Передачи. Лекція 3. Лекція 3 зубчасті передачі
 Скачать 494.29 Kb.
|
|
Лекція 3 ЗУБЧАСТІ ПЕРЕДАЧІ Застосування та класифікація зубчастих передач .................................................................................................... 2 Основні види руйнування зубів і основні форми розрахунку зубчастих передач................................................. 5 Геометрія циліндричної евольвентної зубчастої передачі з прямими зубами ....................................................... 8 Застосування та класифікація зубчастих передач Зубчасті передачі – найбільш розповсюджений тип механічних передач. Це передачі безпосереднього дотику. Призначені для передачі обертового руху, перетворення обертового руху в поступальний і навпаки. Передача моменту від одного колеса до другого здійснюється за рахунок тиску зуба ведучого колеса на зуб веденого колеса (рис. 3.1а). Зубчасті передачі складаються з двох коліс або колеса (рис. 3.1а) і рейки (рис. 3.1б). Рисунок 3.1 Переваги зубчастих передач: - високий ККД. (до 0,98); - компактність порівняно з фрикційними і пасовими передачами; - постійність передаточного числа; - великий діапазон потужностей, що передається (від 0,1…10000кВт), - незначні сили, що діють на вали; - велика навантажувальна здатність і малі габарити; - висока довговічність і надійність роботи. Недоліки зубчастих передач: - шум при великих швидкостях; - підвищені вимоги до точності виготовлення і монтажу; - висока вартість виготовлення; - необхідність застосування спеціального обладнання та інструменту для виготовлення. Зубчасті передачі класифікують за такими ознаками: За взаємним розміщенням осей валів: - передачі з паралельними осями (циліндричні передачі, рис. 3.2а); - передачі з осями валів, що перетинаються або перехрещуються в просторі (конічні (рис. 3.2б), гвинтові). Рисунок 3.2 За розміщенням зубів на ділильних циліндрах коліс (рис. 3.3): - прямозубі (рис. 3.3а); - косо зубі (рис. 3.3б); - шевронні (рис. 3.3в); - криволінійні (гіпоїдні конічні передачі, (рис. 3.3г)). Рисунок 3.3 За формою робочого профілю (рис. 3.4): - евольвентні (рис. 3.4а); - циклоїдні (рис. 3.4б); - кругові (рис. 3.4в). Рисунок 3.4 За передаточним числом u n 1 n 2 - u >1 – сповільнені передачі, - u< 1 – прискорені передачі. За формою зачеплення: d 2 d 1 z 2 : z 1 - передачі з зовнішнім зачепленням (рис. 3.5а) a w 0,5 d w2 d w1 0,5d w1 u 1 ; - передачі з внутрішнім зачепленням (рис. 3.5б) a w 0,5 d w2 d w1 0,5d w1 u 1 Рисунок 3.5 За точністю виготовлення зубчастих коліс. Розрізняють 12 ступенів точності. Останні зменшуються із збільшенням порядкового номера ступеня, тобто найточнішими є зубчасті колеса першого ступеня точності і найменш точними – дванадцятого. У загальному машинобудуванні перші п’ять ступенів не застосовують. Як правило, застосовують колеса 6, 7, 8, 9, 10 ступенів точності: 6 ступінь – високоточні зубчасті передачі прецизійних розточних верстатів, ділильних головок; 7 ступінь – точні передачі, важко навантажені; 8 ступінь – передачі середньої точності, автотранспортне, загальне машинобудування; 9…10 ступінь – передачі пониженої точності типу сільгоспмашин. Кожен ступінь точності характеризують три показники: а) норма кінематичної точності – визначає сумарну помилку кута повороту зубчастого колеса за один оберт (у зачепленні з еталонним колесом); б) норма плавності роботи – визначає помилки кута повороту, що багаторазово повторюються в процесі одного оберту; в) норма контакту зубів – визначає помилки виготовлення зубів і складання передачі, що впливають на розміри плями контакту в зачепленні (на розподіл навантаження по довжині зуба). За швидкістю обертання зубчастих коліс: - тихохідні (V <3м/с); - середньої швидкості (3<V <15м/с); - швидкісні (V 15м/с). За конструктивним оформленням корпусу передачі: - відкриті; - закриті. За взаємним рухом валів: - рядові; - планетарні; - диференціальні. За виправленням розмірів зубів і їх профілю: - кореговані зубчасті колеса з висотною, кутовою і комбінованою корекцією; - некореговані колеса. Основні види руйнування зубів і основні форми розрахунку зубчастих передач При передачі крутного моменту в зачепленні пари зубів діє нормальна сила F N (рис. 3.6а), що направлена перпендикулярно до робочих поверхонь зубів. Ця сила викликає біля ніжки зуба згинальні напруження F , а у місці контакту – контактні напруження H . Для кожного зуба F та H не є постійними. Вони змінюються в часі за деяким пульсуючим циклом (рис. 3.6б). Ці зміни напруження є причиною втомного руйнування зубів. Звідси випливає, що зуби піддаються таким видам руйнування: 3.1.1. Втомне викришування робочих поверхонь зубів від контактних H або дотичних напружень, які виникають в середині зуба на деякій відстані від поверхні контакту (рис. 3.6в). Для поверхневої міцності зубів необхідно, щоб H H або 3.1.2. Втомний згин (ламання). Розрахунок на цей вид деформації зводиться до виконання умови F F Оскільки контактні H і дотичні напруження взаємопов’язані, далі будемо виконувати розрахунок за нормальними контактними напруженнями (зауважимо, що можливий розрахунок і за дотичними напруженнями). Рисунок 3.6 3.1.3. Спрацювання робочих поверхонь зубів (стирання) призводить до спотворення зуба, зменшення його перетину, зниження міцності і виникнення ударних навантажень. Для врахування цих факторів при розрахунках вводять коефіцієнт K сп – коефіцієнт спрацювання, який враховує зменшення згинальної міцності зубів внаслідок їх зношування (спрацювання). 3.1.4. Заїдання. За відсутності мастила між робочими поверхнями зубів та перевантаженнях створюється моментальне підвищення температури. М’якший матеріал одного із зубчастих коліс підплавлюється і приварюється до міцнішого з наступним відшаровуванням. Частинки привареного металу роблять задири на поверхні суміжного зуба. Цей процес носить назву заїдання. Тільки останнім часом з’явилися експериментальні залежності для перевірки на незаїдання. Розрахунок зводиться до виконання умови t к t к доп , де t к – максимальна температура у зоні контакту. 3.1.5. Пластичні деформації (крихке руйнування) при перевантаженні. У період запуску, заклинювання тощо різко підвищується навантаження на зуби. Тому при НВ 350 можливі пластичні деформації згину, деформації плями контакту або крихке руйнування (ламання) чи руйнування плями контакту (при НВ>350). Розрахунок зводиться до виконання умов: - для крихкого ламання F max мнц F max - для пластичних деформацій згину F max F max ; - для пластичних деформацій (крихкого руйнування) контактуючих поверхонь H max H max У наведених залежностях мнц т F max і H max – це граничні (максимальні) значення допустимих напружень, які допускаються для матеріалу шестерні (колеса) при статичному їх навантаженні. Враховуючи вище згадані види руйнування зубів, розрізняють наступні основні форми розрахунку зубчастих передач: - відкриті передачі, як правило, розраховують на втомне ламання зубів (основна форма розрахунку) і перевіряють на пластичні деформації (крихке руйнування) при перевантаженнях; - закриті передачі розраховують на втомне викришування робочих поверхонь зубів (на витривалість) як основну форму розрахунку і перевіряють на втомне ламання і пластичні деформації (крихке руйнування) при перевантаженнях. Якщо можливо, обидві передачі перевіряють на відсутність заїдання. , ; Геометрія циліндричної евольвентної зубчастої передачі з прямими зубами Найбільш розповсюджена форма профілю зубів – евольвентна. Евольвента – це крива, яку описує точка прямої, що перекочується без проковзування по нерухомому колу (рис. 3.7). Рисунок 3.7 Розглянемо геометрію циліндричного зубчастого зачеплення. Зобразимо в аксонометрії вінець зубчастого колеса (рис. 3.8). Рисунок 3.8 Елементи геометрії зубчастого колеса (див. рис. 3.8): d – діаметр ділильного кола; d a – діаметр вершини зубів колеса; d f – діаметр впадин зубів колеса; h – висота зуба; h a – висота головки зуба; h f – висота ніжки зуба; p t – коловий крок зубів; b w – ширина зубчастого вінця тобто довжина зуба; S – товщина зуба по ділильному діаметру; w – ширина впадини між зубами по ділильному діаметру; P – полюс зачеплення; tw – кут зачеплення, вважаємо що він дорівнює ділильному куту профілю зубів або куту профілю вихідного контуру, згідно ГОСТ 13755-81 приймаємо tw =20 0 Виходячи з рівності довжини кола за двома різними параметрами запишемо для зубчастого колеса звідки z p t d ; де z – кількість зубів колеса; d p t z m t z , m t – коловий модуль зубчастого зчеплення, m t p t Модуль m t – величина стандартизована, приймають згідно ГОСТ 9563-60*. Для прямозубої передачі m t m n m, де m n – нормальний модуль. Основні розміри зубчастого колеса виражають через m і z : p m; d m z ; h h a h f m 1,25m 2,25m; d a d 2h a d f d 2h f m z 2m m z 2 ; m z 2,5m m z 2,5 . Міжосьова відстань зубчастої передачі a d 1 d 2 m z 1 m z 2 m z 1 z 2 2 2 2 2 2 Передаточне число зубчастої передачі u 1 2 d 2 d 1 z 2 z 1 Ширину вінця зубчастого колеса визначають із залежності Оскільки b w m m або b w ba a w де m m m ba a w bd d , – коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса за модулем, m ba a w ; m ba – коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса за міжосьовою відстанню, приймають з діапазону ba 0,1...0,2...0,4...0,8...1,2 1: 2: 3: 4: у коробках швидкостей з рухомими шестернями відкриті передачі закриті передачі з добрим монтажем шевронні передачі Найчастіше приймають ba 0,3...0,6. 1 2 3 4 |