увеличивается относительное скольжение в зацеплении, что снижает КПД передачи и повышает износ рабочих поверхностей зубьев. Для пары
б)
в)
а)
г)
д) е)
Рис.8.11 – Виды и параметры цилиндрической передачи с внешним (а) и внутренним (д) зацеплением. Условное обозначение зубчатых колес: б – прямозубые, в – косозубые, г – шевронные
104
взаимодействующих колес величина угла наклона β должна быть одинаковой, но направление линии зуба – различным: если у одного – правое, то у другого – левое, и наоборот;
•равнонаклонно “елочкой” – так называемые шевронные колеса (рис. 8.11г). Шевронное зацепление – двухпоточное и, следовательно, нуждается в выравнивании распределения мощности по полушевронам-потокам. С этой целью одно из пары шевронных колес в опорах не закрепляют в осевом направлении, т.е. делают самоустанавливающимся, плавающим. Его осевое положение относительно другого, закрепленного, колеса определяется ус-
ловием равенства нулю результирующей осевых сил Fa в зацеплении полушевронов. В процессе работы, из-за погрешностей изготовления, плавающее колесо вибрирует в осевом направлении и тем сильнее, чем больше эти погрешности. Шевронное зацепление характеризуется высокой прочностью и плавностью работы, отсутствием результирующей осевой силы (в передаче с самоустанавливающимися колесами), но и значительно сложнее в изготовлении, обладает повышенным скольжением зубьев в зацеплении.
Воснове работы цилиндрической передачи лежит принцип рычага: пару взаимодействующих колес условно можно заменить парой взаимно надавливающих рычагов. Для нулевых колес в качестве расчетной точки контакта принимают точки боковых поверхностей зубьев, расположенные на делительных окружностях.
Основные исходные геометрические параметры цилиндрической передачи показаны на рис. 8.11.
Для фрикционной передачи – это:
d1, d2 – диаметры колес. Принято индексом “1” обозначать ведущее колесо. Для редуктора – это шестерня;
b – ширина колес.
Для эвольвентной зубчатой передачи (как наиболее распространенной): z1, z2 – числа зубьев обоих колес (целые положительные числа);
αo – угол зацепления, основная стандартная величина которого по ГОСТ 13755 установлена равной 20°;
x1, x2 – коэффициенты смещения;
b – ширина колес, обычно округляется до значений из ряда нормальных линейных размеров; mn – нормальный модуль, т.е. модуль, замеряемый в направлении по нормали к линии зуба. Модуль – стандартная величина. Согласно ГОСТ 9563 установлены два ряда допустимых значений. Так, величины модулей из первого, предпочтительного ряда равны:
0,05 – 0,06 – 0,08 – 0,1 – 0,12 – 0,15 – 0,2 – 0,25 – 0,3 – 0,4 – 0,5 – 0,6 – 0,7 – 0,8 – 1,0 – 1,25
–1,5 – 2 – 3 – 4 – 5 – 8 – 10 – 12 – 16 – 20 – 25 – 32 – 40 – 50 – 60 – 80 – 100.
Сростом модуля увеличивается прочность зубьев, но и возрастает трудоемкость изготовления зубчатого венца;
β – угол наклона линии зуба.
Рис. 8.12 – Форма зубьев колеса в зависимости от их числа
У прямозубых колес β = 0°. Для косозубых колес целесообразные значения угла лежат в преде-
лах βmin <β <20°. Здесь
βmin = arcsin( π mn / b)
и соответствует пределу, ниже которого положительные свойства косозубого зацепления становятся практически неотличимыми от свойств прямозубого зацепления (наиболее часто βmin = 8°...10°). Верхний предел ограничивается наибольшей величиной осевой составляющей усилия зацепления зубьев, восприятие которой опорами еще не требует заметного усложнения их конструкции.
Для шевронной передачи, в которой осевые составляющие усилия зацепления взаимно компен-
105
сируются, обычно принимают β =25°...45°. При повышенных значениях угла возрастает относительное скольжение зубьев вдоль их линии и износ, снижается КПД.
Условия производства и функционирования могут накладывать ряд ограничений на параметры цилиндрической зубчатой передачи. Основные из них касаются соотношения чисел зубьев у шестерни и колеса. Так, при нарезании колес с небольшим числом зубьев возможен подрез ножки (ее утончение и, следовательно, ослабление прочности зуба, рис. 8.12). Если же соответствующим подбором инструмента и метода изготовления этого попытаться избежать, то все равно такое колесо не сможет нормально входить в зацепление с другим колесом: зубья взаимодействующего колеса будут заклиниваться во впадинах (вдавливаться в ножку).
Условие отсутствия подреза (или заклинивания) зубьев в передаче с внешним зацеплением и нулевыми колесами, изготовленными стандартным инструментом (αo =20°, высота головки зуба равняется нормальному модулю mn):
z ≥ zmin ,
где zmin =17 cos3β . Предельное значение zmin можно понизить уменьшением высоты головки зуба, увеличением профильного угла αo (до следующего стандартного значения, 30°) или введением положительного смещения x.
При внутреннем зацеплении в передаче с прямозубыми колесами условие заклинивания:
z2 ≥ zmin =(z12 –34) / (2 z1 – 34) ,
где z1 – число зубьев шестерни (внешнее расположение зубьев), z2 – число зубьев колеса с внутренним расположением зубьев. Так, при z1 =20 минимальное число зубьев колеса равно
z2 ≥ 61.
При внутреннем зацеплении возможно явление интерференции, т.е. наложение зубьев вне зоны зацепления (при вхождении в зацепление зубья упираются вершинами, рис.13). Условие отсутствия интерференции:
при z1< 80 |
(z2 |
– z1)>8...9, |
при z1 ≥ 80 |
(z2 |
– z1)>7. |
Производными исходных параметров передачи являются ее следующие основные геометрические параметры (формулы приводятся для нулевых
колес):
mt = mn / cosβ – торцевой модуль, замеряемый в сечении, перпендикулярном оси колеса. Для прямозубых колес величины обоих модулей совпадают, и модуль m часто обозначается без индекса;
d1(2) =(mn z1(2) )/ сosβ = mt z1(2) – делительные диаметры каждого из двух (1,2) колес; dа1(2) = d1(2) ± 2 mn – диаметры окружностей вершин зубьев (плюс – для колес с внешним
расположением зубьев, минус – для колес с внутренним расположением);
df1(2) = d1(2) ± 2,5 mn – диаметры окружностей впадин зубьев (минус – для колес с внешним расположением зубьев, плюс – для колес с внутренним расположением);
участки интерференции
Рис.8.13 – Явление интерференции при внутреннем зацеплении
aw =(d2 ± d1)/ 2 = mn(z2 ± z1)/ (2 cosβ ) – межосе-
вое расстояние. Верхний знак соответствует передаче с внешним зацеплением, нижний – с внутренним. При проектировании, для удобства изготовления, желательно округление величины межосевого расстояния до стандартных значений межосевых расстояний или значений из ряда нормальных чисел с последующим уточнением угла наклона линии зубьев и/или коэффициентов смещения. В прямозубых передачах с некорригированными колесами, при сохранении заданного передаточного числа, межосевое расстояние не округляют;
ψba = b/ aw – коэффициент ширины колес. Ис-
106
пользуется как вспомогательный параметр в процессе проектирования передачи. Его величина выбирается из ряда предпочтительных чисел R10. С увеличением этого коэффициента, т.е. с ростом относительной ширины колес, повышается прочность зацепления, но и возрастает их чувствительность к перекосам осей колес, неравномерность нагружения зубьев по длине, что в итоге прочность снижает. Значение коэффициента и, следовательно, ширины колес в процессе проектирования оптимизируется. В качестве относительного показателя ширины колес также используется коэффициент
ψbd = b/ d, равный отношению ширины колеса к диаметру его делительной окружности (часто – шестерни).
Основными качественными показателями зацепления являются следующие:
εα – коэффициент торцевого перекрытия. Он характеризует многопарность зацепления, т.е. среднее, за один оборот, число пар зубьев, находящихся в зацеплении. Приближенно
εα =[1,88 –3,2 (1/ z1 ± 1/ z2)] сosβ .
Здесь верхний знак соответствует внешнему зацеплению, а нижний – внутреннему. Необходимым условием функционирования служит εα >1;
εβ – коэффициент осевого перекрытия. Он характеризует степень “косозубости” передачи и равен
εβ =(b sinβ)/(π mn).
Передача считается косозубой, если εβ >1.
Основными кинематическими параметрами эвольвентной зубчатой передачи являются следующие:
n1, n2 – частоты вращения ведущего (его принято обозначать индексом “1”) и ведомого (индекс “2”) валов. В технике чаще используют частоту вращения, а не угловую скорость;
v = ω1 d1 / 2 = ω2 d2 / 2 – линейная скорость вращающихся колес в точке, расположенной на начальной окружности. Это такая пара соприкасающихся окружностей, по которой одно колесо без проскальзывания катится относительно другого. Зубчатая передача может быть заменена фрикционной с тем же передаточным числом, если фрикционные гладкие колеса будут иметь диаметры, равные начальным окружностям зубчатых колес. Для нулевых колес начальная окружность совпадает с делительной.
Преобразование исходного выражения для передаточного числа u = n1 / n2 позволяет получить ряд частных выражений для его определения:
u = d2 ξ / d1
для фрикционной передачи. Здесь ξ =0,95...0,995 – относительное проскальзывание колес;
u = d2 / d1 = z2 / z1
для зубчатой передачи.
Рациональное значение передаточного числа цилиндрической передачи лежит в пределах u =1...6. При больших значениях передача становится неоптимальной по габаритам, и предпочтительнее ее выполнять многоступенчатой.
Основными энергетическими и силовыми параметрами цилиндрической передачи являются следующие:
N (или еще обозначается как Р) – передаваемая мощность (также является и функциональным параметром). Вследствие потерь выходная мощность N2 меньше входной N1, т.е.
N2 = N1 η ,
где η – КПД передачи. В зависимости от точности изготовления передачи, характера смазывания и других условий КПД лежит в пределах 0,9...0,99, причем фрикционной передаче соответствуют меньшие значения. В расчетах эвольвентных цилиндрических зубчатых передач КПД часто принимают равным единице;
Т1 = N1 /ω1 – вращающий (крутящий) момент на ведущем колесе;
107
Т2 = N2 /ω2 = Т1 u η – вращающий (крутящий) момент на ведомом колесе;
Ft = 2 T1 / d1 – окружная составляющая усилия взаимодействия колес, передающая вращательное движение(рис. 8.11е). Формула дает хотя и с высокой точностью, но приближенный результат, поскольку не учитывает потери и действительное распределение нагрузки в зоне контакта. Индексы 1 и 2, обозначавшие бы окружные составляющие усилий для ведущего и ведомого колес, не проставлены, поскольку эти усилия при данных допущениях равны по величине (но противоположны по направлению).
В фрикционной передаче вращение передается благодаря силе трения Fтр , которая выполняет роль окружного усилия. При этом Ft ≤ Fтр , и нарушение этого условия приводит к проскальзыванию колес. В свою очередь, сила трения является следствием действия между колесами силы нормального давления Fn (по отношению к колесам нормальная сила направлена по радиусу) и наличия между ними сцепления, характеризуемого коэффициентом трения
f, т.е. Fтр = f Fn .
В эвольвентной зубчатой передаче окружная составляющая усилия (рис. 8.11е) является частью силы нормального давления зубьев, направленной по нормали к их боковой поверхности в месте контакта. Остальные составляющие обычно выражаются через окружное усилие и подсчитываются по формулам
Fr = Ft tgαo / cosβ – радиальная составляющая. Для эвольвентных цилиндрических колес направлена к их центрам и стремится их растолкнуть,
Fa = Ft tgβ – осевая составляющая. Традиционно используемый здесь индекс “а” происходит от латинского слова axis (ось). Эта составляющая усилия стремится сместить одно колесо относительно другого в осевом направлении.
На нормальное функционирование зубчатой передачи влияют, прежде всего, следующие виды ее возможного отказа (выхода из строя):
•усталостное выкрашивание рабочих (боковых) поверхностных слоев зубьев. Усталостная
контактная прочность характеризуется контактным напряжением σH, величина которого определяется механическими свойствами и геометрией пары контактирующих зубьев. Условие прочности может иметь различную математическую формулировку, например, в виде ограничения на действующее напряжение:
σH ≤ [σ ]H ,
где [σ ]H – допускаемое контактное напряжение пары колес;
•усталостный излом зубьев. Изгибная прочность характеризуется изгибными напряжениями
в зубьях каждого из колес σF1 , σF2 . Одна из форм записей условия изгибной прочности может представлена в виде:
σF(1,2) ≤ [σ ]F(1,2) ,
где индексы 1,2 указывают на необходимость проверки на прочность каждого из колес.
Зубчатые колеса изготавливаются (зубья нарезаются) одним из следующих методов:
•методом копирования. Здесь форма инструмента соответствует форме впадины между зубьями будущего колеса и затем переносится на заготовку. Поочередно, нарезая впадину за впадиной, формируются зубья всего колеса. Такой инструмент сложен в изготовлении, а его износ, а также погрешность при повороте колеса для нарезания очередной впадины заметно влияют на точность обработки;
•методом обкатки. Здесь рабочие поверхности зубьев формируются в процессе непрерывного совместного зацепления инструмента и колеса-заготовки. Зубья могут либо выдавливаться на цилиндрической поверхности заготовки, либо нарезаться. В качестве инструмента может выступать как целое колесо, так и отдельный зуб или зубчатая рейка, причем модули инструмента и изготавливаемого колеса должны совпадать.
Размер заготовки под зубчатое колесо определяется его габаритными размерами: диамет-
ром окружности выступов dа и шириной венца b.
108
Система допусков включает нормирование степени точности зубчатых передач и виды сопряжений зубьев. Система допусков включает нормирование степени точности зубчатых передач и виды сопряжений зубьев.
Точность зубчатых передач.
Точность зубчатых передач регламентируется ГОСТ 1643-81. Установлено 12 степеней точности зубчатых колес и передач, обозначаемых в порядке убывания с 1 по 12. В общем машиностроении 6-я степень точности считается повышенной, 7 – нормальной, 8 – пониженной, 9 – грубой
Нормируются 3 вида показателей.
Показатели кинематической точности. Определяют точность передачи вращения ∆ϕ , т.е. отклонение действительного угла поворота ведомого колеса, приводимого во вращение ведущим колесом, при отсутствии непараллельности и перекоса осей вращения этих колес. Отклонение выражается в линейных величинах длины дуги делительной окружности контролируемого колеса ∆ s2 = ∆ϕ2 r2 . Нормируется его наибольшая величина в процессе поворота большего из составляющих пару колес на один оборот. Нормы характеризуются степенями точности от 1 до 12. Предусмотрены нормы, ограничивающие кинематическую погрешность передачи (контролируется передача вращения парой колес) и кинематическую погрешность колеса (контролируется зубчатое колесо, приводимое во вращение точным (измерительным) зубчатым колесом). Кинематическая погрешность вызывается неточностью зуборезного инструмента, погрешностями установки инструмента и нарезаемого колеса, несогласованностью работы узлов станка.
Показатели плавности работы. Определяют равномерность вращения и проявляются многократно за оборот колеса. Нормируется наибольшее отклонение величины угловой скорости контролируемого ведомого колеса ∆ω . Характеризуются степенями точности – 1...12. Нормируется циклическая погрешность передачи и циклическая погрешность зубчатого колеса.
Показатели контакта зубьев. Определяют полноту прилегания поверхностей зубьев сопряженных колес по их длине и степень неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Характеризуются степенями точности – 1...12. Нормируются следующие параметры:
-суммарное пятно контакта, т.е. часть активной боковой поверхности зуба колеса, на которой располагаются следы его прилегания к зубьям парного колеса после вращения собранной передачи при легком торможении, обеспечивающим непрерывное контактирование зубьев обеих колес. Следы прилегания определяют по следам надиров или предварительно нанесенной краски. Пятно контакта определяют по длине и высоте зуба;
-отклонение осевых шагов по нормали;
-погрешность формы и расположения контактной линии;
-погрешность направления зуба;
-непараллельность и перекос осей зубчатых колес в передаче.
Виды сопряжения зубьев колес в передаче.
Характер сопряжения зубьев колес в передаче определяется боковым зазором между нерабочими профилями зубьев сопряженных колес. Он необходим для создания нормальных условий смазки зубьев, компенсации погрешностей изготовления, монтажа и температурной деформации передачи.
Системой допусков на зубчатые передачи устанавливается гарантированный боковой зазор ∆min (рис. 8.14). Его величина определяется толщиной зубьев, межосевым расстоянием в передаче, толщиной слоя смазки, величиной деформации элементов зубчатой передачи от нагрева. Требования предусматривают отсутствие заклинивания зубьев передачи при нагреве нормально работающих колес и вследствие погрешностей монтажа, сохранение на поверхности зубьев пленки смазки.
Боковой зазор определяют как люфт (подвижность) одного колеса при неподвижном дру-
109
гом колесе. Измеряются в микрометрах в направлении перемещения точки контакта пары зубьев (линии зацепления).
∆
A ∆
B
C
∆ min
D
E
H
Рис. 8.14 – Виды сопряжения и допуски бокового зазора зубчатых колес
Предусмотрено шесть видов сопряжений, определяющих различную величину бокового зазора - A, B, C, D, E, H. Они задают минимальную величину ∆min бокового зазора в порядке убывания, которая соответствует следующим квалитетам ISO – IT11, IT10, IT9, IT8, IT7. Гарантированный боковой зазор для сопряжения Н равен нулю.
Вид сопряжения A соответствует увеличенному зазору, B – нормальному, гарантирующему минимальную величину бокового зазора, при котором исключается возможность заклинивания стальной передачи при нагреве на 25°С, C – уменьшенному.
Установлено восемь допусков ∆ бокового зазора - x, y, z, a, b, c, d, h.
При отсутствии специальных требований сопряжениям Н, Е соответствует вид допуска h, сопряжениям A, B, C, D – соответственно виды допусков d, c, b, a.
Обозначение точности колес и передач.
В технической документации точность изготовления колес и передач задают степенью точности и видом сопряжения по нормам бокового зазора. Например, условное обозначение точности передачи 8-7-6 Ba. Это означает, что передача со степенью 8 по нормам кинематической точности, со степенью 7 – по нормам плавности, со степенью 6 – по нормам контакта зубьев, вид сопряжения B, вид допуска на боковой зазор a.
Если все три степени равны, то указывается только одно число. При совпадении символов вида допуска на боковой зазор и вида сопряжения в обозначении указывается только символ вида сопряжения, например, 7–C, что соответствует записи 7–7–7 C c. Если величина минимального зазора в сопряжении не является стандартной, то обозначение принимает вид, например, 7–600с, где 600 – нестандартная величина минимального зазора в микрометрах.
Реечная передача. Служит для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот (рис. 8.15) и является частным случаем цилиндрической передачи. Ее параметры такие же, как и у цилиндрической передачи, но с учетом того, что одно колесо выродилось в прямую линию (стало бесконечно большого радиуса). Передаточное число (для случая преобразования вращения в поступательное движение) подсчитывается по формуле:
u = ω / v = 2 / d =T/ (Fa η ) .
Здесь d – диаметр колеса фрикционной передачи либо диаметр делительной окружности колеса эвольвентной зубчатой передачи (коэффициент смещения принят равным нулю).
110
Рис.8.15 – Реечная передача: схема и параметры
8.1.4 Коническая передача
Предназначена для передачи вращательного движения между валами с пересекающимися осями. Наиболее распространены ортогональные передачи, с углом пересечения осей 90° (ее блок-схема представлена на рис. 8.4в). Конические передачи считаются древнейшими (после клина, ворота и рычага): они впервые появились в 1 тысячелетия до н.э. в Египте и использовали цевочное зацепление.
В основе передачи движения лежит геометрический принцип перекатывания двух конусов, вершины которых для отсутствия проскальзывания должны совпадать. В состав элементарной передачи входит пара конических колес, представляющих собой усеченные конусы. На схеме они изображаются в виде трапеций (рис. 8.16а). Физический принцип действия конической передачи, как и цилиндрической, составляет принцип рычага.
Конические передачи бывают зубчатые и фрикционные. В свою очередь, эвольвентные зубчатые конические передачи подразделяются на следующие:
•прямозубые. Здесь зубья располагаются вдоль образующих конусов (в проекции на плоскость, перпендикулярную оси конуса, – по радиусу, рис. 8.16б);
•косозубые (тангенциальные, рис. 8.16в). Здесь зубья, в проекции на плоскость, располагаются по касательной к некоторой окружности, задающей величину их угла наклона;
•с круговым зубом (рис. 8.16г). Здесь линией зуба служит дуга окружности, которая, в свою очередь, касательна некоторой центральной окружности. Это – частный случай кривозубых колес.
Основными исходными геометрическими параметрами эвольвентной зубчатой конической передачи являются следующие (рис. 8.16д):
z1 , z2 – числа зубьев каждого из пары колес;
b – ширина зубчатого венца. Ее величину обычно округляют до значений из ряда нормальных размеров;
βm – угол наклона линии зубьев в среднем сечении колес (индекс m, т.е. middle, средний). У прямозубых колес βm =0°. Для косозубых колес угол обычно выбирают кратным 5° из интервала βm =20°...30°, и он постоянен вдоль линии зуба. Для колес с круговым зубом угол наклона замеряют между касательной к линии зуба в среднем сечении колеса и радиальным направлением, и его преимущественно принимают равным 35°. Увеличение угла повышает плавность зацепления, но и возрастают нежелательные составляющие усилия в зацеплении зубьев;
mte – внешний окружной модуль (индекс e, т.е. external, внешний), используемый для характеристики прямозубых и косозубых колес, либо
mnm – средний нормальный модуль, характеризующий колеса с круговым зубом (часто обозначается как mn).