Зубчатые передачи. Назначение. Классификация, достоинства и недостатки

1 Зубчатые  передачи. Назначение. Классификация, достоинства и недостатки.

В зубчатой передаче движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» относят как к шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, колеса — индекс 2.

Достоинства зубчатых передач. 1. Высокая надежность.2. Малые габариты. 3. Большой ресурс. 4. Высокий КПД.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: цилиндрические — при параллельных осях; конические — при пересекающихся осях , винтовые — при скрещивающихся осях. Винтовые зубчатые передачи отличают повышенное скольжение в зацеплении и низкая нагрузочная способность, поэтому они имеют ограниченное применение. Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот применяют реечную передачу, которая является частным случаем цилиндрической зубчатой передачи. Рейку рассматривают как зубчатое колесо, диаметр которого увеличен до бесконечности. В зависимости от расположения зубьев на ободе колес различают передачи: прямозубые (а), косозубые (б), шевронные (в) и с круговыми зубьями. В зависимости от формы профиля зуба передачи бывают: эвольвентные, с зацеплением Новикова, циклоидальные.В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего и внутреннего зацепления. В зависимости от конструктивного исполнения различают закрытые и открытые зубчатые передачи.В зависимости от числа ступеней зубчатые передачи бывают одно- и многоступенчатые.Материалы зубчатых колес Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. Чаще всего применяют стали, реже — чугуны и пластмассы.Стали. Основными материалами для изготовления зубчатых колес силовых передач служат термически обрабатываемые стали.В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы.Первая группа — зубчатые колеса с твердостью поверхностей зубьев HB 350 ≤ H . Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 40, 45, 50Г, легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН и др.Вторая группа — колеса с твердостью рабочих поверхностей H>45HRC . При HB > 350 HRB твердость материала измеряется по шкале HRC3.

 

 

 

 

 

2 Кинематика зубчатых  передач. Силы в зацеплении.

Одна пара зубчатых колес (рисунок 35)

1.      
2.                            а)                                                                            б)
3. Рисунок 35

 

 

По основному закону зацепления

 

 

 

 

 

 

 

При пересопряжении зубьев следующий зуб второго колеса должен попасть в следующую впадину первого, т.е. шаги на начальных окружностях находящихся в зацеплении колес должны быть одинаковыми: Таким образом, для одной пары колес передаточное отношение прямо пропорционально отношению угловых скоростей и обратно пропорционально отношению чисел зубьев колес, составляющих пару:Знак передаточного отношения показывает направление вращения колеса на выходе по отношению к направлению вращения на входе: (+) – направления вращения на входе и на выходе совпадают. Для пары колес направление вращения совпадает при внутреннем зацеплении (рисунок 35б); (–) – колеса вращаются в противоположные стороны. Это происходит при внешнем зацеплении (рисунок 35а).На рисунке 35 дана фронтальная проекция передач, а также их условное изображение на кинематических схемах при виде сбоку (или в разрезе).

 

 

 

6 Расчет зубьев на  изгибную прочность.

 

 Зуб представляют как консольную  балку переменного сечения,  нагруженную окружной и радиальной силами (изгибом от осевой силы пренебрегают). При этом окружная сила стремится изогнуть зуб, вызывая максимальные напряжения изгиба в опасном корневом сечении, а радиальная сила сжимает зуб, немного облегчая его напряжённое состояние.

sA = sизг А  - sсжатия А.

Напряжения сжатия вычитаются из напряжений изгиба. Учитывая, что напряжения изгиба в консольной балке равны частному от деления изгибающего момента Mизг на момент сопротивления корневого сечения зуба W,  а напряжения сжатия это сила Fr,  делённая на площадь корневого сечения зуба,  получаем:

Здесь b – ширина зуба, m – модуль зацепления, YH – коэффициент прочности зуба.

Иногда используют понятие коэффициента формы зуба     YFH  = 1 / YH.

Таким образом, получаем в окончательном виде условие прочности зуба на изгиб : sA  =  qn YH / m ≤ [s]FE .  Полученное уравнение решают, задавшись свойствами выбранного материала.

Допускаемые напряжения на изгиб (индекс F)  и контактные (индекс H) зависят от свойств материала, направления приложенной нагрузки и числа циклов наработки передачи            [s]FE = [s]F  KF KFC / SF;   [s]HE = [s]H KH / SH.

Здесь  [s]F и [s ]H – соответственно пределы изгибной и контактной выносливости; SF и SH – коэффициенты безопасности, зависящие от термообработки материалов; KFC учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивных передач; KF  и KH  - коэффициенты долговечности, зависящие от соотношения фактического и базового числа циклов наработки. Фактическое число циклов наработки находится произведением частоты вращения колеса и  срока его службы в минутах.  Базовые  числа циклов напряжений зависят от материала и термообработки зубьев. Расчёт зубьев на изгиб для открытых передач (работают на неравномерных режимах с  перегрузками) выполняют, как проектировочный. В расчёте задаются прочностными характеристиками материала  и определяют модуль m, а через него и все геометрические параметры зубьев. Для закрытых передач излом зуба не характерен и этот расчёт выполняют, как проверочный, сравнивая изгибные напряжения с допускаемыми

7.Достоинства  и недостатки цилиндрических  косозубых и шевронных передач.Геометрия

Достоинства и недостатки прямозубой цилиндрической передачи

1. Зуб входит в зацепление не сразу по всей длине, как в прямозубых колесах, а постепенно, следовательно, меньше шумность передачи, а так же динамические нагрузки в зацеплении
2. В отличие от прямозубых колес в зацепление всегда находится несколько зубьев, следовательно, выше прочность. Косозубые колеса могут работать без нарушения зацепления даже при

коэффициенте торцевого перекрытия εβ < 1\

3. Ввиду наклона зуба, длина линии зацепления больше Если εα > 1, то зуб имеет увеличенную линию контакта, следовательно, большую нагрузочную способность, или возможность для заданной нагрузки уменьшить габариты передачи.

Недостатки косозубых зубчатых передач:

1) Так как зуб наклонен  на угол β, то в зацеплении  возникает дополни-

тельная осевая сила (дополнительная нагрузка на все узлы редуктора: подшипники, валы; и, как следствие, возникает возможность смещения колес). Чем больше угол β, тем больше осевая сила Fa

Обычно на практике в косозубых колесах используется углы наклона зу-

ба β = 8° … 20°, редко до 25°. Углы наклона зуба β < 8° – нет смысла использовать, так как исчезают практически все преимущества передачи, а при β > 20° – существенно возрастает осевая сила. Этот недостаток, возможно устранить, используя шевронное колесо или разнесенный шеврон, который подобен сдвоенной косозубой передачи с противоположным наклоном зубьев. Осевые силы здесь уравновешиваются на самом зубчатом колесе или

внутри вала и не передаются на подшипники, поэтому в шевронной

передаче можно увеличить угол β до 25° … 40°. Преимущества косозубых передач полностью используются в КПП ииглавных передачах автомобилей. Косозубые колеса с разными и противоположно направленными углами наклона (аналог шевронной передачи) устанавливаются на промежуточном валу КПП для

разгрузки подшипников от осевых сил.

Достоинства и недостатки шевронных передач

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое (см. рис. 1, в). Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы Fa/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. Схема сил  на шевронном колесе Недостатком шевронных колес является большая стоимость их изготовления. Применяются в мощных быстроходных закрытых передачах.

 

8 Особенности  расчета на прочность цилиндрических  косозубых и шевронных передач.Геометрические параметры. У косозубых колес зубья рас¬полагаются не по образующей делительного цилиндра, а со¬ставляют с ней некоторый угол β (рис. 8.23, где а — косозубая передача; б— шевронная, и рис. 8.24). Оси колес при этом остаются параллельными. Для нарезания косых зубьев исполь¬зуют инструмент такого же исходного контура, как и для нарезания прямых. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении η — η совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также стандартным (см. табл. 8.1). 
В торцовом сечении t — t параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла β: окружной шаг pt=pn/cos β, окружной модуль mt = mn/cos β, делительный диаметр d=mtz = mnz/cos β. Индексы η и t приписывают параметрам в нормальном и торцовом сечениях соответственно. 
Прочность зуба определяют его размеры и форма в нор¬мальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эк¬вивалентного прямозубого колеса (рис. 8.25). 
Нормальное к зубу се¬чение образует эллипс с полуосями с —г и e — r\cos β, где r = d/2. В зацеплении участвуют зубья, расположенные на малой оси эллипса, так как второе колесо находится на расстоянии c = d/2. Радиус кривизны эллипса на малой оси (см. геометрию эллипса) 
rv = e2/с = г/cos2 β.

9)Достоинства и недостатки конических передач. Геометрия

Конической называется зубчатая передача, предназначенная для передачи и преобразования вращательного движения между звеньями, оси вращения которых пересекаются.

Преимущества:обеспечение возможности передачи и преобразования вращательного движения между звеньями с пересекающимися осями вращения;возможность передачи движения между звеньями с переменным межосевым углом при широком диапазоне его изменения;расширение компоновочных возможностей при разработке сложных зубчатых и комбинированных механизмов.

Недостатки:более сложная технология изготовления и сборки конических зубчатых колес;большие осевые и изгибные нагрузки на валы, особенно в связи с консольным расположением зубчатых колес