- •Оглавление
- •Лекция 1
- •Виды зубчатых передач
- •Краткие сведения по геометрии цилиндрических зубчатых передач
- •Лекция 2
- •Параметры цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления
- •Точность зубчатых передач
- •Лекция 3
- •Виды разрушения зубьев. Критерии расчета зубчатых передач
- •Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки
- •Механические характеристики сталей
- •Любая
- •Лекция 4
- •Допускаемые напряжения при действии переменных нагрузок
- •Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Допускаемые напряжения при действии пиковых нагрузок
- •Лекция 5
- •Расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •Лекция 6
- •Расчет на выносливость по напряжениям изгиба
- •Расчет на прочность при действии максимальной (пиковой) нагрузки
- •Особенности геометрии косозубых и шевронных передач
- •Лекция 7
- •Расчет на прочность косозубой передачи
- •Расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •Расчет на выносливость по напряжениям изгиба
- •Силы в цилиндрических зубчатых передачах
где p – делительный окружной шаг, z – число зубьев. Для исключения иррациональности в значениях d вводится понятие модуля. Модуль это число в π раз меньшее делительного окружного шага m = p/ π.
Таблица 1
|
|
Модули по ГОСТ 9563-60 |
|
|
|
|
|
||||||
Ряды |
|
|
Значения модулей, мм |
|
|
|
|
|
|||||
1 |
1 |
1.25 |
1.5 |
2 |
2.5 |
3 |
4 |
5 |
6 |
8 |
10 |
|
|
2 |
1.125 |
1.375 |
1.75 |
2.25 |
2.75 |
3.5 |
4.5 |
|
5.5 |
7 |
9 |
С целью обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колес и унификации зуборезного инструмента значения модулей стандартизованы (см. табл. 1)
Лекция 2
Параметры цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления
Межосевое расстояние и угол зацепления. В общем случае определяют по формуле
|
|
|
cosαt |
|
|
|
aw= a |
|
, |
|
|
cosαtw |
||
где a = 0,5 (d1 + d2) – делительное межосевое расстояние; |
||||
αt = arctg |
tgα |
- делительный угол профиля в торцовом сечении; |
||
cosβ |
αtw – угол зацепления.
При заданном суммарном коэффициенте смещения для определения αtw используют зависимость
inv αtw = inv αt + 2xΣtgα , z1 + z2
где inv αtw = tg αtw – αtw, inv αt = tg αt – αt,
x Σ = x1 + x2, - суммарный коэффициент смещения; Нулевой называют передачу, у которой x Σ = 0.
Косозубые передачи обычно выполняют нулевыми. В этом случае αtw=αt. Модуль выбирают из числа стандартных значений по табл. 1 в
зависимости от минимальной твердости зуба Hmin с учетом следующих диапазонов:
m = (0,01…0,02) aw при Hmin< 350 HB; m = (0,016…0,0315) aw при Hmin> 350 HB.
Передаточное число. Это отношение числа зубьев колеса к числу
зубьев шестерни u = z2 = d2 . В понижающих передачах передаточное число z1 d1
совпадает с передаточным отношением, по модулю равным отношению
угловых скоростей зубчатых колес, и потому u = ω1 = n1 .
ω2 n2
Таблица 2
Передаточные числа по ГОСТ 2185-66
Ряды |
|
|
|
Значения передаточных чисел |
|
|
||||||
1 |
1 |
1.25 |
1.6 |
2 |
2.5 |
3.15 |
4 |
5 |
6.3 |
8 |
10 |
|
2 |
1.12 |
1.4 |
1.8 |
2.24 |
2.8 |
3.55 |
4.5 |
5.6 |
7.1 |
9.0 |
11.2 |
При проектировании редукторов рекомендуется придерживаться стандартных значений u (см. табл. 2), принимая для одной ступени u≤6,3.
Ширина зубчатых колес. Для большего колеса ширину зубчатого венца вычисляют по формуле
bw2 = ψba aw,
где ψba - коэффициент ширины зубчатого венца.
Величину ψba выбирают с учетом схемы расположения и типа зубчатых колес: ψba = 0.315…0.5 - при симметричном расположении передачи относительно опор; ψba = 0.25…0.4 - при несимметричном; ψba = 0.4…0.63 - для шевронных и раздвоенных косозубых передач. Стандартные значения ψba для редукторов: 0.16; 0.25; 0.315; 0.4; 0.5; 0.63; 0.8; 1.0.
Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше bw2 для компенсации осевого смещения зубчатых колес из-за неточностей
сборки. |
|
|
|
|
|
|
|
|
Диаметры окружностей зубчатых колес. |
|
|
|
|||||
Делительные окружности d1 = mz1/cos β, d2 = mz2/cos β, |
|
|
||||||
где β – делительный угол наклона зуба. |
|
|
|
|||||
Основные окружности db1 = d1 cos α, db2 = d2 cos α . |
|
|
|
|||||
Начальные окружности dw1 = |
2aw |
|
, dw2 = udw1. |
|
|
|
||
u |
+1 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
||||
Окружности вершин и впадин зубьев: |
|
|
|
|||||
daj = dj + 2m(1+ xj |
y ); |
|
|
|||||
dfj = dj |
|
|
|
2m(1.25 |
xj), |
|
|
|
где j = 1 для шестерни, j = 2 для колеса; xj – коэффициенты смещения; |
|
|||||||
y - коэффициент уравнительного смещения, |
y = x Σ |
aw − a |
. |
|||||
m |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||
Часть зуба, расположенную между окружностью |
вершин зубьев и |
делительной окружностью, называют головкой зуба и обозначают ha Часть зуба, расположенную между окружностью впадин зубьев и делительной окружностью, называют ножкой зуба и обозначают hf. Для нулевых передач
ha = m, hf = 1,25 m.
Коэффициенты смещения. Смещение инструмента при нарезании зубчатых колес производят для повышения прочности и износостойкости
зубьев, а также для улучшения качественных показателей зацепления. Если число зубьев колеса z<zmin, то при отсутствии смещения происходит подрезание профиля зуба у его основания. Здесь zmin минимальное число зубьев колеса без смещения, при котором не происходит подрезание. В случае нарезания зубьев реечным инструментом для прямозубых передач
2cosβ zmin=17, для косозубых передач определяется по формуле zmin = sin2 αt . Для
исключения подрезания при z<zmin коэффициент смещения должен
|
z |
|
удовлетворять условию x ≥ 1 - |
|
. |
zmin |
Рис. 5. Влияние смещения исходного контура на форму зуба
При положительном смещении увеличивается толщина зуба у основания (см. рис. 5), что повышает изгибную прочность зуба. Возрастают диаметры вершин и впадин, профиль зуба переходит на участок эвольвенты, более удаленный от основной окружности. В результате радиусы кривизны эвольвенты становятся больше, и увеличивается контактная прочность зуба.
Рис. 6. Блокирующий контур для z1 = 15, z2 = 30.
Одновременно уменьшается толщина зуба на окружности вершин Sa, что может привести к излому вершины зуба, снижается коэффициент торцевого перекрытия.
Для обоснованного выбора коэффициентов смещения удобно использовать блокирующие контуры, построенные в координатах коэффициентов смещения x1, x2 (см. рис. 6). Линии контура ограничивают зону допустимых значений коэффициентов смещения по подрезанию зубьев x1min, x2min, коэффициенту торцевого перекрытия εα, заострению зубьев Sa1, Sa2 и интерференции зубьев J1, J2. Под интерференцией понимают взаимное внедрение профилей при работе передачи.
Коэффициенты перекрытия. Важной характеристикой качества зацепления является коэффициент торцевого перекрытия εα, равный отношению угла поворота зуба в процессе зацепления к угловому шагу 2π/z. В прямозубых передачах должно выполняться условие εα>1.1. Величину εα определяют по формуле
εα= |
ab |
= |
z1(tgαa1 − tgαtw ) + z2 (tgαa2 − tgαtw) |
, |
|||||||
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||
|
pbt |
2π |
|
dbi |
|||||||
где pbt – основной окружной шаг, αai = arccos |
|
|
. |
||||||||
|
dai |
||||||||||
Для нулевых передач можно пользоваться приближенной |
|||||||||||
зависимостью |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
æ 1 |
|
1 |
ö |
|
|
|||||
|
ç |
|
+ |
|
|
|
÷ |
|
|
||
|
|
z |
|
|
|
|
|||||
|
εα ≈ [1.88 – 3.2 ç z |
|
|
|
÷] cos β, |
||||||
|
è 1 |
|
|
2 |
ø |
|
|
где β – делительный угол наклона зуба;
z1 и z2 – число зубьев шестерни и колеса.
В косозубых передачах вводится понятие коэффициента осевого
перекрытия |
bw |
|
b |
sinβ |
|
|
|
|
|||
εβ= |
|
= |
w |
|
. |
px |
|
||||
|
|
πm |
|
где px – осевой шаг зубьев; bw – ширина зубчатого венца. Суммарный коэффициент перекрытия
εν = εα + εβ.
При проектировании косозубых передач рекомендуется подбирать такое сочетание параметров, при котором выполняется условие εβ>1.1.
Точность зубчатых передач
Различают следующие основные показатели точности зубчатых передач.
1. Кинематическая точность – характеризует наибольшую погрешностью передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота.
2.Плавность работы – характеризует многократно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения или угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота.
3.Пятно контакта зубьев – характеризует распределение нагрузки по длине зубьев, существенно влияет на работоспособность силовых передач.
Точность изготовления цилиндрических зубчатых колес
регламентируется ГОСТом 1643-81, предусматривающим 12 степеней точности в порядке ее убывания от 1 до 12. В машиностроении наибольшее применение находят степени точности с 6 по 9. Каждая степень точности имеет свои нормы кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев. Независимо от степени точности стандартизованы виды сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора между зубьями: Н, Е, Д, С, В. А. В сопряжении Н нормальный зазор равен нулю. Сопряжениям Е, Д и С соответствуют малый и уменьшенные боковые зазоры; В – нормальный зазор, А – увеличенный зазор. Для нереверсивных передач рекомендуют использовать сопряжение В, для реверсивных передач – сопряжения с уменьшенными боковыми зазорами.
Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. Для высокоточных передач рекомендуется 6-ая степень точности, для точных передач – 7–ая, для передач средней точности – 8-ая и для передач пониженной точности – 9-ая.
Точность зубчатых колес обозначают указанием степени точности (или степеней точности по трем показателям точности) и вида сопряжения. Например, точность передачи по степени 8 с нормальным боковым зазором обозначают 8-В. Точность такой же передачи с повышенными на одну степень нормами плавности и пятна контакта обозначают 8-7-7-В.
|
|
Таблица 3 |
|
Степень точности передачи |
|||
|
|
|
|
Степень точности |
Скорость V, м/с |
|
|
по ГОСТ 1643-81 |
Прямозубые |
Непрямозубые |
|
6 |
до 20 |
до 30 |
|
7 |
до 12 |
до 20 |
|
8 |
до 6 |
до 10 |
|
9 |
до 2 |
до 4 |
|
Динамические нагрузки зависят от точности изготовления передачи и от окружной скорости. Для ограничения динамических нагрузок степень точности следует выбирать с учетом окружной скорости по табл. 3.