- •Часть 1. Основы расчета
- •Глава 1
- •§ 1 Общие сведения о деталях и узлах машин и основные требования к ним
- •§ 2. Прочностная надежность деталей машин (методы оценки)
- •§ 3. Износостойкость деталей машин
- •§ 4. Жесткость деталей машин
- •§ 5. Стадии конструирования машин
- •Глава 2
- •§ 1. Машиностроительные материалы
- •§ 2. Точность изготовления деталей
- •Часть 2. Передаточные механизмы
- •Глава 3
- •§ 1. Ремни и шкивы
- •§ 2. Усилия и напряжения в ремне
- •§ 3. Кинематика и геометрия передач
- •§ 4. Тяговая способность и кпд передач
- •§ 5. Расчет и проектирование передач
- •§ 6. Передачи зубчатыми ремнями
- •Глава 4
- •§ 1. Виды механизмов и их назначение
- •§ 2. Кинематика и кпд передач
- •§ 3. Расчет передач
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика зубчатых передач
- •§ 3. Элементы теории зацепления передач
- •11 Г. Б. Иосилевич и др.
- •§ 5. Геометрический расчет эвольвентных прямозубых передач
- •§ 6. Особенности геометрии косозубых и шевронных колес
- •§ 7. Особенности геометрии конических колес
- •§ 8. Передачи с зацеплением новикова
- •§ 9. Усилия в зацеплении
- •§ 10. Расчетные нагрузки
- •§ 11. Виды повреждений передач
- •§ 12. Расчет зубьев на прочность при изгибе
- •§ 13. Расчет на контактную прочность активных поверхностей зубьев
- •§ 14. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес
- •§ 15. Особенности расчета и проектирования планетарных передач
- •§ 16. Конструкции зубчатых колес
- •Глава 21 гиперболоидные передачи
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Геометрический расчет передачи
- •§ 3. Кинематика и кпд передачи.
- •§ 4. Расчет на прочность червячных передач
- •§ 5. Материалы, допускаемые напряжения и конструкции деталей передачи
- •Глава 22
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематические характеристики и кпд передачи
- •§ 3. Расчет несущей способности элементов передачи
- •Глава 23
- •§ 1. Цепи и звездочки
- •§ 2. Кинематика и быстроходность передач
- •§ 3. Усилия в передаче
- •§ 4. Расчет цепных передач
- •§ 5. Особенности конструирования и эксплуатации передач
- •Часть 3. Валы, муфты, опоры и корпуса
- •Глава 24
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Конструкции и материалы валов и осей
- •§ 3. Расчет прямых валов на прочность и жесткость
- •§ 4. Подбор гибких валов
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Нерасцепляемые муфты
- •§ 3. Сцепные управляемые
- •Глава 26
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы подшипников
- •§ 3. Конструкции и виды повреждений подшипников
- •§ 4. Нагрузочная способность подшипников скольжения
- •Глава 27 подшипники качения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Кинематика и динамика подшипников
- •1'Нс. 27.4. План скоростей в Рис. 27.5. Контактные напряжения и план скоростей в радиально-упорном подшипнике
- •§ 3. Несущая способность подшипников
- •§ 4. Выбор подшипников
- •§ 5. Конструкции подшипниковых узлов
- •Детали корпусов, уплотнения, смазочные материалы и устройства
- •§ 1. Детали корпусов
- •§ 2. Уплотнения и устройства для уплотнения
- •I'm. 28.2. Конструктивные формы прокладок:
- •§ 3. Смазочные материалы и устройства
- •Часть 4. Соединения деталей (узлов) машин и упругие элементы
- •§ I. Сварные соединения
- •§ 2. Проектирование и расчет соединений при постоянных нагрузках
- •§ 3. Расчет на прочность сварных соединений при переменных нагрузках
- •§ 4. Паяные соединения
- •§ 5. Клеевые соединения
- •Глава 30 заклепочные соединения
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений при симметричном нагружении
- •§ 3. Расчет соединений
- •Глава 31
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Расчет соединений
- •Глава 32
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Особенности работы резьбовых соединений
- •§ 3. Виды разрушений и основные расчетные случаи
- •§ 4. Особенности расчета групповых (многоболтовых) соединений
- •Глава 33
- •§ 1. Шпоночные соединения
- •§ 2, Шлицевые соединения
- •§ 3. Профильные соединения
- •§ 4. Штифтовые соединения
- •Глава 34
- •§ 2. Расчет витых цилиндрических пружин сжатия и растяжения
- •§ 3. Резиновые упругие элементы
- •Глава 35
- •§ 1. Общие сведения
- •§ 2. Общие принципы построения систем автоматизированного проектирования
- •§ 3. Структура математической модели
- •§ 4. Цели и методы оптимизации
- •Глава 36
- •§ 1. Расчет вала минимальной массы
- •§ 2. Расчет многоступенчатого редуктора минимальных размеров
11 Г. Б. Иосилевич и др.
центра кривизны кривой, несложно показать, что точка N прямой NB будет центром кривизны эвольвенты (мгновенным центром вращения), а отрезок NB - радиус кривизны эвольвенты в точке В.
Углы развернутости v, профиля а α и эвольвентный inv α (инволюта α), образуемые радиальными прямыми ОМ, ОВ и ON, связаны между собой зависимостью
inv α = v — α.
Так как дуга MN равна отрезку BN, перекатываемому по дуге без скольжения, то (MN = rbv)
inv α = tg α — α.
Если учесть (r — радиус-вектор произвольной точки эвольвенты)
cos α = rb/r,
то становится очевидным, что радиус rb основной окружности является единственным параметром, определяющим эвольвенту. Зацепление эвольвентных профилей. Предположим, что требуется передать вращательное движение между параллельными осями О1 и 02 (межосевое расстояние аw) с постоянным передаточным отношением L Величины aw и i определяют положение полюса зацепления П на отрезке O1O2 = aw. С учетом соотношения (20.4) несложно получить
(20.5)
Если в качестве профиля ведущего звена 1 принять эвольвенту Э1 некоторой (произвольной) основной окружности диаметром db1 (рис. 20.7) и через полюс П провести касательную к этой окружности, то точка B1 пересечения этой касательной с профилем будет единственной точкой эвольвенты, для которой справедлив основной закон зацепления, и нормаль К эвольвенте N1П проходит через полюс. Таким образом, точка В является единственно возможной точкой контакта данного звена с сопряженным.
В других положениях звеньев точки контакта эвольвент также обязательно будут находиться на прямой, проведенной через полюс касательно к основной окружности. Линия зацепления для эвольвентного профиля является прямой' и обеспечивает эвольвентному зацеплению существенное
преимущество перед зацеплениями других видов.
1 Эвольвента — единственная кривая, дающая прямую линию зацепления.
Отметим, что прямой линии зацепления также соответствует только эвольвентный профиль, и линия зацепления является общей для обоих профилей. Таким образом, сопряженный профиль ведомого звена 2 должен быть эвольвентным и его основная окружность должна быть касательной к линии зацепления.
Перпендикуляр O2N2 из центра О2 на линию зацепления дает радиус гь2 основной окружности звена 2, определяющей эвольвенту Э2 и точку В2 на ней (совпадает с точкой Bt в данном положении).
По мере вращения звеньев с каждой точкой одного из профилей вступает в контакт вполне определенная (единственная) точка на втором профиле (см. точки Ct и С2 на рис. 20.7).
Если ввести в рассмотрение угол αw между линией зацепления и перпендикуляром к линии центров {угол зацепления), то из рис. 20.7 следует
N1П + ПN2 = N1B1 + B2N2
или
(rb1+ rb2) tg αw = rb1 vB1+ r b2vB2, (20.6)
где vB1 и vB2 — углы развернутости сопряженных точек Bt и В2 на эвольвентах.
Уравнение (20.6) позволяет найти для любой заданной точки на одном колесе сопряженную точку на другом колесе.
Существенно, что положение общей нормали (линии зацепления) не изменяется, и она по-прежнему будет касаться основных окружностей. Положение полюса зацепления П на линии центров также остается неизменным при вращении колес. Из рис. 20.7 видно, что в процессе зацепления точка контакта перемещается по профилю ведущего звена, удаляясь от основной окружности, а по профилю ведомого звена — приближаясь к основной окружности. Но пути, проходимые точкой контакта по каждому из сопряженных профилей за равные промежутки времени, оказываются неравными. В результате при равномерном вращении колес точки контакта, двигаясь равномерно по линии зацепления со скоростью
будут перемещаться (в относительном движении) неравномерно по профилям зубьев, т. е. сопряженные профили перекатываются один на другой со скольжением.
Отметим, что на каждом колесе имеется по одной соосной поверхности (цилиндр — в цилиндрической передаче), которые касаются друг друга, и в любой точке касания (контакта) вектор относительной скорости равен нулю. Эти поверхности называют начальными, а концентрические окружности, принадлежащие им,— начальными окружностями. Они описываются из центров и проходят через полюс. Из соотношений (20.5) следует, что диаметры начальных окружностей
(20.7)
Диаметр начальной окружности связан с диаметром основной окружности соотношением (см. рис. 20.7)
(20.8)
Окружная скорость точки на начальной окружности
Межосевое расстояние передачи можно выразить и через диаметры основных окружностей
. (20.9)
Это уравнение характеризует зацепление двух зубьев с эвольвентными профилями. В реальном зубчатом зацеплении одновременно могут контактировать несколько пар зубьев. Если ввести в рассмотрение шаг рь по основной окружности — расстояние между соседними эквидистантными профилями по дуге основной окружности, то из равенства координат сопряженных точек зубьев следует, что одновременный контакт нескольких пар зубьев возможен при условии
P b1 = Р b2,
где рb1 и р b2 — шаги по основной окружности первого и второго колес.
Из уравнения (20.9) следует также:
а) пара эвольвентных профилей с заданными диаметрами db1 и db2 может зацепляться при различных межосевых расстояниях аw
б) эвольвента заданной основной окружности dbl может сцепляться с эвольвентами любых основных окружностей db2 при одних и тех же или при различных αw;
в) эвольвентные колеса с любыми числами зубьев могут сцепляться друг с другом, если их шаги равны;
Рис. 20.8. Активная линия зацепления
г) эвольвентные колеса могут сопрягаться с рейкой, имеющей произвольный угол профиля, если их основные шаги равны.
Коэффициент перекрытия. Отметим точки Р1 и Р2 пересечения окружностей вершин колес с линией зацепления (рис. 20.8, а). Тогда эти точки будут обозначать начало входа и конец выхода из зацепления пары зубьев, а участок Р1Р2 соответствует активной линии зацепления.
Для сохранения свойственного эвольвентному зацеплению постоянного передаточного отношения необходимо, чтобы следующая пара зубьев вступала в зацепление в точке Р1 в тот момент (или ранее), когда точка контакта предыдущей пары зубьев придет в точку Р2 (рис. 20.8,6). Следовательно, длина активной линии зацепления должна быть не менее основного шага.
Отношение длины активной линии зацепления к основному шагу
называют коэффициентом перекрытия. Для обеспечения непрерывности вращения рекомендуется εα > 1,2.
Исходный и рабочий контуры рейки. Для единообразного изготовления зубчатых колес и обеспечения их взаимозаменяемости в передачах параметры зацепления стандартизованы. В основу стандарта положен реечный контур (рис. 20.9), так как рейка сохраняет постоянный угол зацепления в паре с колесом любого радиуса и при любом относительном положении колес.
Рис. 20.9. Исходный и рабочий контуры зубчатой рейки по ГОСТ 13755—81 (ДП — делительная прямая)
Этот контур называют теоретическим исходным контуром. Одним из основных параметров контура является модуль*
т = р/π, (20.10)
измеряемый в мм и регламентированный ГОСТ 9563-60. В соотношении (20.10): р — шаг исходного контура, расстояние между одноименными профилями соседних зубьев рейки по делительной или другой, параллельной ей прямой. Делительной прямой называют прямую, на которой теоретическая толщина зуба равна ширине впадины.
Стандартом предусмотрен широкий набор модулей, обеспечивающий потребности приборов в миниатюрных зубчатых передачах, а также потребности машин в крупногабаритных передачах.
Для модулей свыше 1 мм исходный контур (ГОСТ 13755 — 81) является прямобочным и имеет следующие параметры (рис. 20.9, а). Профильный угол α = 20°, глубина захода h1 = 2hα*m (здесь hα* = 1 — коэффициент высоты головки зуба); толщина зуба по делительной прямой S = 0,5р; радиальный зазор с — с*т (здесь с* = 0,25 — коэффициент радиального зазора) и радиус закругления у корня зуба рi = 0,384m.
*Предпочтительный ряд значений модулят в диапазоне от 1 до 12 мм: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12.
Рис. 20.10. Изготовление зубчатых колес копированием с помощью фрез (я и б)
и обкаткой с помощью долбяка и гребенки (виг):
/ — пальцевая фреза; 2 — дисковая фреза; 3 — долбяк; 4 — гребенка
Для обеспечения плавного вхождения зубьев в зацепление и снижения динамических нагрузок на вершине зубьев исходного контура преднамеренно отступают от теоретической эвольвентной формы, выполняя срез профиля — фланк (рис. 20.9, б). Расчетный контур с фланком называют номинальным исходным контуром (рабочим контуром).
Однозначность перечисленных основных параметров делает исходные контуры различных модулей геометрически подобными.
Изготовление колес. Зубчатые колеса изготовляют преимущественно методами резания на универсальных фрезерных и специальных станках. Зубья нарезают либо методом копирования, либо методом огибания (обкатки).
При использовании метода копирования впадина между зубьями вырезается специально спрофилированным инструментом — фрезой, протяжкой, шлифовальным кругом (рис. 20.10).
Для нарезания зубьев методом обкатки применяют специальный инструмент — рейку, долбяк, червячную фрезу. Инструменту и нарезаемому колесу на специальных станках сообщается такое же относительное движение, как и в реальном зацеплении. Основное преимущество такого метода изготовления — высокая точность.
Мелкомодульные зубчатые колеса иногда изготовляют накатыванием зубьев (обработкой давлением).
Точность изготовления. Для обеспечения требуемого качества передач разработаны показатели точности. Так, ГОСТ 1643 — 81 устанавливает допуски цилиндрических зубчатых передач с модулями m = 1 -г- 50 мм, обеспечивающими 12 степеней точности передач (самая низкая степень точности — двенадцатая). Требуемая степень точности определяется уровнем скоростей колес и действующих нагрузок. Быстроходные передачи (окружная скорость колеса v > 20 м/с) изготовляют с повышенной точностью (степени точности 6 и 5).