Зубчатые передачи широко распространены и в промышленных агрегатах, и в бытовых приборах. Они выступают промежуточным звеном между источником вращательно-поступательного движения и узлом, выступающим конечным потребителем этой энергии. Причем передаваемая мощность может исчисляться как ничтожно малыми единицами (часовые механизмы и измерительные приборы), так и огромными усилиями (турбины электростанций).

Виды передачи движения

Двигатель, генерирующий энергию, и конечный агрегат, ее потребляющий, часто отличаются по таким характеристикам, как скорость вращения, мощность, угол приложения усилия. Кроме того, один источник вращательной энергии может служить для приведения в действие сразу нескольких различных узлов или агрегатов. Чтобы обеспечить доставку крутящего момента в таких условиях, необходимы промежуточные модули, которые бы передавали это усилие с минимальными потерями.

Если в результате такой раздачи или преобразования обороты ведущего вала становятся больше, чем у ведомого, то принято говорить о понижающей передаче. В этом случае потеря скорости компенсируется увеличением нагрузки на ведомой оси и приростом мощности потребляющего узла. В случае, когда в конечном итоге наблюдается увеличение количества оборотов, такая передача будет повышающей. Соответственно, это будет сопровождаться снижением усилия на ведомом валу.

Особенности зубчатого механизма

Ременная передача предполагает наличие между шкивами на связанных валах промежуточного звена - гибкого ремня. Зубчатый механизм от такого соединения отличается наличием на поверхности сопряженных деталей зубьев зацепления. По профилю и размеру они идентичны.

Головка зуба колеса входит в зацепление с повторяющей ее профиль впадиной на шестерне. При вращении ведущего вала ведомый проворачивается в противоположную сторону. Между ними конструктивно предусмотрен минимально возможный зазор, обеспечивающий скольжение, тепловое расширение и смазку для недопущения заклинивания. При этом ведущая часть парного механизма называется колесом, а ведомая - шестерней.

У ременной передачи плоскость зацепления ремня со шкивом составляет не менее трети длины окружности. В зубчатом механизме между ведущим колесом и ведомой шестерней под нагрузкой в постоянном контакте находится одна пара зубьев. Колеса и шестерни на валах обычно монтируются на шпоночном соединении.

Преимущества

Зубчатые передачи имеют широкое распространение. Они долговечны и надежны в работе при соблюдении допустимых уровней нагрузок и надлежащем уровне обслуживания. Малогабаритный механизм обеспечивает высокий коэффициент полезного действия и может применяться для широкого круга изменения скоростей.

Наличие зубьев зацепления позволяет добиваться постоянства передаточных отношений между сопряженными валами из-за отсутствия возможности их проскальзывания. При этом нагрузки на валы не превышают допустимых пределов.

Недостатки

Зубчатые передачи имеют и ряд особенностей, которые могут быть отнесены к их недостаткам. В плане эксплуатации - такой механизм шумит при высокой скорости вращения. Он не может гибко реагировать на изменяющуюся нагрузку, так как представляет собой жесткую конструкцию с точной регулировкой.

В технологическом плане - это сложность изготовления пар колес зацепления. Для такого вида передач требуется повышенная точность, так как зубья находятся в зацеплении при постоянно изменяющемся напряжении. В таких условиях возможны усталостные разрушения материала.

Это происходит при превышении допустимых нагрузок. Зубья могут выкрашиваться, частично или полностью ломаться. Отколовшиеся осколки попадают в механизм, повреждают соседние сопрягающиеся участки, что приводит к заклиниванию и выходу из строя всего узла.

Виды

Наибольшее распространение получила цилиндрическая зубчатая передача. Ее применяют в узлах и механизмах с параллельным расположением валов. По конструктивным особенностям различают зубья с прямым, косым и шевронным профилем.

Для перекрещивающихся валов используют червячную, винтовую цилиндрическую передачи, а для пересекающихся - коническую. Реечная передача отличается тем, что шестерня в общем парном механизме заменяется рабочей плоскостью. При этом на ней нарезаны зубья, идентичные по профилю колеса. В итоге вращательное движение преобразуется в поступательное.

Также разделяют передачи по скорости вращения: тихоходные, средние и скоростные. По назначению их делят на силовые и кинематические (не передающие значительной мощности). Кроме того, зубчатые передачи могут классифицироваться по величине передаточного числа, подвижности осей (рядовые и планетарные), числу степеней, точности зацепления (12 классов), способу изготовления. По форме профиля зуба могут быть эвольвентные, циклоидальные, цевочные, круговые.

Применение

Все виды зубчатых передач широко используются в различных отраслях промышленного производства. Годовое производство различных колесных пар исчисляется миллионами. Сфера их применения настолько обширна, что редкий прибор, механизм или агрегат, использующий в работе вращательное движение, не имеет в своем составе того или иного вида зубчатого подвижного соединения.

Цилиндрическая зубчатая передача используется для преобразования вращательного движения с понижающим или повышающим коэффициентом. Примеры: двигатели внутреннего сгорания, коробки перемены передач в подвижном составе, станкостроении, буровом, металлургическом, горнодобывающем производстве и всех видах промышленности.

Коническая зубчатая передача используется в меньшей степени из-за сложности в процессе изготовления колесных пар. Применяется в сложных и комбинированных механизмах, где присутствует вращательное движение с переменными углами и изменением нагрузок. В специальных редукторах обычно используются конические зубчатые передачи. Примеры: ведущие мосты автомобилей, сельхозтехники, локомотивов, колесные пары конвейеров, приводы различного промышленного оборудования.

Цилиндрические передачи

Применяются наиболее широко, так как технология изготовления колесных пар сравнительно проста и отработанна. Цилиндрическая зубчатая передача используется для передачи крутящего момента между валами, расположенными в параллельных плоскостях. Различаются по форме зубьев: с прямым расположением, косым и шевронным. В редких случаях при перекрещении валов и незначительных нагрузках используется винтовой профиль.

Зубья прямого расположения используются больше всего. Их применяют для передачи крутящего момента с незначительной или средней нагрузкой, а также в случаях, когда есть необходимость смещения колес в процессе работы вдоль оси вала. Косые зубья применяют для плавности хода. Их используют для ответственных механизмов и при повышенных нагрузках. Шевронный профиль (два ряда косых зубьев по краям, расположенных в форме елочки) отличается высокой уравновешенностью осевых сил смещения, которые являются недостатком косозубых колесных пар.

Прямозубые цилиндрические передачи могут быть открытого и закрытого типа. В последнем случае зубья одного из колес располагаются не на наружной, а на внутренней поверхности окружности.

Коническая передача

В условиях, когда крутящий момент от источника к потребляющему узлу нужно доставлять с угловым смещением, используют пересекающиеся валы. Их оси чаще всего находятся под углом 90 градусов. В таких случаях обычно применяется коническая зубчатая передача.

Называется так из-за конструктивных особенностей пар шестерен. Они имеют форму срезанного конуса и сопрягаются своими боковыми плоскостями, на которых нарезаются зубья. По профилю они выше у основания и уменьшаются по направлению к вершине.

Зубчатый венец может иметь прямую, тангенциальную или криволинейную нарезку. Если по профилю он выполнен в виде винтовой спирали, и валы кроме пересечения еще имеют и осевое смещение, то такая коническая передача называется гипоидной. Она обладает плавностью хода и низким уровнем шума, но имеет повышенную склонность к заеданию, поэтому для нее используются специальные смазочные материалы.

В сравнение с цилиндрическими передачами конические могут обеспечить лишь 85% их несущей способности. По технологии изготовления и сборки они являются самыми сложными. Однако возможность передачи крутящего момента с угловым смещением делает их незаменимыми в сложных узлах и механизмах.

Реечная и ременная зубчатая передача

Когда нужно преобразовать вращательное движение в поступательное или наоборот, одно из колес заменяется плоскостью с нарезанными зубьями. Реечная передача отличаются простотой изготовления и монтажа, надежностью и хорошими нагрузочными характеристиками. Применяется в станкостроении и для приводов, где используется поступательное движение: долбежные станки, транспортеры с попеременной подачей.

Зубчато-ременная передача - это гибридная модель, вобравшая положительные качества обеих видов. Отличается постоянством передаточного числа из-за отсутствия проскальзывания. Тихая работа при высоких оборотах и нагрузках достигается путем использования гибких ремней с сердечником. Часто используются в приводах электродвигателей.

На парных шкивах узла агрегата и на эластичном ремне, их связующем, имеются идентичные по профилю зубья. Передача работает не по принципу трения, а используется механизм зацепления. При этом с одной стороны отпадает необходимость сильного натяжения между шкивами и точной регулировки, с другой - смазки между сопрягающимися металлическими деталями.

Материал

Зубчатые передачи должны обладать надежностью в роботе при разных скоростях и нагрузках, прочностью зубьев, их износостойкостью и способностью противостоять заеданию. В качестве основного материала для колесных пар выступает сталь. Она может подвергаться термообработке или иметь в своем составе легирующие добавки и примеси. Как материал для тихоходных механизмов, имеющих большие габариты и открытый тип конструкции, может выступать чугун.

Для предотвращения заедания парные колеса изготавливают из различного по крепости материала. Если для колеса и шестерни используется высокоуглеродистая сталь, то используют различную степень их термообработки. Также применяется бронза, латунь, капролон, текстолит, пластики и формальдегиды.

Изготовление

Заготовки для колесных пар зубчатых передач могут быть изготовлены методом литья или штамповкой. В дальнейшем они подвергаются дополнительной обработке, и производится нарезания зубьев. Используют для этого дисковые и пальцевые фрезы, фасонные шлифовальные круги.

Механизм зубчатой передачи конического типа нельзя изготовить методом чистовой прорезки фрезой или шлифовкой, так как профиль выступов и впадин не постоянен. Это можно делать лишь на начальном этапе черновой обработки. Дальнейшая доводка производится на станках в процессе обкатки с зацеплением. Для этого используется парное колесо из высокопрочного материала, повторяющего основной профиль. Оно выступает в роли режущего инструмента.

Углеродистые стали подвергают закалке, цементации, азотированию или цианированию. Для неответственных узлов термообработка может проводиться после нарезания зубьев. Для колесных пар высокой точности требуется дополнительная финишная шлифовка или обкатка.

Обслуживание

При нормальной работе зубчатый механизм работает плавно, а процесс сопровождается монотонным умеренным шумом. Наличие посторонних звуков и неравномерность вращения свидетельствуют об износе поверхностей, входящих в зацепление, или нарушении регулировки.

Во время проведения технического обслуживания при осмотре проверяют отсутствие трещин, поломок зубьев или их сколов. Особое внимание обращается на правильность зацепления колесных пар и отсутствие зазоров. При работе проверяют торцевое биение и контролируют поверхности трения.

Правильность зацепления определяют нанесением краски на зубья передачи. Пока она не засохла, валы проворачивают несколько раз и осматривают места соприкосновения рабочих поверхностей. По форме отпечатка (он должен быть в форме эллипса) определяют общее состояние передачи.

Обращают внимание на точки касания. Они должны быть приблизительно в средней части высоты зуба. Пятно краски должно занимать 70 - 80% его длины. Регулировка в основном сводится к увеличению или уменьшению толщины прокладок под подшипниками.

В зависимости от типа узла смазка открытого механизма может проводиться периодически вручную пластичным материалом. Для закрытых конструкций она осуществляться принудительно разбрызгиванием или окунанием части венца рабочего колеса в ванну со смазкой.

Параметры зубчатой передачи

Для характеристики механизма зацепления определяют диаметры делительной и основной окружности, межосевое расстояние и возможное смещение валов. Взаимосвязь количества зубьев ведущего и ведомого колеса определяет передаточное отношение. Оно по исходным данным позволяет вычислить обороты для пары зацепления.

Колесо зубчатой передачи изначально характеризуется числом зубьев и модулем. Он стандартизирован и отображает длину делительной окружности, приходящейся на один зуб. Определяют диаметры выступов и впадин. Рассчитывают общую длину, высоту и толщину зуба, а также отдельных его частей - головки и ножки.

Рассчитывается делительный диаметр. Используется коэффициент ширины зубчатого венца. В случае с косыми зубьями определяются с углом их наклона. Нужно учитывать, что в конических и цилиндрических передачах он разный.

Кроме перечисленного еще используется угол профиля, коэффициент торцевого перекрытия и смещения, линии зацепления. Для червячных передач рассчитывают число витков, диаметр и вид червяка.

Расчет зубчатой передачи

Перед проектированием следует изучить исходные данные и определиться с условиями планируемой эксплуатации механизма. Учитывается исходный контур, тип и вид передачи, ее расположение в узле, допустимые нагрузки, материал для колесных пар и их термообработка. На этом этапе берется во внимание частота вращения валов и их диаметры, крутящий момент, передаточное число.

Чтобы произвести расчет зубчатой передачи, нужно определиться с общим модулем зацепления, числом зубьев для шестерни и колеса, их профилем, углом наклона и расположением. Определяют межосевое расстояние, выбирается ширина зубчатых венцов пары.

Рассчитываются геометрические показатели станочного зацепления, для которого проектируется зубчатая передача. Чертеж должен отображать не менее двух проекций: фронтальный и боковой вид слева с нанесенными промерами. Дополнительно составляется таблица основных геометрических и конструктивных параметров, строятся графики.

Значения рассчитывают по формулам, таблицам, применяют коэффициенты и соотношения, при этом используются исходные данные колеса и шестерни. В алгоритме расчетов для отдельных передач может присутствовать до пятидесяти и более шагов и логических этапов. Оптимальным решением вопроса детального проектирования является использование специализированной компьютерной программы.

Размеры пазов под шпонки или шлицы подбирают по стандартам. На общем плане чертеж монтажа колес на валах разрабатывают отдельно.

Стандарты

Нормируются ли зубчатые передачи? ГОСТ, действующий в настоящее время, определяет допустимые отклонения для готовых колесных пар. Точность заготовок устанавливается в зависимости от технологических особенностей и может регулироваться для каждой отрасли или завода-изготовителя отдельно.

Для каждого вида зубчатых передач существуют нормы взаимозаменяемости. Отдельные стандарты утратили актуальность вообще, некоторые действуют лишь в отдельных регионах. Тем не менее, нормы, разработанные ранее, используются для общей терминологии, обозначений, порядка разработки документации и построения чертежей.

ГОСТы регулируют параметры расчетов геометрии зубчатых колесных пар, их модули, исходные контуры, степени точности и виды сопряжений. Другие нормативы устанавливают стандарты на отдельные элементы деталей, а третьи - на уже готовые узлы и агрегаты.

7. Основные геометрические параметры эвольвентных зубчатых колес.

8. Кинематические и силовые соотношения прямозубых эвольвентных зубчатых колес.

9. Виды напряжений, по которым проводится проектировочный и проверочный расчет зубчатых колес.

10. Общие сведения о косозубых цилиндрических зубчатых передачах.

11. Понятие об эквивалентном колесе и его параметры.

12. Силы, действующие в косозубой цилиндрической передаче.

13. Общие сведения о конических зубчатых передачах.

14. Ортогональные прямозубые конические зубчатые передачи.

15. Основные сведения о передаче Новикова.

16. Планетарные передачи.

17. Кинематика планетарных передач. Инематика.

18. Условия подбора чисел зубьев планетарных передач.

19. Основные сведения о волновых передачах.

20. Червячные передачи: общие сведения, достоинства и недостатки.

12.2. Достоинства и недостатки червячных передач

21. Кинематические и силовые соотношения архимедовых червячных передач.

22. Критерии работоспособности и особенности расчета червячных передач.

23. Выбор материалов червяков и червячных колес.

24. Охлаждение и смазка червячных редукторов.

25. Общие сведения о фрикционных передачах и вариаторах. Общие сведения

Классификация

Достоинства и недостатки

26. Основные сведения о передаче «винт-гайка» скольжения.

27. Шарико-винтовые передачи (швп).

28. Основные факторы, определяющие качество фрикционных передач.

29. Ременные передачи: общие сведения, классификация, виды ремней.

14.2. Классификация передач

14.3. Достоинства и недостатки ременных передач трением

30. Силы в ремнях ременных передачах.

31. Напряжения в ремнях ременных передачах.

32. Основные сведения о цепных передачах.

13.2. Достоинства и недостатки цепных передач

13.3 Типы цепей

33. Кинематика и динамика цепной передачи.

34. Критерии работоспособности и расчет цепной передачи.

36. Ориентировочный расчет валов и осей.

37. Проверочный расчет валов и осей.

38. Подшипники скольжения.

39. Режимы трения подшипников скольжения.

40. Расчет подшипников скольжения при полужидкостном трении.

41. Расчет подшипников скольжения при жидкостном трении.

42. Назначение и классификация подшипников качения.

43. Статическая грузоподъемность. Проверка подшипников качения по статической грузоподъемности. Проверка и подбор подшипников по статической грузоподъемности.

44. Динамическая грузоподъемность. Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности.

45. Назначение и классификация муфт.

46. Классификация соединений.

47. Основные сведения о резьбовых соединениях.

48. Классификация резьб.

49. Виды нагружений болтовых соединений.

1. Для соединений стальных и чугунных деталей, без упругих прокладок = 0,2 – 0,3.

2.Для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (асбест, поронит, резина и др.) = 0,4 – 0,5.

3. В уточненных расчетах определяют значения д и б, а затем.

50. Основные понятия о заклепочном соединении.

51. Область применения, преимущества и недостатки сварных соединений.

52. Шпоночные и шлицевые соединения.

4. Основные виды механических передач.

Механической передачей называют устройство для передачи механического движения от двигателя к исполнительным органам машины. Может осуществляться с изменением значения и направления скорости движения, с преобразованием вида движения. Необходимость применения таких устройств обусловлена нецелесообразностью, а иногда и невозможностью непосредственного соединения рабочего органа машины с валом двигателя. Механизмы вращательного движения позволяют осуществить непрерывное и равномерное движение с наименьшими потерями энергии на преодоление трения и наименьшими инерционными нагрузками.

Механические передачи вращательного движения делятся:

По способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные, ременные) и зацеплением (цепные, зубчатые, червячные);

По соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);

По взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными , пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.

Зубчатые передачи

Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, или колесо и рейка с зубьями, образующими с неподвижным звеном (корпусом) вращательную или поступательную пару.

Зубчатая передача состоит из двух колес, посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней , с большим числом зубьев – колесом .

Планетарные передачи

Планетарными называются передачи, содержащие зубчатые колеса с перемещающимися осями. Передача состоит из центрального колеса с наружными зубьями, центрального колеса с внутренними зубьями , водила и сателлитов. Сателлиты вращаются вокруг своих осей и вместе с осью вокруг центрального колеса, т.е. совершают движение, подобное движению планет.

Червячные передачи

Червячная передача применяется для передачи вращения от одного вала к другому, когда оси валов перекрещиваются. Угол перекрещивания в большинстве случаев равен 90º. Наиболее распространенная червячная передача состоит из так называемого архимедова червяка , т.е. винта, имеющего трапецеидальную резьбу с углом профиля в осевом сечении, равным двойному углу зацепления (2α = 40), и червячного колеса .

Волновые механические передачи

Волновая передача основана на принципе преобразования параметров движения за счет волнового деформирования гибкого звена механизма.

Волновые зубчатые передачи являются разновидностью планетарных передач, у которых одно из колес гибкое.

Фрикционные передачи

Передачи, работа которых основана на использовании сил трения, возникающих между рабочими поверхностями двух прижатых друг к другу тел вращения, называют фрикционными передачами .

Ременные передачи

Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и охватывающего их ремня. Ремень надет на шкивы с определенным натяжением, обеспечивающим трение между ремнем и шкивами, достаточное для передачи мощности от ведущего шкива к ведомому.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную, клиноременную и круглоременную

Цепные передачи

Цепная передача состоит из двух колес с зубьями (звездочек) и охватывающей их цепи. Наиболее распространены передачи с втулочно-роликовой цепью и зубчатой цепью Цепные передачи применяются для передачи средних мощностей (не более 150 кВт) между параллельными валами в случаях, когда межосевые расстояния велики для зубчатых передач.

Передача винт-гайка

Передача винт-гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное. Широкое применение таких передач определяется тем, что при простой и компактной конструкции удается осуществить медленные и точные перемещения.

В авиастроении передача винт-гайка используется в механизмах управления самолетом: для перемещения взлетно-посадочных закрылков, для управления триммерами, поворотными стабилизаторами и др.

К преимуществам передачи относятся простота и компактность конструкции, большой выигрыш в силе, точность перемещений.

Недостатком передачи является большая потеря на трение и связанный с этим малый КПД.

Кулачковые механизмы

Кулачковые механизмы (рис. 2.26) по широте применения уступают только зубчатым передачам. Их используют в станках и прессах, двигателях внутреннего сгорания, машинах текстильной, пищевой и полиграфической промышленности. В этих машинах они выполняют функции подвода и отвода инструмента, подачи и зажима материала в станках, выталкивания, поворота, перемещения изделий и др.

Виды механических передач и передаточных миханизмов

Вращательное движение в машинах передается при помощи фрикционной, зубчатой, ременной, цепной и червячной передач. Будем условно называть пару, осуществляющую вращательное движение, колесами. Колесо, от которого передается вращение, принято называть ведущим, а колесо, получающее движение - ведомым.

Всякое вращательное движение можно измерить оборотами в минуту. Зная число оборотов в минуту ведущего колеса, мы можем определить число оборотов ведомого колеса. Число оборотов ведомого колеса зависит от соотношения диаметров соединенных колес. Если диаметры обоих колес будут одинаковы, то и колеса будут крутиться с одинаковой скоростью. Если диаметр ведомого колеса будет больше ведущего, то ведомое колесо станет крутиться медленнее, и наоборот, если его диаметр будет меньше, оно будет делать больше оборотов. Число оборотов ведомого колеса во столько раз меньше числа оборотов ведущего, во сколько раз его диаметр больше диаметра ведущего колеса.

Зависимость числа оборотов от диаметров колес.

В технике при конструировании машин часто приходится определять диаметры колес и число их оборотов. Эти расчеты можно делать на основе простых арифметических пропорций. Например, если мы условно обозначим диаметр ведущего колеса через Д 1 , диаметр ведомого через Д 2 , число оборотов ведущего колеса через n 1 , число оборотов ведомого колеса через n 2 , то все эти величины выражаются простым соотношением:

Д 2 /Д 1 = n 1 /n 2

Если нам известны три величины, то, подставив их в формулу, мы легко найдем четвертую, неизвестную величину.

В технике часто приходится употреблять выражения: "передаточное число " и "передаточное отношение ". Передаточным числом называют отношение числа оборотов ведущего колеса (вала) к числу оборотов ведомого, а передаточным отношением - отношение между числами оборотов колес независимо от того, какое из них ведущее. Математически передаточное число пишется так:

n 1 /n 2 = i или Д 2 /Д 1 = i

где i - передаточное число. Передаточное число - величина отвлеченная и размерности не имеет. Передаточное число может быть любым - как целым, так и дробным.

Фрикционная передача

При фрикционной передаче вращение от одного колеса к другому передается при помощи силы трения. Оба колеса прижимаются друг к другу с некоторой силой и вследствие возникающего между ними трения вращают одно другое. Недостаток фрикционной передачи: большая сила, давящая на колеса, вызывающая дополнительное трение, а следовательно, требующая и дополнительную силу для вращения. Кроме того, колеса при вращении, как бы они ни были прижаты друг к другу дают проскальзывание. Поэтому там, где требуется точное соотношение чисел оборотов колес, фрикционная передача себя не оправдывает.

Достоинства фрикционной передачи:
Простота изготовления тел качения;
Равномерность вращения и бесшумность работы;
Возможность бесступенчатого регулирования частоты вращения и включения/выключения передачи на ходу;
За счет возможностей проскальзывания передача обладает предохранительными свойствами.

Недостатки фрикционной передачи:
Проскальзывание, ведущее к непостоянству передаточного числа и потери энергии;
Необходимость обеспечения прижима.

Применение фрикционной передачи:
В машиностроении чаще всего применяют бесступенчатые фрикционные передачи для бесступенчатого регулирования скорости.

Фрикционные передачи:
а - лобовая передача, б - угловая передача, в - цилиндрическая передача.

В самодельных устройствах фрикционная передача может быть широко использована. Особенно приемлемы передачи цилиндрическая и лобовая. Колеса для передач можно делать деревянные. Для лучшего сцепления, рабочие поверхности колес следует "обшить" слоем мягкой резины толщиной в 2-3 мм. Резину можно или прибить мелкими гвоздиками, или приклеить клеем.

Зубчатая передача

В зубчатых передачах вращение от одного колеса к другому передается при помощи зубьев. Зубчатые колеса вращаются намного легче фрикционных. Объясняется это тем, что здесь нажима колеса на колесо совсем не требуется. Для правильного зацепления и легкой работы колес профиль зубца делают по определенной кривой, называемой эвольвентой.

v передавать вращательное движение;

v изменять число об/мин;

v увеличивать или уменьшать силу вращения;

v менять направление вращения.

В зависимости от формы колес и их взаимного расположения различают следующие виды зубчатых передач : цилиндрическая, коническая, червячная, реечная, планетарная.

Цилиндрическая передача состоит из двух или нескольких цилиндрических колес установленных на параллельных валах.

Рис. 215 Цилиндрическая передача

Коническая передача состоит из двух конических колес, находящихся на двух валах, оси которых пересекаются. Угол пересечения может быть любой, но обычно он равен 90º.

Рис. 216 Коническая передача

Червячная передача (зубчато-винтовая передача) - механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса. Червячная передача применяется для перекрещивающихся, но не пересекающихся валов. Червячная передача состоит из винта (червяка) и зубчатого колеса.

Рис. 217 Червячная передача

Червячная передача обладает рядом уникальных свойств. Во-первых, она может быть использована только в качестве ведущего зубчатого колеса, и никак не может быть ведомой шестерней. Это очень удобно для механизмов, которые нужны для поднятия и удержания груза без нагрузки на двигатель. Существует много возможных применений этого свойства червячной передачи, например, во многих видах подъемных кранов и погрузчиков, железнодорожных барьеров, разводных мостах, лебедках. Очень широко червячная передача LEGO используется в конструкции захвата для робота-манипулятора.

Во-вторых, характерной особенностью червячной передачи является то, что она имеет большое передаточное отношение. Поэтому червячные передачи используются как понижающее всякий раз, когда есть очень высокий крутящий момент.

Вывод: червячная передача имеет ряд преимуществ:

v Занимает мало места.

v Имеет свойство самоторможения.

v Во много раз снижает число об/мин.

v Увеличивает силу привода.

v Изменяет направление вращательного движения на 90°.

Реечная передача – механическая передача, преобразующая вращательное движение зубчатого колеса в поступательное движение рейки и наоборот. Рейку можно рассматривать как вытянутую в прямую линию окружность большого зубчатого колеса.

Следует отметить, что существует в наборах LEGO коронная шестерня и шестерни с внутренним зацеплением.

Коронная шестерня - это особый тип шестерен, их зубья находятся на боковой поверхности. Такая шестерня работает, как правило, в паре с прямозубой шестерней.

Рис. 220 Соединения короной шестерни и цилиндрических колес с 8 и 24 зубьями

Шестерни с внутренним зацеплением имеют зубья, нарезанные с внутренней стороны . При их использовании происходит одностороннее вращение ведущей и ведомой шестерен. В данной зубчатой передаче меньше затрат на трение, а значит выше коэффициент полезного действия*. Применяются зубчатые колеса с внутренним зацеплением в ограниченных по габаритам механизмах, в планетарных передачах, в приводе робота манипулятора.

Рис. 221 Шестерня с внутренним зацеплением

Особенность шестерни с внутренним зацеплением LEGO - наличие зубьев на внешней стороне , поэтому ее можно использовать в передачах как цилиндрическое колесо с 56 зубьями.

Рис. 222 Способы соединения колеса с внутренним зацеплением с цилиндрической шестерней, колесом с короной и «червяком»

Рис. 223 Способ соединения колеса с внутренним зацеплением с мотором

Планетарная передача

Планетарная передача (дифференциальная передача) - механическая система, состоящая из нескольких планетарных зубчатых колёс (шестерён), вращающихся вокруг центральной, солнечной, шестерни. Обычно планетарные шестерни фиксируются вместе с помощью водила. Планетарная передача может также включать дополнительную внешнюю кольцевую (коронную) шестерню, имеющую внутреннее зацепление с планетарными шестернями.

Такая передача нашла широкое применение, например, она используется в кухонной технике или автоматической коробке передач автомобиля.

Основными элементами планетарной передачи можно считать следующие:

v Солнечная шестерня: находится в центре;

v Водило: жёстко фиксирует друг относительно друга оси нескольких планетарных шестерён (сателлитов) одинакового размера, находящихся в зацеплении с солнечной шестерней;

v Кольцевая шестерня: внешнее зубчатое колесо , имеющее внутреннее зацепление с планетарными шестернями.

Рис. 224 Пример планетарной передачи: водило неподвижно, солнце ведущее, корона ведомая

В планетарной передаче крутящий момент передается с помощью каких-либо (в зависимости от выбранной передачи) двух ее элементов, из которых один является ведущим, второй - ведомым. Третий элемент при этом неподвижен (таблица 8).

Таблица 8. Элементы планетарной передачи

Неподвижный	Ведущий	Ведомый	Передача
Корона			Понижающая
			Повышающая
Солнце			Понижающая
			Повышающая
Водило			Реверс, понижающая
			Реверс, повышающая

Реверс - изменение хода механизма на обратный, противоположный.

Рис. 225 Пример конструкции планетарной передачи: корона неподвижна, водило ведущее, солнце ведомое

Механические передачи с гибкими элементами

Для передачи движения между сравнительно далеко расположенными друг от друга валами применяют механизмы, в которых усилие от ведущего звена к ведомому передается с помощью гибких звеньев. В качестве гибких звеньев применяются ремни, шнуры, цепи различных конструкций.

Передачи с гибкими звеньями могут обеспечивать постоянное и переменное передаточное отношение со ступенчатым или плавным изменением его величины.

Ременная передача

Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего эти шкивы. Нагрузки передается за счет сил трения, возникающих между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего. Ременная передача мало чувствительна к взаимному положению ведущего и ведомого валов. Их можно даже повернуть под прямым углом друг к другу или ремень надеть в виде перекрещенной петли, и тогда направление вращения ведомого вала измениться.

Рис. 226 Ременная передача

Цепная передача

Рис. 227 Цепная передача

Фрикционная передача

Рис. 228 Фрикционная передача

При фрикционной передаче вращение от одного колеса к другому передается при помощи силы трения. Оба колеса прижимаются друг к другу с некоторой силой и вследствие возникающего между ними трения одно вращает другое.

Фрикционные передачи широко применяются в машинах. Недостаток фрикционной передачи: большая сила, давящая на колеса, вызывающая дополнительное трение в машине, а, следовательно, требующая и дополнительную силу для вращения.

Кроме того, колеса при вращении, как бы они ни были прижаты друг к другу, дают проскальзывание. Поэтому там, где требуется точное соотношение чисел оборотов колес, фрикционная передача себя не оправдывает.

Проект «Автоматический шлагбаум»:

1. Сконструируйте модель автоматического шлагбаума.

Технические условия:

б) в конструкции используется червячная передача;

в) автоматическое поднимание и опускание стрелы шлагбаума должно происходить при помощи ультразвукового датчика.

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте автоматический шлагбаум.

6. В рабочей тетради составьте описание автоматического шлагбаума.

Проект «Поворотная платформа»:

1. Сконструируйте модель поворотной платформы.

Технические условия:

б) в конструкции используется шестерня с внутренним зацеплением;

в) автоматический поворот платформы происходит с помощью датчика касания (датчика освещенности).

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте поворотную платформу.

6. В рабочей тетради составьте описание поворотной платформы.

Проект «Раздвижные автоматические двери»:

1. Сконструируйте модель раздвижных автоматических дверей.

Технические условия:

а) в модель входит один сервомотор, микроконтроллер NXT;

б) в конструкции используется реечная передача;

в) автоматическое открывание дверей происходит при помощи ультразвукового датчика (датчика освещенности).

2. В рабочей тетради выполните эскиз модели.

3. Обсудите проект с учителем.

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте модель раздвижных автоматических дверей.

5. С помощью языка программирования NXT-G напишите программу для управления моделью.

6. В рабочей тетради составьте описание модели раздвижных автоматических дверей.

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

П л а н л е к ц и и

1. Общие сведения.

2. Классификация зубчатых передач.

3. Геометрические параметры зубчатых колес.

4. Точность преобразования параметров.

5. Динамические соотношения в зубчатых зацеплениях.

6. Конструкция колес. Материалы и допускаемые напряжения.

1. Общие сведения

Зубчатая передача – это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов. Зубчатая передача состоит из колес с зубьями, которые сцепляются между собой, образуя ряд последовательно работающих кулачковых механизмов.

Зубчатые передачи применяют для преобразования и передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися или перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.

Достоинства зубчатых передач:

1. Постоянство передаточного отношения i .

2. Надежность и долговечность работы.

3. Компактность.

4. Большой диапазон передаваемых скоростей.

5. Небольшое давление на валы.

6. Высокий КПД.

7. Простота обслуживания.

Недостатки зубчатых передач:

1. Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.

2. Шум при работе со значительными скоростями.

3. Невозможность бесступенчатого регулирования передаточного отно-

шения i .

2. Классификация зубчатых передач

Зубчатые передачи, применяемые в механических системах, разнообразны. Они используются как для понижения, так и для повышения угловой скорости.

Классификация конструкций зубчатых преобразователей группирует передачи по трем признакам:

1. По виду зацепления зубьев . В технических устройствах применяются передачи с внешним (рис. 5.1, а ), с внутренним (рис. 5.1, б ) и с реечным (рис. 5.1, в ) зацеплением.

Передачи с внешним зацеплением применяются для преобразования вращательного движения с изменением направления движения. Передаточное отношение колеблется в пределах –0,1 i –10. Внутреннее зацепление применяется в том случае, если требуется преобразовывать вращательное движение с сохранением направления. По сравнению с внешним зацеплением передача имеет меньшие габаритные размеры, бóльший коэффициент перекрытия и повышенную прочность, но более cложна в изготовлении. Реечное зацепление применяется при преобразовании вращательного движения в поступательное и обратно.

2 . По взаимному расположению осей валов различают передачи цилиндрическими колесами с параллельными осями валов (рис. 5.1, а), коническими колесами с пересекающимися осями (рис. 5.2), колесами со скрещивающимися осями (рис. 5.3). Передачи c коническими колесами обладают меньшим передаточным отношением (1/6 i 6), более сложны в изготовлении и эксплуатации, имеют дополнительные осевые нагрузки. Винтовые колеса работают с повышенным скольжением, быстрее изнашиваются, имеют малую нагрузочную способность. Эти передачи могут обеспечивать различные передаточные отношения при одинаковых диаметрах колес.

3 . По расположению зубьев относительно образующей обода колеса

различают передачи прямозубые (рис. 5.4, а ), косозубые (рис. 5.4, б ), шевронные (рис. 5.5) и с круговыми зубьями.

	Косозубые передачи имеют боль-
	шую плавность зацепления, меньше
		технологически		равноценны
	прямозубым, но в передаче возникают
	дополнительные			нагрузки.
	Сдвоенная косозубая со			встречными
	наклонами зубьев (шевронная) переда-
	ча имеет все преимущества косозубой
	и уравновешенные осевые силы. Но
	передача несколько сложнее в изготов-
	лении и монтаже. Криволинейные
	зубья чаще всего применяются в кони-
		передачах		повышения
	нагрузочной способности,			плавности
	работы при высоких скоростях.

3. Геометрические параметры зубчатых колес

К основным геометрическим параметрам зубчатых колес (рис. 5.6) относятся: шаг зуба Р t , модуль m (m = P t /), число зубьев Z , диаметр d делительной окружности, высота h a делительной головки зуба, высота h f делительной ножки зуба, диаметры d a и d f окружностей вершин и впадин, ширина зубчатого венца b .

df 1		db 1
dw 1 (d1 )
da 1
df 2		dw 2 (d2 )		da 2
db 2

Диаметр делительной окружности d = mZ . Делительной окружностью зуб колеса делится на делительную головку и делительную ножку, соотношение размеров которых определяется относительным положением заготовки колеса и инструмента в процессе нарезания зубьев.

При нулевом смещении исходного контура высота делительной головки и ножки зуба колеса соответствует таковым у исходного контура, т. е.

ha = h a * m; hf = (h a * + c* ) m,

где h a * – коэффициент высоты головки зуба; c * – коэффициент радиального

Для колес с внешними зубьями диаметр окружности вершин

da = d + 2 ha = (Z + 2 h a * ) m.

Диаметр окружности впадин

df = d – 2 hf = (Z – 2 h a * – 2 c* ) m.

При m ≥ 1 мм h a * = 1, c * = 0,25, d a = (Z – 2,5)m .

Для колес с внутренними зубьями диаметры окружностей вершин и впадин следующие:

da = d – 2 ha = (Z – 2 h a * ) m;

df = d + 2 hf = (Z + 2 h a * + 2 c* ) m.

Для колес, нарезанных со смещением, диаметры вершин и впадин определяются с учетом величины коэффициента смещения по более сложным зависимостям.

Если два колеса, нарезанные без смещения, ввести в зацепление, то их делительные окружности будут касаться, т. е. совпадут с начальными окружностями. Угол зацепления при этом будет равен углу профиля исходного контура, т. е. начальные ножки и головки совпадут с делительными ножками и головками. Межосевое расстояние будет равняться делительному межосевому расстоянию, определяемому через диаметры делительных окружностей:

aw = a = (d1 + d2 )/2 = m(Z1 + Z2 )/2.

Для колес, нарезанных со смещением, имеется различие для начальных и делительных диаметров, т. е.

d w 1 ≠ d 1 ; d w 2 ≠ d 2 ; a w ≠ a ; αw = α.

4. Точность преобразования параметров

В процессе эксплуатации зубчатой передачи теоретически постоянное передаточное отношение претерпевает непрерывные изменения. Эти изменения вызываются неизбежными погрешностями изготовления размеров и формы зубьев. Проблема изготовления зубчатых зацеплений с малой чувствительностью к погрешностям решается в двух направлениях:

а) применение специальных видов профилей (например, часовое зацепление);

б) ограничение погрешностей изготовления.

В отличие от таких простых деталей, как валы и втулки, зубчатые колеса являются сложными деталями, и погрешности выполнения их отдельных элементов не только сказываются на сопряжении двух отдельных зубьев, но и оказывают влияние на динамические и прочностные характеристики зубчатой передачи в целом, а также на точность передачи и преобразования вращательного движения.

Погрешности зубчатых колес и передач в зависимости от их влияния на эксплуатационные показатели передачи можно разделить на четыре группы:

1) погрешности, влияющие на кинематическую точность, т. е. точность передачи и преобразования вращательного движения;

2) погрешности, влияющие на плавность работы зубчатой передачи;

3) погрешности пятна контакта зубьев;

4) погрешности, приводящие к изменению бокового зазора и влияющие на мертвый ход передачи.

В каждой из этих групп могут быть выделены комплексные погрешности, наиболее полно характеризующие данную группу, и поэлементные, частично характеризующие эксплуатационные показатели передачи.

Такое разделение погрешностей на группы положено в основу стандартов на допуски и отклонения зубчатых передач: ГОСТ 1643–81 и ГОСТ 9178–81.

Для оценки кинематической точности передачи, плавности вращения, характеристики контакта зубьев и мертвого хода в рассматриваемых стандартах установлено 12 степеней точности изготовления зубчатых колес

и передач. Степени точности в порядке убывания обозначаются числами 1–12. Степени точности 1 и 2 по ГОСТ 1643–81 для m > 1 мм и по ГОСТ 9178–81 для 0,1 < m < 1 являются перспективными, и для них в стандартах численные значения допусков нормируемых параметров не приводятся. Стандартом устанавливаются нормы кинематической точности, плавности, пятна контакта и бокового зазора, выраженные в допустимых погрешностях.

Допускается использование зубчатых колес и передач, группы погрешностей которых могут принадлежать к различным степеням точности. Однако ряд погрешностей, принадлежащих к различным группам по своему влиянию на точность передачи, взаимосвязаны, поэтому устанавливаются ограничения на комбинирование норм точности. Так, нормы плавности могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности, а нормы контакта зубьев можно назначать по любым степеням, более точным, чем нормы плавности. Комбинирование норм точности позволяет проектировщику создавать наиболее экономичные передачи, выбирая при этом такие степени точности на отдельные показа-

тели, которые отвечают эксплуатационным требованиям, предъявляемым к данной передаче, не завышая затрат на изготовление передачи. Выбор степеней точности зависит от назначения, области применения колес и окружной скорости вращения зубьев.

Рассмотрим более подробно погрешности зубчатых колес и передач, влияющие на их качество.

5. Динамические соотношения в зубчатых зацеплениях

Зубчатые передачи преобразуют не только параметры движения, но и параметры нагрузки. В процессе преобразования механической энергии часть мощности P тр , подводимой к входу преобразователя, расходуется на преодоление трения качения и скольжения в кинематических парах зубчатых колес. В результате мощность на выходе уменьшается. Для оценки потери

мощности используется понятие коэффициента полезного действия (КПД), определяемого как отношение мощности на выходе преобразователя к мощности, подводимой к его входу, т. е.

η = P вых /P вх .

Если зубчатая передача преобразует вращательное движение, то соответственно мощности на входе и выходе можно определить как

Обозначим ωвых /ωвх через i , а величину T вых /T вх через i м , которое назовем передаточным отношением моментов. Тогда выражение (5.3) примет вид

η = i м .

Величина η колеблется в пределах 0,94–0,96 и зависит от типа передачи и передаваемой нагрузки.

Для зубчатой цилиндрической передачи КПД можно определить из зависимости

η = 1 – cf π(1/Z 1 + 1/Z 2 ),

где с – поправочный коэффициент, учитывающий уменьшение КПД с уменьшением передаваемой мощности;

	20Т вых 292mZ 2
	20Т вых 17,4mZ 2

где Т вых – момент на выходе, H мм; f – коэффициент трения между зубьями. Для определения действительных усилий на зубья передачи рассмот-

рим процесс преобразования нагрузки (рис. 5.7). Пусть движущий входной момент T 1 приложен к ведущему зубчатому колесу 1 с диаметром начальной окружности d w l , а момент сопротивления T 2 ведомого колеса 2 направлен в сторону, противоположную вращению колеса. В эвольвентном зубчатом зацеплении точка контакта находится всегда на линии, являющейся общей нормалью к соприкасаемым профилям. Следовательно, сила давления зуба F ведущего колеса на зуб ведомого будет направлена по нормали. Перенесем силу по линии действия в полюс зацепления P и разложим ее на две составляющие.

Ft ’

Ft ’

Касательная составляющая F t называется

окружной силой. Она

совершает полезную работу, преодолевая момент сопротивления T и приводя в движение колеса. Ее величину можно вычислить по формуле

F t = 2T /d w .

Составляющая по вертикали называется радиальной силой и обозначается F r . Эта сила работы не совершает, она только создает дополнительную нагрузку на валы и опоры передачи.

При определении величины обеих сил можно пренебречь силами трения между зубьями. В этом случае между полным усилием давления зубьев и его составляющими существуют следующие зависимости:

F n = F t /(cos α cos);

F r = F t tg α/ cos ,

где α – угол зацепления.

Зацепление цилиндрических прямозубых колес имеет ряд существенных динамических недостатков: ограниченные значения коэффициента перекрытия, значительный шум и удары при высоких скоростях. Для уменьшения габаритов передачи и уменьшения плавности работы часто прямозубое зацепление заменяют косозубым, боковые профили зубьев которого представляют собой эвольвентные винтовые поверхности.

В косозубых передачах полное усилие F направлено перпендикулярно зубу. Разложим эту силу на две составляющие: F t – окружное усилие колеса и F a – осевая сила, направленная вдоль геометрической оси колеса;

F a = F t tg β,

где – угол наклона зуба.

Таким образом, в косозубом зацеплении в отличие от прямозубого действуют три взаимно перпендикулярные силы F a , F r , F t , из которых только F t совершает полезную работу.

6. Конструкция колес. Материалы и допускаемые напряжения

Конструкция колес. При изучении принципов конструирования зубчатых передач основной целью является усвоение методики определения формы и основных параметров колес по условиям работоспособности и эксплуатации. Достижение указанной цели возможно при решении следующих задач:

а) выбор оптимальных материалов колес и определение допускаемых механических характеристик;

б) расчет размеров колес по условиям контактной и изгибной прочности;

в) разработка конструкции зубчатых колес.

Зубчатые передачи являются типовыми преобразователями, для которых разработано достаточно много обоснованных конструктивных оптимальных вариантов. Обобщающая схема конструкции зубчатого колеса может быть представлена как сочетание трех основных конструктивных элементов: зубчатого венца, ступицы и центрального диска (рис. 5.9). Форму и размеры зубчатого колеса определяют в зависимости от числа зубьев, модуля, диаметра вала, а также от материала и технологии изготовления колес.

На рис. 5.8 показаны примеры конструкций зубчатых колес механизмов. Размеры колес рекомендуется брать в соответствии с указаниями ГОСТ 13733–77.

Виды зубчатых передач

Виды зубчатых передач: а, б, в -- цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; г -- передача винт-гайка; д -- цилиндрическая передача с внутренним зацеплением; е -- зубчатая винтовая передача; ж, з, и -- конические зубчатые передачи; к -- гипоидная передача

Зубчатые передачи и колеса классифицируют по следующим признакам

• 1. По взаимному расположению геометрических осей валов различают передачи :
  • - с параллельными осями - цилиндрические (рис. 1 а-г);
  • - с пересекающимися осями - конические (рис. 1 д, е);
  • - со скрещивающимися осями - цилиндрические винтовые (рис. 1 ж);
  • - конические гипоидные и червячные (рис. 1 з);
  • - реечная передача (рис. 1 и).

Рисунок 1

• 2. В зависимости от взаимного расположения зубчатых колёс :
  • - с внешним зацеплением (колёса передач вращаются в противоположных направлениях) (рис. 2 а);
  • - с внутренним зацеплением (направление вращения колёс совпадают) (рис. 2 б). Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.
  • -реечное зацепление (рис. 2 в);

Рисунок 2

• 3. По расположению зубьев на поверхности колёс различают передачи :
  • - прямозубые; косозубые; шевронные; с круговым зубом (рис. 3).

• 4. По форме профиля зуба различают передачи :
  • - эвольвентные;
  • - с зацеплением М. Л. Новикова;
  • - с эллиптическим профилем
  • -циклоидальное

Формы зубьев эвольвентного профиля

Формы зубьев эллиптического профиля (новая зубчатая передача Г.П.Гребенюка).

Формы зубьев в передачах с зацеплением М.Л. Новикова

• 5. По конструктивному исполнению: передачи могут быть открытые (не защищены от влияния внешней среды) и закрытые (изолированные от внешней среды).
• 6. В зависимости от числа ступеней: одно- и многоступенчатые.

Многоступенчатая.

7. В зависимости от относительного характера движения валов различают рядовые и планетарные.

Планетарная передача.

• 8. По окружной скорости :
  • -тихоходные (до 3 м/с);
  • - для средних скоростей (3--15 м/с);
  • - быстроходные (св. 15 м/с);
• 9. По точности зацепления.

Стандартом предусмотрено 12 степеней точности. Практически передачи общего машиностроения изготовляют от шестой до десятой степени точности. Передачи, изготовленные по шестой степени точности, используют для наиболее ответственных случаев.

Из перечисленных выше зубчатых передач наибольшее распространение получили цилиндрические прямозубые и косозубые передачи, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации. Преимущественное распространение получили передачи с зубьями эвольвентного профиля. Достоинство эвольвентного зацепления состоит в том, что оно малочувствительно к колебанию межцентрового расстояния.

Другие виды зацепления применяются пока ограниченно. Так, циклоидальное зацепление, при котором возможна работа шестерен с очень малым числом зубьев (2-3), не может быть, к сожалению, изготовлено современным высокопроизводительным методом обкатки, поэтому шестерни этого зацепления трудоемки в изготовлении и дороги; новое пространственное зацепление Новикова пока еще не получило массового распространения, вследствие большой чувствительности к колебаниям межцентрового расстояния.

Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.

Конические передачи применяют только в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины; винтовые -- лишь в специальных случаях.

3. Рассмотрим более подробно некоторые виды передач

Винтовая передача.

Винтовая передача (разновидность косозубой) состоит из двух косозубых цилиндрических колес. Однако в отличие от косозубых цилиндрических передач с параллельными валами касания между зубьями здесь происходит в точке и при значительных скоростях скольжения. Поэтому при значительных нагрузках винтовые зубчатые передачи работать удовлетворительно не могут.

Винтовая зубчатая передача

Коническая передача

Коническая передача состоит из двух конических зубчатых колес и служит для передачи вращающего момента между валами с пересекающимися осями под углом. Колеса конических передач выполняют с прямыми, косыми, круговыми зубьями.

• а) -- колесо с прямыми зубьями;
• Б) -- колесо с косыми зубьями;
• В) -- колесо с круговыми зубьями

Гипоидная передача.

Передачу с коническими колесами для передачи вращающего момента между валами со скрещивающимися осями называют гипоидной. Эта передача находит применение в автомобилях.

Гипоиднаяя передача.

Червячные передачи

Червячная передача - это передача, которая состоит из винта, называемого червяком и червячного колеса. Червячная передача применяется для передачи вращения от одного вала к другому, когда оси валов перекрещиваются. Угол перекрещивания в большинстве случаев равен 90?. Червячная передача относится к зубчато - винтовым в отличии от косозубого колеса, обод червячного имеет вогнутую форму, это способствует облеганию червяка и соответственно длинны контактной линии, резьба червяка может быть однозаходной или многозаходной, а так же правой или левой.

Червячная передача

Червяки различают по следующим признакам: по форме поверхности, на которой образуется резьба, - цилиндрические и глобоидные; по форме профиля резьбы - архимедовы и эвольвентные цилиндрические червяки. Архимедов червяк имеет трапецеидальный профиль резьбы в осевом сечении, в торцевом сечении витки резьбы очерчены архимедовой спиралью.

Цилиндрический и глобоидный виды.

Эвольвентный червяк представляет собой косозубое зубчатое колесо с малым числом зубьев и большим углом их наклона. Профиль витка в торцевом сечении очерчен эвольвентой.

Наибольшее применение в машиностроении находят архимедовы червяки, так как технология их производства проста и наиболее отработана.

Профиль зубьев червячных колес в передачах эвольвентный. Поэтому зацепление в червячной передаче представляет собой эвольвентное зацепление зубчатого колеса с зубчатой рейкой.

Планетарная передача

Наиболее распространена зубчатая однорядная планетарная передача. Она состоит из центрального колеса 1 с наружными зубьями, неподвижного (центрального) колеса 2 с внутренними зубьями и водила на котором закреплены оси планетарных колес (или сателлитов).

Планетарная передача

Волновые зубчатые передачи.

Волновые передачи основаны на принципе передачи вращательного движения за счет бегущей волновой деформации одного из зубчатых колес.

Такая передача была запатентована американским инженером Массером в 1959 г.

Волновая зубчатая передача

Кинематически эти передачи представляют собой разновидность планетарной передачи с одним гибким зубчатым колесом. На рисунке изображены основные элементы волновой передачи: неподвижное колесо с внутренними зубьями, вращающееся упругое колесо с наружными зубьями и водило h. Неподвижное колесо закрепляется в корпусе и выполняется в виде обычного зубчатого колеса с внутренним зацеплением. Гибкое зубчатое колесо имеет форму стакана с легко деформирующейся тонкой стенкой: в утолщенной части (левой) нарезаются зубья, правая часть имеет форму вала. Водило, состоит из овального кулачка и специального подшипника.

При вращении водила овальной формы образуются две волны. Такую передачу называют двухволновой. Бывают трехволновые передачи, ниже показана схема такой передачи.

зубчатый передача эвольвентный винтовой

Волновые передачи обладают большой нагрузочной способностью (в зацеплении находится большое число пар -- зубьев) и высоким передаточным числом (< 300 для одной ступени) при сравнительно малых габаритах. Это основные достоинства этих передач. Передача может работать, находясь в герметизированном корпусе, что очень важно для использования волновых передач в химической, авиационной и других отраслях техники.

Недостатки волновой передачи: практически индивидуальное, дорогостоящее, весьма трудоемкое изготовление гибкого колеса и волнового генератора; возможность использования этих передач только при сравнительно невысокой угловой скорости вала генератора; ограниченные обороты ведущего вала (во избежание больших центробежных сил инерции некруглого генератора волн; мелкие модули зубьев 1,5-2 мм)

Зубчатые передачи с зацеплением Новикова.

Передачи с зацеплением Новикова состоят из двух цилиндрических косозубых колес или конических колес с винтовыми зубьями и служат для передачи момента между валами с параллельными или пересекающимися осями. Особенность зацепления Новикова состоит в том, что в этом зацеплении первоначальный линейный контакт заменен точечным, превращающимся под нагрузкой в контакт с хорошим прилеганием. Простейшими профилями зубьев, обеспечивающими такой контакт, являются профили, очерченные по дуге окружности или близкой к ней кривой

Профили зубьев в передачах с зацеплением М. Л. Новикова

В зацеплении Новикова контакт зубьев теоретически осуществляется в точке, в эвольвентном зацеплении соприкосновение зубьев происходит по линии. Однако при одинаковых габаритных размерах передачи соприкосновение зубьев в зацеплении Новикова значительно лучше, чем соприкосновение в эвольвентном зацеплении.

К сожалению, при этом приходится пожертвовать основным достоинством эвольвентных зацеплений - качением профилей зубьев друг по другу и соответственно получить высокое трение в зубьях. Однако для тихоходных машин это не так важно.

К достоинствам зацепления Новикова относятся возможность применения его во всех видах зубчатых передач: с параллельными, пересекающимися и скрещивающимися осями колес, с внешним и внутренним зацеплением, постоянным и переменным передаточным отношением. Потери на трение в этой системе зацепления примерно в 2 раза меньше потерь в эвольвентном зацеплении, что увеличивает КПД передачи.

К основным недостаткам передач с зацеплением Новикова относятся: технологическая трудоемкость изготовления колес, ширина колес должна быть не менее 6 модулей и др. В настоящее время передачи с зацеплением Новикова находят применение в редукторах больших размеров.

1 Основные понятия о зубчатых передачах

1.1 Общие сведения

В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес (рис. 1, а - в). Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней , большее - колесо м . Термин «зубчатое колесо» относится как к шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, параметрам колеса - индекс 2. Зубчатые передачи - самый распространенный вид механических передач, так как могут надежно передавать мощности от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 275 м/с.

Рис. 1. Цилиндрические зубчатые передачи внешнего зацепления

Зубчатые передачи широко применяют во всех отраслях машиностроения и приборостроения.

Достоинства. 1. Высокая надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей. 2. Малые габариты. 3. Большая долговечность. 4. Высокий к.п.д. 5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники. 6. Постоянство передаточного числа. 7. Простота обслуживания.

Недостатки. 1. Относительно высокие требования к точности изготовления и монтажа. 2. Шум при больших скоростях.

Классификация. В зависимости от взаимного расположения геометрических осей валов зубчатые передачи бывают: ц и л и н дрические- при параллельных осях (рис. 1); к о н и ч е с к и е - при пересекающихся осях (рис. 2, а, б); в и н т о вые - при скрещивающихся осях (рис. 3). Винтовые зубчатые передачи характеризуются повышенным скольжением в зацеплении и низкой нагрузочной способностью, поэтому имеют ограниченное применение.

Рис. 2. Конические зубчатые передачи: а - прямозубая; Рис. 3. Винтовая зубчатая

б- с круговым зубом; передача

Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу (рис. 4), которая является частным случаем цилиндрической зубча той передачи. Рейку рассматривают как колесо, диаметр которого увеличен до бесконечности.

Рис. 4. Реечная передача Рис. 5. Цилиндриче ская прямозубая пере дача внутреннего Ы. за цеплении

В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают (см. рис. 1) передачи: прямозубые (а), к о с о з у б ы е (б), ш е в р о н н ы е (в) и с круговыми зубьями (см. рис. 2, б).

В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные, с зацеплением Новикова, циклоидальные. В современном машиностроении широко применяют эвольвентное зацепление .

В 1954 г. М. Л. Новиков предложил принципиально новое зацепление, в котором профиль зуба очерчен дугами окружностей. Это зацепление возможно лишь при косых зубьях.

Циклоидальное зацепление в настоящее время сохранилось в приборах и часах.

В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают в н е ш н е г о (см. рис. 1) и в н у т р е н н е г о (рис. 5) зацепления. Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, как наиболее распространенные.

В зависимости от конструктивного исполнения различают о т к р ы т ы е и з а к р ы т ы е зубчатые передачи. В открытых передачах зубья колес работают всухую или периодически смазываются пластичным смазочным материалом и не защищены от влияния внешней среды. Закрытые передачи помещаются в пыле- и влагонепроницаемые корпуса (картеры) и работают в масляной ванне (зубчатое колесо погружают в масло на глубину до ⅓ радиуса).

В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают о д н о- и м н о г о с т у п е н ч а т ы е.

В зависимости от относительного характера движения валов различают р я д о в ы е зубчатые передачи (рис. 1) и п л а н е т а р н ы е.

1.2 Основы теории зубчатого зацепления

Профили зубьев пары колес должны быть сопряженными, т. е. заданному профилю зуба одного колеса должен соответствовать вполне определенный профиль зуба другого колеса. Чтобы обеспечить постоянство передаточного числа, профили зубьев нужно очертить такими кривыми, которые удовлетворяли бы требованиям основной теоремы зацепления.

Рис. 6. Схема к доказательству основной теоремы зацепления

Основная теорема зацепления. Для доказательства теоремы рассмотрим пару сопряженных зубьев в зацеплении (рис. 6). Профили зубьев шестерни и колеса касаются в точке S, называемой т о ч к о й з а ц е п л е н и я. Центры вращения О 1 и О 2 расположены на неизменном расстоянии a w друг от друга. Зуб шестерни, вращаясь с угловой скоростью w 1 , оказывает силовое действие на зуб колеса, сообщая последнему угловую скорость w 2 . Проведем через точку S общую для обоих профилей касательную ТТ и нормаль NN. Окружные скорости точки S относительно центров вращения О 1 и О 2:

v 1 = O 1 S w 1 и v 2 = O 2 S w 2

Разложим v 1 и v 2 на составляющие v" 1 и v" 2 по направлению нормали NN и составляющие v"" 1 и v"" 2 по направлению касательной ТТ. Для обеспечения постоянного касания профилей необходимо соблюдение условия v" 1 = v" 2 , в противном случае при v" 1 v" 2 произойдет врезание зубьев. Опустим из центров O 1 и О 2 перпендикуляры O 1 B и О 2 С на нормаль NN.

Из подобия треугольников aeS и BSO 1 v" 1 / v 2 = O 1 B / O 1 S,

Из подобия треугольников afS и CS0 2 v" 2 / v 2 = O 2 C / O 2 S, откуда v" 2 = (v 2 /0 2 S) O 2 C = w 2 *O 2 C. Ho v" 1 = v" 2 , следовательно, w 1 * O 1 B = w 2 * O 2 C.

П е р е д а т о ч н о е ч и с л о

u = w 1 / w 2 = O 2 C / O 1 B. (1)

Нормаль NN пересекает линию центров О 1 О 2 в точке П, называемой п о л ю с о м з а ц е п л е н и я. Из подобия треугольников О 2 ПС и О 1 ПВ

O 2 C / O 1 B = O 2 П / O 1 П = r w1 / r w2 (2)

Сравнивая отношения (1) и (2), получаем

Таким образом, основная теорема зацепления формулируется: для обеспечения постоянного передаточного числа зубчатых колес профили их зубьев должны очерчиваться по кривым, у которых общая нормаль NN , проведенная через точку касания профилей, делит расстояние между центрами O 1 O 2 на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.

Полюс зацепления П сохраняет неизменное положение на линии центров O 1 O 2 , следовательно, радиусы r w 1 и r w 2 также неизменны.

Окружности радиусов r w 1 и r w 2 называют н а ч а л ь н ы м и. При вращении зубчатых колес начальные окружности перекатываютсяч друг по другу без скольжения, о чем свидетельствует равенство их окружных скоростей w 1 r w 1 = w 2 r w 2 , полученное из формулы (3).

Из множества кривых, удовлетворяющих требованиям основной теоремы зацепления, практическое применение в современном машиностроении получила э в о л ь в е н т а о к р у ж н о с т и, которая:

а) позволяет сравнительно просто и точно получить профиль зуба в процессе нарезания;

б) без нарушения правильности зацепления допускает некоторое изменение межосевого расстояния a w (это изменение может возникнуть в результате неточностей изготовления и сборки).

Эвольвента окружности (рис. 8.7). Эвольвентой окружности называют кривую, которую описывает точка S прямой NN, перекатываемой без скольжения по окружности радиуса г b . Эта окружность называется эволютой или о с н о в н о й о к р у ж н о с т ь ю, а перекатываемая прямая NN - п р о и з в о д я щ е й п р я м о й.

Характер эвольвентного зубчатого зацепления определяется свойствами эвольвенты.

Производящая прямая NN является одновременно касательной к основной окружности и нормалью ко всем производимым ею эвольвентам.

Две эвольвенты одной и той же основной окружности эквидистантны *.

С увеличением радиуса r b основной окружности эвольвента становится более пологой и при r b → ∞ обращается в прямую.

Радиус кривизны эвольвенты в точке S 2 равен длине дуги S 0 B основной окружности. Центр кривизны эвольвенты в данной точке находится на основной окружности.

1.3 Изготовление зубчатых колес

Заготовки зубчатых колес получают литьем, ковкой в штампах или свободной ковкой в зависимости от материала, формы и размеров. Зубья колес изготовляют накатыванием, нарезанием, реже литьем.

Накатывание зубьев . Применяется в массовом производстве . Предварительное формообразование зубьев цилиндрических и конических колес производится г о р я ч и м н а к а т ы в а н и е м. Венец стальной заготовки нагревают токами высокой частоты до температуры ~ 1200 °С, а затем обкатывают между колесами-накатниками. При этом на венце выдавливаются зубья. Для получения колес более высокой точности производят последующую механическую обработку зубьев или холодное накатывание - калибровку.

Х о л о д н о е н а к а т ы в а н и е зубьев применяется при модуле до 1 мм. Зубонакатывание - высокопроизводительный метод изготовления колес, резко сокращающий отход металла в стружку.

Нарезание зубьев . Существует два метода нарезания зубьев: копирование и обкатка. М е т о д к о п и р о в а н и я заключается в прорезании впадин между зубьями модульными фрезами (рис. 8): дисковыми (а) или пальцевыми (б). После прореза-ния каждой впадины заготовку поворачивают на шаг зацепления. Профиль впадины представляет собой копию профиля режущих кромок фрезы, отсюда и название - метод копирования. Метод копирования - малопроизводительный и неточный, применяется преимущественно в ремонтном деле.

Рис. 7. Схема нарезания

зубьев методом

обкатки

Нарезание зубьев м е т о д о м о б к а т к и основано на воспроизведении зацепления зубчатой пары, одним из элементов которой является режущий инструмент - червячная фреза (рис. 9, а), долбяк (рис.9, б) или реечный долбяк - гребенка (см. рис. 7). Червячная фреза имеет в осевом сечении

форму инструментальной рейки. При нарезании зубьев заготовка и фреза вращаются вокруг своих осей, обеспечивая непрерывность процесса.

Нарезание зубьев червячными фрезами широко применяют для изготовления

цилиндрических колес с внешним расположени ем зубьев. Для нарезания колес с внутренним расположением зубьев применяют долбяки. Гребенками нарезают прямозубые и косозубые колеса с большим модулем зацепления.

Нарезание зубьев конических колес методом обкатки производится строганием (рис. 10, а), фрезерованием (рис. 10, б), инструментом с прямобочным профилем или резцовыми головками.

Отделка зубьев. Зубья точных зубчатых колес после нарезания подвергают отделке шевингованием, шлифованием, притиркой или обкаткой.

Ш е в и н г о в а н и е применяют для тонкой обработки неза каленных колес. Выполняют инструментом - шевером, имеющим вид зубчатого колеса с узкими канавками на поверхности зубьев. Вращаясь в зацеплении с обрабатываемым колесом, шевер снимает режущими кромками канавок волосообразные стружки с зубьев колеса.

Ш л и ф о в а н и е применяют для обработки закаленных зубьев. Выполняют шлифовальными кругами способом копирования или обкатки.

П р и т и р к у используют для отделки закаленных зубьев колес. Выполняют притиром – чугунным точно изготовленным колесом с использованием притирочных абразивных паст.

О б к а т к а применяется для сглаживания шероховатостей на рабочих поверхностях зубьев незакаленных колес. В течение 1…2 мин зубчатое колесо обкатывается под нагрузкой с эталонным колесом большой твердости.

1.4 Материалы зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. В качестве материалов колес применяют стали, чугуны и пластмассы.

Стали. Основными материалами для зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.

П е р в а я г р у п п а - колеса с твердостью поверхностей зубьев Н ≤ 350 НВ. Применяются в слабо- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г, легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др. Термообработку - улучшение производят до нарезания зубьев. Колеса при твердости поверхностей зубьев Н ≤ 350 НВ хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прираба-тываемости твердость шестерни прямозубой передачи должна быть на (25...50) НВ больше твердости колеса.

Для косозубых передач твердость НВ рабочих поверхностей зубьев шестерни желательна возможно большая.

В т о р а я г р у п п а - колеса с твердостью поверхностей Н>350 НВ. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией, азотированием, цианированием. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.

Зубья колес с твердостью поверхностей Н>350 НВ не прирабатываются. Для неприрабатывающихся зубчатых передач обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

П о в е р х н о с т н а я з а к а л к а зубьев с нагревом токами высокой частоты (т.в.ч.) целесообразна для шестерен с модулем m ≥ 2 мм, работающих с улучшенными колесами, ввиду хорошей приработке зубьев. При малых модулях мелкий зуб прокаливается насквозь, что делает его хрупким и сопровождается короблением. Для закалки т.в.ч. используют стали 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ.

Ц е м е н т а ц и ю применяют для колес, размеры которых должны быть минимальные (авиация, транспорт и т.п.). Для цементации используют стали 20Х, 12ХН3А и др.

А з о т и р о в а н и е обеспечивает особо высокую твердость поверхностных слоев зубьев. Для передач, в которых отсутствует абразивное изнашивание зубьев, можно применять азотирование. Оно сопровождается малым короблением и позволяет получать зубья 7-й степени точности без отделочных операций. Для повышения прочности сердцевины зуба заготовку колеса подвергают улучшению. Для азотирования применяют стали 40ХНМА, 40Х2НМА, 38ХМЮА, 38Х2Ю.

Колеса с твердостью Н > 350 НВ нарезают до термообработки. Отделку зубьев производят после тармообработки.

Выбор марок сталей для зубчатых колес. Без термической обработки механические характеристики всех сталей близки, поэтомуприменение легированных сталей без термообработки недопустимо.

Прокаливаемость сталей различа: высоколегированных – наибольшая, углеродистых – наименьшая. Стали с плохой прокаливавемостью при больших сечениях заготовок нельзя термически обработать на высокую твердость. Поэтому марку стали для зубчатых колес выбирают с учетом размеров их заготовок.

Характеристики сталей зависят не только от химического состава и вида термообработки, но также и от предельных размеров заготовок: диаметра заготовки шестерни или червяка D npe д и наибольшей толщины сечения заготовки колеса S пред.

Стальное литье. Применяют при изготовлении крупных зубчатых колес (d a ≥ 500 мм). Употребляют стали 35Л...55Л. Литые колеса подвергают нормализации.

Чугуны. Применяют при изготовлении зубчатых колес тихоходных открытых передач. Рекомендуются чугуны СЧ18...СЧ35. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются, но имеют пониженную прочность на изгиб.

Пластмассы. Применяют в быстроходных слабонагруженных передачах для шестерен, работающих в паре с металлическими колесами. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. Наиболее распространены текстолит, лигнофоль, капролон, полиформальдегид.

1.5. Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач

В процессе работы на зубья действуют силы передаваемой нагрузки и силы трения. Для каждого зуба напряжения изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу. Повторно-переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: их поломки и выкрашивания рабочих поверхностей. Трение в зацеплении вызывает изнашивание и заедание зубьев.

Поломка зубьев. Это наиболее опасный вид разрушения. Излом зубьев является следствием возникающих в зубьях повторно-переменных напряжении изгиба и перегрузки. Усталостные трещины образуются у основания зуба на той стороне, где от изгиба возникают наибольшие

напряжения растяжения. Прямые короткие зубья выламываются полностью, а длинные, особенно косые, обламываются по косому сечению (рис. 12, а). Усталостную поломку предупреждают расчетом на прочность по напряжениям изгиба σ f , применением коррекции, а также увеличением точности изготовления и монтажа передачи.

Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Основной вид разрушения зубьев для большинства закрытых передач. Возникает вследствие действия повторно-переменных контактных напряжений σ н. Разрушение начинается на ножке зуба в околополюсной зоне, где развивается наибольшая сила трения, способствующая пластическому течению металла и образованию микротрещин на поверхности зубьев. Развитию трещин способствует расклинивающнй эффект смазочного материала, который запрессовывается и трещины зубьев при зацеплении. Развитие трещин приводит к выкрашиванию частиц поверхности, образованию вначале мелких ямок (рис. 12, б), переходящих далее в раковины. При выкрашивании нарушаются условия образования сплошной масляной пленки (масло выжимается в ямки), что приводит к быстрому изнашиванию и задиру зубьев. Возрастают динамические нагрузки, шум, температура.

При твердости поверхностей зубьев Н блюдаться ограниченное выкрашивание, возникающее лишь на участках с концентрацией напряжений. После приработки зубьев такое выкрашивание прекратится.

Прогрессирующее выкрашивание возникает при твердости поверхности зубьев Н > 350 НВ, оно постепенно поражает всю рабочую поверхность ножек зубьев.

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают расчетом на прочность по контактным напряжениям, повышением твердости поверхности зубьев, применением коррекции, повышением степени точности, правильным выбором сорта масла.

В открытых передачах выкрашивания не наблюдается, так как изнашивание поверхности зубьев опережает развитие усталостных трещин.

Изнашивание зубьев. Основной вид разрушения зубьев открытых передач. По мере изнашивания зуб утоняется (рис. 12, в), ослабляется его ножка, увеличиваются зазоры в зацеплении, что в конечном счете приводит к поломке зубьев. Разрушению зубьев предшествует возникновение повышенного шума при работе передачи. Изнашивание можно уменьшить защитой от попадания абразивных частиц, повышением твердости и понижением шероховатости рабочих поверхностей зубьев, уменьшением скольжения зубьев путем коррекции.

Заедание зубьев . Заключается в приваривании частиц одного зуба к другому вследствие местного повышения температур в зоне зацепления. Образовавшиеся наросты на зубьях задирают рабочие поверхности других зубьев, бороздя их в направлении скольжения (рис. 12, г). Заедание зубьев предупреждают повышением твердости и понижением шероховатости рабочих поверхностей зубьев, применением коррекции, правильным подбором противозадирных масел.

2 ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ

1.1 Общие сведения

Цилиндрические колеса, у которых зубья расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре, называют к о с о з у б ы м и (см. рис. 1, б). В отличие от прямозубой в косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Увеличивается время контакта одной пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передается по большому числу контактных линий, что значительно снижает шум и динамические нагрузки.

Чем больше угол наклона линии зуба β, тем выше плавность зацепления. У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β равны, но противоположны по направлению.

Если к передачам не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают правыми, а шестерни - левыми.

У косозубого колеса (рис. 13) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном (t – t ) , и нормальном (п – n ) направлениях. В первом случае получим окружной шаг p t , во втором - нормальный шаг р. Различными в этих направлениях будут и модули зацепления:

Рис. 13. Геометрические размеры

косозубого колеса

где m t и m - окружной и нормальный модули зубьев.

Согласно рис. 13

следовательно,

где β - угол наклона зуба на делительном цилиндре.

Нормальный модуль m должен соответствовать стандарту и являться исходной величиной при геометрических расчетах.

Делительный и начальный диаметры

Косозубое колесо нарезают тем же инструментом, что и прямозубые. Наклон зуба получают поворотом инструмента на угол β. Профиль косого зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямого зуба модуля т.

Высоты головки косого зуба h a и ножки h f соответственно равны:

Диаметр вершин

Межосевое расстояние

В косозубой передаче, меняя значение угла β, можно незначительно изменить а w .

Прямозубую передачу можно рассматривать как частный случай косозубой, у которой которой β = 0

1.2 Эквивалентное колесо

Как указывалось выше, профиль косого зуба в нормальном сечении А - А (рис. 14) соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении А - А (см. рис. 14) образует эллипс, радиус кривизны которого в полюсе зацепления

Профиль зуба в этом сечении почти совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, делительный диаметр которого

d v = 2 p v = d / cos 2 β = m t z / cos 2 β = mz / cos 3 β = mz v ,

откуда э к в и в а л е н т н о е ч и с л о з у б ь е в

где z – действительное число зубьев косозубого колеса.

Из этой формулы следует, что с увеличением β возрастает z v .

1.3. Силы в зацеплении

В косозубой передаче нормальная сила F n составляет угол β с торцом колеса (рис. 15). Разложив F n на составляющие, получим:

радиальную силу

где F t = 2T 2 / d 2 - окружная сила;

осевую силу

При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или левое).

Осевая сила F a дополнительно нагружает подшипники, возрастая с увеличением β. По этой причине для косозубых колес принимают β = 8...18°. Наличие в зацеплении осевых сил является недостатком косозубой передачи.

1.4. Расчет на контактную прочность

Вследствие наклонного расположения зубьев в косозубом зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность. Наклонное расположение зубьев уменьшает динамические нагрузки. Все эти особенности трудно учесть при выводе расчетных формул, поэтому расчет на прочность косозубых передач ведут по формулам эквивалентных прямозубых передач с введением в них поправочных коэффициентов. По условиям прочности габариты косозубых передач получаются меньше, чем прямозубых.

Проектировочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для стальной косозубой пары

где Т 2 - в Н * мм; [ σ] н - в Н / мм 2 .

Проверочный расчет. Аналогично расчету прямозубой передачи контактные напряжения в поверхностном слое косых зубьев

где дополнительно по стандарту:

Z H ≈ 1,76 cos β - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. Среднее значение Z H ≈ 1,71;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Среднее значение Z ε ≈ 0,8;

Z М = 275 Н 1/2 /мм - для стальных колес.

Следовательно,

где F t - в Н; d 2 , b 2 - в мм; K H α - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес 7...8-й степени точности:

К Н α = 1,04...1,09 при υ ≤5 м/с,

К Н α = 1,07...1,13 при υ = 5...10 м/с;

К Н β - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца;

К Н υ - коэффициент динамической нагрузки. Для косозубых передач рекомендуется:

К Н υ = 1,02...1,06 при любой твердости зубьев и υ ≤ 10 м/с,

К Н υ = 1,1 при твердости зубьев Н ≤ 350 НВ и υ = 10...20 м/с,

К Н υ = 1,05 при твердости зубьев Н > 350 НВ и υ = 10...20 м/с.

1.5. Расчет на изгиб

Аналогично расчету прямозубой передачи условия прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса косозубой передачи

где Y F - коэффициент формы зуба, выбирают по эквивалентному числу зубьев z v ;

Y β = 1 - β /140° - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

К Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес при υ ≤ 10 м/с и 7...8-й степеней точности К Fa = 0,81...0,91;

К F β - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

К F υ - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. Для косозубых передач при υ ≤ 10 м/с:

К F υ = 1,2 при твердости зубьев колеса Н ≤ 350 НВ,

К F υ = 1,l при твердости зубьев колеса Н > 350 НВ.

1.7 Шевронные цилиндрические передачи

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое (см. рис. 1, в). Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы F a /2 взаимно уравновешиваются на колесе и на подшипники не передаются (рис. 16). Это обстоятельство позволяет принимать у шевронных колес угол наклона зуба β = 25...40°, что повышает прочность зубьев и плавность передачи.

Шевронные зубчатые колеса изготовляют с дорожкой в середине колеса для выхода режущего инструмента (червячной фрезы на рис. 16) или без дорожки (нарезаются долбяком или гребенкой со специальной заточкой, см. рис. 1, в).

Шевронные колеса без дорожки нарезают на специальных малопроизводительных и дорогих станках, поэтому их применяют реже, чем колеса с дорожкой. Ширина дорожки а = (10...15) m .

Шевронный зуб требует строго определенного осевого положения шестерни относительно колеса, поэтому пары монтируют в подшипниках, допускающих осевую «игру» вала.

Недостатком шевронных колес является большая стоимость их изготовления. Применяются в мощных быстроходных закрытых передачах.

Геометрический и прочностной расчет шевронной передачи аналогичны расчетам косозубой передачи. Для шевронной передачи коэффициент ширины обода колеса ψ а = 0,4…0,8.

При строгой параллельности зубьев и осей О 2 О 2 и O 1 O 1 прямые зубья входят в зацепление по всей длине В (рис. 17, а)

Если колесо шириной В , имеющее прямые зубья, разрезать нa ряд тонких колес 1, 2, 3, 4, 5 (рис. 17, б) и каждое из них повернуть на оси относительно предыдущего на некоторый угол, чтобы зуб сместился на дугу s, то получится колесо со ступенчатым зубом. При вращении колес в зацепление последовательно" >удут входить участки 1 - 1, 2-2, 3 - 3 и т. д. В такой же последовательности они будут и выходить из зацепления.

Взяв бесконечно большое число бесконечно тонких колес, получим косой (винтовой) зуб, наклоненный к оси вращения под углом β (рис. 17, в). Косые зубья работают более плавно по сравнению с прямыми зубьями, так как одновременно в зацеплении находится большее число зубьев при той же ширине колес В . Существенным недостатком косозубых колес является наличие осевого усилия Р ос , стремящегося

сдвинуть колеса вдоль оси вала. Из рис. 17, в видно, что чем больше будет угол β, тем больше будет и осевое усилие Р ос при одном и том же окружном усилии Р 0кр . На рис. 17, в показано направление давления зуба шестерни на зуб колеса.

Для исключения осевой нагрузки на опоры на валу устанавливают два косозубых колеса с наклоном зубьев в противоположные стороны. При этом следует иметь в виду, что при неточной продольной установке колес на валу может оказаться, что будет соприкасаться только одна пара зубьев из двух сопряженных пар колес, например левая, как показано на рис. 18 (как правило, один из валов делают самоустанавливающимся относительно другого).

Осевая сила Р ос стремится сдвинуть влево вал вместе с закрепленным на нем колесом. Для распределения окружного усилия Р окр поровну на оба колеса необходимо предусмотреть

продольный так называемый монтажный зазор е между опооой и бортиком вала.

После сдвига шестерни (и вала) влево под действием силы Р ос давление на обе половины колеса и шестерни распределяется поровну.

1.8 Зубчатые передачи с зацеплением М. Л. Новикова

Эвольвентное зацепление , распространенное в современном машиностроении, является л и н е й ч а т ы м, так как контакт зубьев происходит по линии (практически по узкой площадке), расположенной вдоль зуба (рис. 19). Вследствие малого приведенного радиуса кривизны контактная прочность эвольвентного зацепления сравнительно невысока, поэтому для современных мощных передач важен вопрос повышения несущей способности зубчатых передач.

М.Л. Новиковым было предложено новое т о ч е ч н о е з а ц е п л е н и е, в котором профили зубьев колес в торцовом сечении очерчены по дугам окружности (рис. 20). Зуб шестерни делается выпуклым, а зуб колеса - вогнутым, что увеличивает их приведенный радиус кривизны, значительно повышая контактную прочность передачи.

В зацеплении Новикова контакт зубьев происходит в точке и зубья касаются только в момент прохождения профилей через эту точку (рис. 20), а непрерывность передачи движения обеспечивается винтовой формой зубьев. Поэтому зацепление Новикова может быть только косозубым с углом наклона зубьев ß=15...20° . Положение точки контакта зубьев характеризуется ее смещением от полюса, а линия зацепления располагается параллельно оси колеса. В результате упругой деформации и приработки под нагрузкой точечный контакт переходит в контакт по малой площадке (рис. 20). При взаимном перекатывании зубьев контактная площадка перемещается вдоль зуба с большой скоростью, превышающей окружную скорость колес примерно в три раза, что создает благоприятные условия для образования устойчивого масляного слоя между зубьями. По этой причине потери на трение в передаче Новикова значительно меньше.

Применяют передачи Новикова с одной линией зацепления - заполюсные (реже - дополюсные) и с двумя линиями зацепления - дозаполюсные. В передачах с одной линией зацепления профиль зуба одного колеса (как правило, шестерни) выпуклый (см. рис. 20), а другого-вогнутый. Если ведущим звеном является шестерня с выпуклым профилем зубьев, то точка контакта расположена за полюсом и передачу называют з а п о л ю с н о й. Если ведущим является колесо с вогнутым профилем, то передача становится

д о п о л ю с н о й.

Д о з а п о л ю с н у ю передачу (рис.21) можно представить как сочетание дополюсной и заполюсной передач. Головки зубьев шестерни и колеса имеют выпуклый профиль, а ножки - вогнутый. Эта передача обладает большей контактной и изгибной прочностью.

Для нарезания выпуклых и вогнутых зубьев заполюсной (дополюсной) передачи требуются разные инструменты. Зубья дозаполюсной передачи нарезают одним инструментом.

Существенным н е д о с т а т к о м зацепления Новикова является повышенная чувствительность к изменению межосевого расстояния и колебаниям нагрузок.

Расчет передач с зацеплением Новикова ведут аналогично расчету передач с эвольвентным зацеплением, но с учетом их особенностей.

3. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ:

Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина, «Детали машин». Москва, Высшая школа, 1987г.

Я. М. Павлов, «Детали машин». Ленинград, Издательство «Машиностроение», 1969г.