Карнаух С.Г. Детали машин

Подождите немного. Документ загружается.

Рисунок 13 - Косозубая цилиндрическая передача

Таблица 9 - Преимущества и недостатки

Достоинства Недостатки

Плавность зацепления

(

смдоV 18 ) и уменьшение шума

при работе

Осевые силы в зацеплении

Пониженная точность изготовления и

значительно меньшие дополнитель-

ные динамические нагрузки

Повышенная нагрузочная способ-

ность и меньшие габаритные размеры

Повышенная стоимость

Косозубые колеса в отличие от прямозубых имеют два шага

и два модуля: в нормальном сечении (см. рис. 13) по делительной

окружности - нормальный шаг

p и в торцовой плоскости — тор-

цовый шаг

p . Для косозубых и шевронных колес значения нор-

мального модуля

m стандартизованы (m ), так как профиль косо-

го зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру

инструментальной рейки и, следовательно, косозубые и шевронные

колеса нарезают тем же способом и инструментом, что и прямозу-

бые. Нормальный модуль

является исходным при геометриче-

ских расчетах.

8.1.1 Особые размерные параметры

mp → - торцовой шаг и модуль;

mp → - нормальный шаг и модуль.

cos

= , откуда

ββ

coscos

zmd

===

)(

cos2

. (68)

)(

arccos);(

cos

1212

+=+=

ββ

(69)

8.2 Силы в зацеплении

Рисунок 14 – Силы в зацеплении косозубых цилиндрических

колес











===

====

coscos

;

cos

;

10002000

βα

nnn

rrr

taaa

ttt

FFF

tgFFFF

FFF

(70)

8.3 Особые свойства и выводы из них

1 Зацепление в торцовом сечении

2sin

cos2

Z .

ββ

cos17cos

minmin

прям

кос

z .

3 Форма зуба характеризуется условным числом зубьев –

числом зубьев эквивалентного колеса:

coszz

= .

4 Торцевое перекрытие зубьев, обеспечивающее ввод в за-

цепление 2 и более зубьев:











≅

≥⋅

=>≥⋅

.15,1...1,1

;

cos

sin

;

sin

;

cos

;

ββ

tgb

(71)

В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по

мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находится

минимум две пары зубьев.

5 Наклонное положение контактных линий обеспечивает:

• снижение шума и уменьшение дополнительных дина-

мических нагрузок на передачу (

K меньше, чем у прямозубой);

• большую суммарную длину контактных линий и незна-

чительное ее колебание:

8,0≅

Z ; более точно

≅Z

;

























+−=

βε

cos

2,388,1

Косозубые передачи могут работать без нарушения зацеп-

ления даже при

, если обеспечено осевое перекрытие

;

• малую чувствительность к ошибкам шага и пониженную

точность по сравнению с прямозубой;

• с увеличением угла наклона зуба

колесо получается

как бы больших размеров (

dd > ) по сравнению с прямозубым,

что является одной из причин повышения прочности косозубых

передач;

• расчеты передач косозубыми зубчатыми колесами вы-

полняются по тем же формулам и в той же последовательности, что

и прямозубыми зубчатыми колесами со следующими особенностя-

ми применительно к “Порядку расчета передач прямозубыми ци-

линдрическими зубчатыми колесами”.

Проектировочный расчет

1 С наклонным расположением контактной линии

связана целесообразность изготовления косозубой шестерни из

материала, значительно более прочного (высокотвердого), чем у

колеса. Это объясняется следующим. Ножки зубьев обладают

меньшей стойкостью против выкрашивания, чем головки, так как у

них неблагоприятно сочетание направления скольжения и перека-

тывания зубьев. Следовательно, ножка зу ба колеса, работающая с

головкой зуба шестерни начнет выкрашиваться в первую очередь.

Вследствие наклона контактной линии нагрузка (полностью или

частично) передается на головку зуба колеса, работающую с нож-

кой зуба шестерни. Д о полнительная нагрузка ножки зуба шестерни

не опасна, так как она изготовлена из более стойкого материала.

Применение твердой шестерни позволяет дополнительно повысить

нагрузочную способность косозубых передач на 25-30%. Необхо-

димо стараться иметь колесо менее твердое, чем шестерня на 100

ед. НВ (табл. 10). В этом случае в расчетные формулы подставляют

[]

расчH

[] [] []

()

[]

меньшHHHрасчH

σσσσ

23,145,0

≤+= .

Таблица 10– Рекомендации к выбору материалов

для шестерни и колеса

Шестерня Колесо

Варианты

Марка

стали

Термо-

обработ-

ка

Твер-

дость

Марка

стали

Термо-

обработ-

ка

Твер-

дость

40Х,

40ХН,

35ХМ

Улуч-

шение и

закалка

ТВЧ

45...53

HRC

40Х,

40ХН,

35ХМ

Улучше-

ние

269...

302НВ

20Х,

20ХНМ

Улучше-

ние,цемен

тация,

закалка

57...63

HRC

40Х,

40ХН,

35ХМ

Улучше-

ние и

закалка

ТВЧ

45...53

HRC

2 Назначить ориентировочно

20...8≅

ор

3 При назначении

учесть необходимость пере-

крытия зубьев (при

25,015

≅≅

ψβ

; при

25,0<

;

при

25,0>

8,0≅

K ; )2,11,1( ≅<

кос

прям

кос

KKK .

5 При расчетах межосевого расстояния иметь в виду,

что коэффициенты

K и

K имеют другое значение.

6 Назначение модуля связывать с уточнением угла

наклона зуба

ор

cos2

=+ - округляют до целого числа.

Если при

ор

эта величина не целая, ее округляют до бли-

жайшего целого числа и уточняют

43421

числоцелое

)(

arccos

- с точностью до четвертого зна-

ка после запятой.

cos17

min

кос

z .

8 При расчете геометрических параметров:

•

sin

ab ≥= (в противном случае

надо увели-

чить или увеличить модуль);

•

cos

= ;

cos

= ;

mdd 2

+= ;

mdd 2

+= - с точностью до четвертого знака после запятой.

9 По степени точности косозубые зубчатые колеса в

среднем на 1 ступень грубее прямозубых.

Проверочный расчет

1 Иные значения коэффициента

, .

2 Выбирают

Y по эквивалентному числу зубьев

coszz

= .

3 Вводятся дополнительные коэффициенты

βε

YY ; ,

которые учитывают снижение напряжений в косых зубьях по срав-

нению с прямыми.

В зацеплении в момент контакта вершины зуба при переда-

че нагрузки участвуют соседние зубья, что учитывается коэффици-

ентом влияния перекрытия зубьев

Y :

αε

/8,02,0 +=Y (при 1<

);

αε

/1=Y (при 1≥

). (72)

Прочность косого зуба будет большой из-за его продольной

формы, что учитывается коэффициентом

Y :

7,0120/1

≥−=

βε

ββ

Y . (73)

Или

−≅Y

9 ПЕРЕДАЧИ ШЕВРОННЫМИ ЗУБЧАТЫМИ КОЛЕСАМИ

Шевронные зубчатые колеса представляют собой разно-

видность косозубых колес.

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по шири-

не состоит из участков с правыми и левыми зубьями (рис. 15), на-

зывают шевронным колесом. Часть венца зубчатого колеса, в пре-

делах которого линии зубьев имеют одно направление, называют

полушевроном. Шевронные передачи обладают всеми преимуще-

ствами косозубых, при этом осевые силы противоположно направ-

лены и на подшипник не передаются. В этих передачах допускают

большой угол наклона зубьев (

)40...25

. Ввиду сложности

изготовления шевронные передачи применяют реже, чем косозу-

бые, т. е. в тех случаях, когда требуется передавать большую мощ-

ность и высокую скорость, а осевые нагрузки нежелательны.

0,5F

,5F

0,5F

,5F

Рисунок 15 – Шевронные передачи

9.1 Особые свойства

1 Больший

(

= 25...40°).

8,0...4,0=

- для шеврона и 4,0...2,0=

для полушеврона. Меньшие значения

используют при несим-

метричном или консольном расположении колеса относительно

опор вала, а также при твердости зубчатых колес

HBH 350> .

При этом должно выполняться условие

5,2

≤= db

3 Взаимное уничтожение осевых сил.

4 Один из валов выполняется «плавающим» в осевом

направлении, что обеспечивается специальной конструкцией опор

соответствующего вала.

5 Расчеты выполнять как для косозубых передач в

предположении, что передаваемая нагрузка делится поровну между

полушевронами:

2;2;2

FPT [1-11].

10 ПЕРЕДАЧИ МЕЖДУ ПЕРЕСЕКАЮЩИМИСЯ ВАЛАМИ

КОНИЧЕСКИМИ ЗУБЧАТЫМИ КОЛЕСАМИ

10.1 Общие сведения

Зубчатую передачу с пересекающимися осями, у которой

начальные и делительные поверхности колес конические, называют

конической. Коническая передача состоит из двух конических зуб-

чатых колес (рис. 16) и служит для передачи вращающего момента

между валами с пересекающимися осями под углом

δδδ

Наиболее распространена в машиностроении коническая передача

с углом между осями

90=

, но могут быть передачи и с

90≠

. Колеса конических передач выполняют с прямыми, ко-

сыми, круговыми зубьями [1-11].

Рисунок 16 - Передача коническими колесами

По стоимости конические передачи дороже цилиндриче-

ских при равных силовых параметрах. Их применение диктуется

только необходимостью передавать момент при пересекающихся

осях валов (табл. 11).

Таблица 11 - Достоинства и недостатки

Достоинства Недостатки

Изменение направления кинемати-

ческого потока

Дороги в производстве.

Сложны в монтаже.

Большая собственная динамика.

Меньшая прочность зуба.

Сложность финишной обработки

10.2 Основные параметры прямозубого конического

зубчатого колеса

Вершины начальных и делительных конусов прямозубой

конической передачи находятся в точке пересечения осей валов О

(рис. 17). Высота и толщина зубьев уменьшаются по направлению

к вершинам конусов.

Геометрические параметры конической передачи:

• начальные конусы;

• полууглы начальных конусов

;

• угол пересечения осей

δδδ

∑

;

• делительные конусы;

• внешние делительные диаметры делительных конусов

во внешнем торцевом сечении

(

)(,

2211 ee

dddd == ,

выбирают из стандартного ряда), мм

zmd

;

• шаг во внешнем торцевом сечении

;

• модуль во внешнем торцевом сечении mm

= (выби-

рают из стандартного ряда);

• конусное расстояние во внешнем торцевом сечении

R =

;

• ширина зубчатого венца b, мм (b = f(d

;U));

• степень полноты зуба (коэффициент ширины зубчатого

венца)

≅=

;

• передаточное число U

;

cos

sin

)90(

=====

°=

(74)