Файл: 10. Детали машин Классификация деталей машин.docx

- высокая нагрузочная способность (до N=50000 кВт);

- высокий КПД (до 0,97-0,99 для одной пары колес);

- большая надежность в работе, простота обслуживания;

 

К недостаткам зубчатых передачследует отнести:

- невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа;

- высокие требования к точности изготовления и монтажа;

- шум при больших скоростях; плохие амортизирующие свойства;

- высокая жесткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки;

Основные элементы зубчатой передачи. 

Одноступенчатая зубчатая передача состоит из двух зубчатых ко­лес - ведущего и ведомого. Меньшее по числу зубьев из пары колес назы­вают шестерней, а большее колесом.  Зубчатое зацепление характеризуется следующими основными пара­метрами:

d_a— диаметр вершин зубьев;

d_r— диаметр впадин зубьев;

d_a— начальный диаметр;

d — делительный диаметр;

р_t— окружной шаг;

h — высота зуба;

h_a— высота ножки зуба;

с — радиальный зазор;

b — ширина венца (длина зуба);

е_t — окружная ширина впадины зуба;

s_t— окружная толщина зуба;

a_???? — межосевое расстояние;

а — делительное межосевое расстояние;

Z — число зубьев.

Делительная окружность - окружность, по которой обкатывается ин­струмент при нарезании. Делительная окружность связана с колесом и де­лит зуб на головку и ножку.

Основные элементы зубчатых колес представлены на рис.15.

 



Рис. 15. Геометрические параметры цилиндрических зубчатых колес

---

 

Модулем зубьев т называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб.

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым.

Линейную величину, в ????  раз меньшую окружного шага зубьев, называют окружным модулем зубьев и обозначают т:

Размеры цилиндрических прямозубых колес вычисляют по окружному модулю, который называют расчетным модулем зубчатого колеса, или про­сто модулем; обозначают буквой т. Модуль измеряют в миллиметрах. Мо­дули стандартизованы (табл. 3).

Таблица 3. Стандартные значения модулей

1-й ряд	2-й ряд	1-й ряд	2-й ряд	1-й ряд	2-й ряд	1-й ряд	2-й ряд
1	1,125	3	3,5	10	11	32	36
1,25	1,375	4	4,5	12	14	40	45
1,5	1,75	5	5,5	16	18	50	55
2	2,25	6	7	20	22	60	70
2,5	2,75	8	9	25	28	80	90

---

Примечание. При назначении модулей первый ряд значений следует предпочитать второму.

---

 Основная теорема зубчатого зацепления.

Пусть имеется пара зубчатых колес с центрами О₁и О₂,вращающихся соответственно с угловыми скоростями   и   На рис.18, а показаны сложения, которые последовательно занимает пара сопряженных (эвольвентных) зубьев в процессе их зацепления; прямую О₁О₂называют межосевой линией зубчатой передачи. Проведем в точках касания зубьев К₁, К₂, К₃, ... общие нормали к профилям. Все эти нормали NN должны пересекать межосевую линию О₁О₂в постоянной точке Р. Эту точку называют полюсом зацепления;ее положение на межосевой линииопределяется отношением уг­ловых скоростей колес, т.е. их отношением:



 



а)б)



Рис. 18. Элементы зубчатого зацепления

 

Основную теорему зацепленияможно сформулировать так: общая нор­маль к профилям зубьев в точке их касания пересекает межосевую линию в точке Р, называемой полюсом зацепления и делящей межосевое расстояние на отрезки, обратно пропорционально угловым скоростям.

Следствие: для обеспечения постоянного передаточного отношения по­ложение полюса Р на линии центров должно быть постоянным.

В процессе работы сопряженных (эвольвентных) профилей точка их касания все время перемещается по прямой NN. Эту прямую называют линией зацепления.

Место (точку) входа в зацепление и выхода из него сопряженных зубь­ев можно определить при следующем геометрическом построении.

Длина линии зацепления q_a— отрезок линии зацепления, отсекаемый окружностями вершин зубьев сопряженных колес. Он определяет начало иконец зацепления пары сопряженных зубьев. Длина зацепления — актив­ная часть линии зацепления.

---

Коэффициент торцового перекрытия  — отношение длины линии за­цепления к шагу:



Рис. 19. Геометрические параметры зубчатой передачи

 

В современном машиностроении для построения сопряженных профилей применяют ограниченное число кривых.

Профили зубьев должны быть технологичными, т.е. такими, чтобы их можно было получить в производственных условиях наиболее простыми методами. Из теоретически возможных профилей преимущественное применение получили эвольвентные профили(см. рис. 18, б). Это обусловлено тем, что эвольвентное зацепление, будучи достаточно простым геометрически, имеет существенные технологические и эксплуатационные преимущества: эвольвентные зубья могут быть весьма точно нарезаны относительно простым инструментом с прямолинейными режущими кромками, причем одним инструментом можно нарезать колеса с различным числом зубьев; эвольвентные передачи нечувствительны к отклонениям межосевого расстояния от его теоретического значения; они допускают модификацию профиля зубьев, сводящуюся к выбору оптимальных участков эвольвенты, обеспечивающих наилучшие работоспособность, к.п.д. и другие. Это зацепление может быть использовано и в сменных колесах. Эвольвентное зацепление предложено Эйлером более 200 лет назад в 1760 г.

В зацеплении М.Л. Новикова, предложенном в 1954 г., рабочие профили зубьев очерчены дуга­ми окружностей (рис. 20, 21). Передачи Новикова имеют повышенную (в 1,5...2 раза), по сравнению с эвольвентными, контактную несущую способность, но пониженную изгибную выносливость. Ввиду сложности изготовления и монтажа передачи с зацеплением Новикова пока нашли применение только в специальном машиностроении.



Рис. 20. Колесо с зацеплением М. Л. Новикова

 

Краткие сведения о корригировании зацеплений

Форма эвольвентного профиля зубьев при заданном угле инстру­мента   и модуле зависит от числа зубьев 

---