2 МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ МЕХАНИКА. Методические указания
 Скачать 9.32 Mb.
|
|
Геометрические параметры зацепления (цилиндрические прямозубые передачи). При вращении зацепленных зубчатых колес окружности диаметрами и перекатываются одна по другой без скольжения и называются на чальными. У отдельного колеса начальная окружность не известна до тех пор, пока не известны парное колесо и межосевое расстояние . Делительная окружность принадлежит отдельно взятому колесу и делит зуб на две части — головку высотой ha и ножку высотой hf при этом высота зуба h = ha + hf, обозначается d. Рисунок 6.1.5 – Зацепление зубчатого колеса с рейкой Для снижения материалоемкости колес изготавливают колеса с воз можно меньшим числом зубьев, что может привести к срезанию части по верхности у основания зуба обрабатываемого колеса — подрезанию зуба (рис. 6.1.5. и 6.1.6). Прочность зуба уменьшается; чтобы избежать подрезания, производят смещение инструмента (рейки) на величину хт, где х — коэф фициент смещения, т — модуль зубьев (рис. 6.1.5 и 6.1.6.). Значение х выбира ют из таблиц. Минимальное число зубьев zmin без подрезания можно наре зать зуборезнымдолбяком: 13 <zmin< 17 для прямозубых колес. Для косозубых колес zmin меньше. Рисунок 6.1.6 –Влияние смещения исходного контура на геометрию зуба У передач без смещения начальные и де лительные окружности совпадают: = ; , что характерно для большинства зубчатых передач. Окружность вершин зубьев диаметром da ограничивает высоту зубьев; окружность диаметром dfограничивает глубину впадин. Шаг р — расстояние между одноименны ми профилями соседних зубьев, измеренное по дуге делительной окружности. Для пары за цепляющихся колес шаг должен быть одинако вым. Длина делительной окружности ; следовательно, . Основным расчетным числом принято отношение , которое называют модулем т, мм, модули стандартизированы (табл. 2.2). d = mz. Основной характеристикой размеров зубьев является модуль т — это часть диаметра делительной окружности, приходящейся на один зуб. Обозначения геометрических параметров и определения Начальные окружности — при вращении колес перекатываются одна по другой без скольжения. Обозначаются — dw — диаметр начальной окружно сти ( шестерни, колеса), (см. выше). Делительная окружность, диаметр d (d1 — шестерни, d2 — колеса). У боль шинства зубчатых передач диаметры делительных и начальных окружностей совпадают, т. е. d1= и d2 = . Межосевое расстояние или или Окружной шагpt — расстояние между одноименными профилями зубья ми, взятое по дуге делительной окружности. Окружной модуль зубьев. Модуль — основная характеристика размеров зубьев, стандартизирован (табл. 6.1.1). Диаметр делительной окружности d = тz. По ГОСТ 13755—81 высота головки зуба ha= т, высота ножки зуба hf= 1,2т. Рисунок 6.1.7 – Основные геометрические характеристики эвольвентного зацепления
Диаметр окружности вершин зубьев Диаметр окружности впадин Межосевое расстояние Геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи (рис. 6.1.8) — угол наклона линии зуба, = 7...20°. Расстояние между зубьями можно измерить в окружном (t — t) и нор мальном (п — п) направлениях. В первом случае получим окружной шаг рt, во втором — р. Соответственно и модули зацепления будут различными где тt — окружной модуль, т — нормальный модуль зубьев. Из рис. 2.9 . Расчетным является нормальный модуль по ГОСТ 9563—60 (табл. 6.1.1). Диаметры начальной и делительной окружностей колес с заданными z1 и z2 равны: Высота головки и ножки зуба соответственно равны: hа = т; hf= 1,25m. Рисунок 6.1.8 – Косозубая передача Рисунок 6.1.9 – Геометрические параметры косозубого колеса Диаметры окружностей вершин и впадин Ширину b венца (рис. 6.1.9) выбирают так, чтобы смещение с зуба было равно или больше его окружного шага: отсюда Угол наклона зубьев принимают в интервале 8...15° (до 20°). Геометрические параметры шевронной передачи аналогичны. Точность зубчатых передач. Точность изготовления зубчатой передачи регламентируется стандар том, который устанавливает 12 степеней точности, обозначаемых в порядке убывания точности цифрами 1, 2, 3, ...12. Наиболее распространены 6-, 7-, 8- и 9-я степени.
Смазывание. Трение качения и скольжения, возникающее в процессе зацепления зубьев приводит к нагреву передачи, изнашиванию зубьев и снижению КПД. Смазочный материал (сорт масла) выбирается в зависимости от окруж ной скорости и контактного напряжения в зубьях. Наиболее используемые, жидкие индустриальные масла: И-Г-А-32, И-Г-А-46, И-Г-А-68 и др. КПД зубчатой передачи. Потери мощности в зубчатой передаче складываются из потерь на тре ние в зацеплении, на трение в подшипниках и гидравлических потерь на раз мешивание и разбрызгивание масла (закрытие передачи). Потери в зацепле нии составляют главную часть потерь передачи, они зависят от точности изготовления, способа смазывания, свойств смазочного материала, окружной скорости и числа зубьев колес. При увеличении числа зубьев КПД пе редачи возрастает. Потерянная мощность в передаче переходит в теплоту, которая при недостаточном охлаждении может вызвать перегрев.
Материалы зубчатых колес. Материал зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и ус ловий работы передачи. Применяются углеродистые или легированные стали, реже чугуны и пластмассы. Основным материалом для зубчатых колес являются термически обра ботанная стали. В зависимости от твердости активных поверхностей зубьев стальные колеса делятся на 2 группы: 1. Колеса с твердостью Н 350НВ, зубья которых хорошо прирабатыва ются и не подвержены хрупкому разрушению. Материалы — углеродистые стали 40, 45, 50Г, легированные стали 40Х, 50Х, 40ХН и др. Стали подвергаются нормализации и улучшению, приме няются при мелкосерийном и единичном производстве мало- и средненагруженных передач. Рекомендуется для шестерни выбирать материалы с твердостью на 20...30 единиц НВ выше, чем у материала колеса, т. е. НВ1 = НВ2 + 20...30, где НВ1 — твердость материала. Для косозубых и шевронных передач твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни НВ1 = НВ2 + 60...80 и более. Нагрузочная способность ука занных передач при этом повышается на 25...30 %. 2. Колеса с твердостью Н 350НВ. Материалы — стали 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ. Твердость достигается поверхностной закалкой, цементацией, азо тированием. Материалы применяют в массовом производстве в средне- и высоконагруженных передачах, а также при высоких требованиях к габари там и массе передачи. Выбор марок сталей для зубчатых колес При выборе марки стали для зубчатых колес кроме твердости необхо димо учитывать размеры их заготовок, а именно: диаметра D вала шестер ни и наибольшей ширины сечения колеса S с припуском на механическую обра ботку после нормализации или улучшения. Таким образом, окончательный выбор стали для зубчатых колес (при годность заготовки колес) производится после определения геометриче ских размеров зубчатой передачи. В табл. 6.1.4 приведены рекомендации по выбору механических свойств наиболее употребляемых марок сталей в зависимости от термообработки (твердости) с учетом размеров зубчатых колес.
Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых передач. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П. Нагрузку распределенную по контактной площадке заменяют равно действующей силой Fn, направленной по линии зацепления NN. Для расчета валов и опор прямозубой передачи Fn раскладывают на со ставляющие (рис. 6.1.10): Рисунок 6.1.10 – Схема сил, действующих в прямозубой цилиндрической передаче где — радиальная сила; — окружная сила. где T1 и T2 — вращающие моменты на шестерне и колесе, Нм. d1 и d2 — делительные диаметры шестерни и колеса, мм. 20° — угол зацепления. Рисунок 6.1.11, а – Схема сил, действующих в косозубой передаче Для косозубых или шевронных передач: сила Fn не лежит в плоскости ко лес и раскладывается на три составляющие (контактная линия имеет на клон к основанию зуба) (рис. 6.1.11, а, б). Рисунок 6.1.11, б – Схема сил, действующих в косозубой цилиндрической передаче с разъединенными звеньями где — угол наклона зубьев, Fa — осевая сила, дополнительно нагружает опоры (подшипники) валов, поэтому в косозубых цилиндрических переда чах принимается = 8...20°. Шевронное колесо представляет собой сдвоенной косозубое, выпол ненное как одно целое. Направление зубьев на полушевронах противоположное, поэтому взаимно уравновешиваются и на опоры валов не пере даются. Это позволяет у шевронной передачи принимать угол наклона зубьев до 40° ( = 25...40°) (рис. 6.1.11, в). Рисунок 6.1.11, в – Схема сил, действующих на шевронной передаче Шевронные передачи отличаются плавностью работы и высокой нагру зочной способностью. Нарезают зубья червячной фрезой, для выхода кото рой изготовляется дорожка. Ширина дорожки а = (10...15) т. Применяют шевронные колеса в мощных быстроходных закрытых передачах. Недос татком является высокая трудоемкость и стоимость изготовления. Геомет рический и прочностной расчеты подобны расчетам косозубой передачи. | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||