Преимущества и недостатки косозубой передачи

Зацепление происходит более плавно и равномерно, чем у прямозубых;

меньший шум при зацеплении.

Недостатки косозубых передач:

При работе косозубого колеса возникает механический момент, направленный вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников;

Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок;

Более сложное изготовление колес по сравнению с прямозубыми.

Колёса с круговыми зубьями.

Передача на основе колёс с круговыми зубьями (Передача Новикова) имеет ещё более высокие ходовые качества, чем косозубые — высокую нагрузочную способность зацепления, высокую плавность и бесшумность работы. Однако они ограничены в применении сниженными, при тех же условиях, КПД и ресурсом работы, такие колёса заметно сложнее в производстве. Линия зубьев у них представляет собой окружность радиуса, подбираемого под определённые требования. Контакт поверхностей зубьев происходит в одной точке на линии зацепления, расположенной параллельно осям колёс.

Двойные косозубые колёса (шевроны) (рис. 2.1, в)

Двойные косозубые колёса решают проблему осевого момента. Зубья таких колёс изготавливаются в виде буквы «V» (либо они получаются стыковкой двух косозубых колёс со встречным расположением зубьев). Осевые моменты обеих половин такого колеса взаимно компенсируются, поэтому отпадает необходимость в установке осей и валов в специальные подшипники. Передачи, основанные на таких зубчатых колёсах, обычно называют «шевронными».

Конической называется зубчатая передача, предназначенная для передачи и преобразования вращательного движения между звеньями, оси вращения которых пересекаются. По форме линии зуба конические зубчатые передачи различаются на: прямозубые; косозубые; с круговым зубом ( см. рис. 2.1, д, е, ж); с эвольвентной линией зуба; с циклоидальной линией зуба. Как и в цилиндрических, так и в конических зубчатых передачах наиболее часто применяют эвольвентное зацепление. Преимущественно применяют прямозубые конические колеса и только тогда, когда нельзя использовать цилиндрические. Это объясняется большей сложностью изготовления и сборки конических передач. Одно из колес конических передач из-за пересечения осей валов располагается консольно, что создает дополнительные трудности при конструировании опор. Кроме того, валы и опоры нагружаются не только радиальными, но и осевыми силами.

Преимущества конических передач:

 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 конических передач:

 более сложная технология изготовления и сборки конических зубчатых колес;

 большие осевые и изгибные нагрузки на валы, особенно в связи с консольным расположением зубчатых колес.

Червячная передача (рис. 2.1, з)

Механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса.

Червяк представляет собой винт со специальной резьбой, в случае эвольвентного профиля колеса форма профиля резьбы близка к трапецеидальной. На практике применяются однозаходные, двухзаходные и четырёхзаходные червяки.

Червячное колесо представляет собой зубчатое колесо. В технологических целях червячное колесо, как правило, изготовляют составленным из двух материалов: венец – из дорогого антифрикционного материала (например из бронзы), а сердечник – из более дешёвых и прочных сталей или чугунов.

Входной и выходной валы передачи скрещиваются, обычно (но не всегда) под прямым углом.

Передача предназначена для существенного увеличения крутящего момента и, соответственно, уменьшения угловой скорости. Ведущим звеном является червяк. Червячная передача без смазки и вибрации обладает эффектом самоторможения и является нереверсивной: если приложить момент к ведомому звену (червячному колесу), из-за сил трения передача работать не будет. Передаточные отношения i червячной передачи закладываются в пределах от 8 до 100, а в некоторых приложениях – до 1000.

Достоинства и недостатки червячной передачи:

Большое передаточное отношение в одной паре

Повышенная кинематическая точность

Сравнительно низкий КПД (целесообразно применять при мощностях не более 100 кВт)

Большие потери на трение (тепловыделение)

Повышенный износ и склонность к заеданию

Повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки

Необходимость специальных мер по интенсификации теплоотвода

Червяки классифицируют по следующим признакам:

по форме поверхности, на которой образуется резьба

по направлению линии витка

по числу заходов резьбы

по форме винтовой поверхности резьбы

с архимедовым профилем

с конволютным профилем

с эвольвентным профилем

В качестве материалов для изготовления зубчатых колес применяют стали, сплавы на основе цветных металлов, пластмассы.

При изготовлении цилиндрических и конических колес основным материалом являются термически обрабатываемые стали. При окружных скоростях зубьев до 3 м/с применяют качественные стали 20, 30, 35, а при более высоких окружных скоростях – стали 45, 50, инструментальные стали У8А, У10А и легированные стали 20Х, 40Х, 40ХН, 30ХГСА, 12ХН3А с соответствующей термообработкой (нормализацией, закалкой, улучшением – закалкой с высоким отпуском). Рекомендуется твердость зубьев шестерни (они более нагружены) выбирать на (20 … 50)НВ больше твердости зубьев колеса. Поэтому материал шестерни стараются брать более прочным, чем материал для колес.

При небольших нагрузках зубчатые колеса изготавливают из алюминиевых сплавов Д16Т, В95-Т1. Более широко при изготовлении мелкомодульных зубчатых колес, особенно червячных, применяют бронзы БрОФ10-1, БрАЖ9-4, БрАМц9-2.

Широко применяются в качестве материалов зубчатых колес пластмассы (текстолит ПТК, гетинакс, полиамиды), обладающие хорошей износостойкостью, демпфирующей способностью, коррозионной стойкостью.

В отличие от прямых зубьев, косые зубья входят в зацепление не сразу по всей длине (отсутствует зона однопарного зацепления), а постепенно в направлении, показанного стрелкой, от 1 к 3 (рис.2). В зацеплении находятся три пары зубьев (1, 2, 3). В прямозубом зацеплении нагрузка с одного зуба на другой передается мгновенно, а в косозубых – постепенно по мере захода в зацепление.

Здесь: – ширина зуба;

– окружной шаг;

– нормальный шаг;

– осевой шаг;

– угол наклона зуба к основному цилиндру;

– коэффициент торцевого перекрытия.

Рассматривая поле зацепления, ограниченное шириной зуба и произведением

.

Нормальный шаг и нормальный модуль

Для косозубых цилиндрических колёс является основной расчетной величиной, он уточняется по ГОСТ 13755-81 и по нему рассчитываются все параметры зубчатого колеса.

Обозначив S, число одновременно зацепляющихся зубьев или

Наибольшая длина контактной линии пары зубьев , где коэффициент торцевого перекрытия – (для нефланкированных передач без смещения, (+) – для внешнего зацепления, (-) – для внутреннего зацепления).

При увеличении числа зубьев z₁ и z₂ коэффициент увеличивается и, наоборот, с увеличением угла наклона β коэффициент торцевого перекрытия уменьшается.

Наибольшая длина контактных линий косозубого зацепления

. Учитывая (коэффициент точности взаимодействия и изменения общей длины контактной линии), получим

где

Преимущества применения зубчатых передач.

1. Большая нагрузочная способность, большая прочность по контактным и изгибным напряжением по сравнению с прямозубыми.

2. Большая продолжительность зацепления и плавность работы, что уменьшает динамические нагрузки, шум и вибрации.

3. Снижает неравномерность распределения нагрузки по длине линии контакта зуба.

4. Имеется возможность изготовления колес с минимальным числом зубьев z_min=14 без подрезания ножек зубьев.

Недостатки применения зубчатых передач.

Наличие осевых сил, что требует расчетной и конструкторской проверки подшипниковых узлов, на которых установлены зубчатые колеса. Чем больше угол наклона зуба, тем выше нагрузочная способность и плавность работы передачи. Однако при этом возрастают осевые усилия и уменьшается – коэффициент торцевого перекрытия зубьев, что ограничивает угол наклона зубьев.

В редукторостроении применяют , а в шевронных передачах .

Силы в зацеплении косозубой передачи.

На рис. 3а F_n – сила нормального давления, действующая по нормали к профилю зуба, условно приложена в полюсе Р зацепления зубчатых колес на середине длины зуба.

На рис. 3б показано обозначение сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче с левым наклоном зубьев, ведущей шестерней и ведомым колесом. В этом случае

знак обозначает окружную силу F_t, направленную к наблюдателю, а знак обозначает окружную силу F_t, направленную от наблюдателя, а зацепление зубчатых колес условно отодвинуто друг от друга.

. Н – окружная сила, где H·м, d₁ – диаметр начальной окружности шестерни.

В сечении n-n радиальная сила , где – вспомогательная сила, – угол зацепления в нормальном сечении, .

Из основного рисунка , откуда .

Таким образом, Н. Осевая сила Н.

Возвращаясь к силе нормального давления, из сечения n-n находим . Окончательно

Прямозубая передача является частным случаем косозубой. Если , то , Н.

В шевронных передачах и передачах с раздвоенным потоком мощности осевые силы уравновешиваются (рис.4), что позволяет применять большие углы наклона зуба до .

Рис. 4. Силы, действующие в зацеплении шевронной передачи.

Глава 2. Расчет цилиндрических зубчатых передач

На контактную выносливость

2.1. Причины разрушения (отказов) зубьев.

При передаче крутящего момента Т₁ зуб подвергается изгибу, сжатию, повреждению рабочих поверхностей зубьев и износу от силы трения , (рис.5), где

f – коэффициент трения.

Повреждение рабочих поверхностей зубьев, усталостное выкрашивание зубьев, является основным видом повреждения. Причина усталостного разрушения вызвана переменными контактными и изгибными напряжениями и (рис.6). Как видно, среднее время одного цикла , т.е. оно сопоставимо с временем удара.

Усталостное выкрашивание начинается в зоне, где создаются наиболее неблагоприятные условия: большие давления и силы трения, разрыв масляной пленки и др. явления. В этой зоне появляются микротрещины, развитие которых приводит к осповидному выкрашиванию, которое разрастается в увеличивающиеся по числу и размерам раковинки, что уменьшает несущую поверхность зубьев. Начинается нарушение смазки, увеличиваются шум и вибрации. Таким образом, в месте контакта возникают контактные напряжения, вызывающие pitting – усталостное выкрашивание рабочей поверхности зубьев. При поверхностной твердости НВ

Цилиндрические колеса, зубья которых расположены по винтовым линиям на делительном цилиндре и наклонены под некоторым углом β к образующей делительного цилиндра, называются косозубыми (рис. 20).

Рис. 20. Цилиндрическое косозубое колесо

Различают правые и левые косозубые колеса в зависимости от направления винтовой линии зуба. Если совместить по торцам правое и левое колеса, то получится шевронное цилиндрическое колесо.

В отличие от прямозубой в косозубой (и шевронной) передаче зубья входят в зацепление постепенно, от одного толчка к другому. При окружных скоростях свыше 6 м/с рекомендуется использовать косозубые (или шевронные) колёса, т.к. прямозубые колеса при та­ких скоростях работают удовлетворительно лишь при высокой степени точности их изготовления.

Как видно из рис. 20, благодаря наклонному расположению, зуб косозубого колеса длиннее, чем у прямозубого колеса (при равной ширине зубчатого венца b_w). Вместе с тем торцовый шаг р_t и нормальный шаг р_n (в нормальном сечении зубчатого венца) связа­ны между собой зависимостью р_t= р_n / cos β. Переходя к модулям, получим аналогичное выражение: m_t = m_n / cos β.

Следует иметь в виду, что профиль косого зуба в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, значит, совпадает с профилем прямого зуба модулем m = m_n.

Поэтому при расчетах модуль m _t = m _n= m следует согласовывать со стандар­том, т.к. модуль является основным геометрическим параметром передачи.

Нарезание косозубых и шевронных колес может производиться прямозубой рейкой исходного контура по ГОСТ 13755-81, как и при изготовлении прямозубых колес. Наклон зуба получается соответствующим поворотом инструмента относительно заготовки на угол β. При этом может быть обеспечен широкий диапазон угла наклона зубь­ев на колесе: 0° ≤ β ≤ 40° [2, с.165].

Для некорригированных косозубых и шевронных колес:

1) делительный диаметр равен d = m _t ∙z = m_n ∙ z / cos β,

2) высоты головки h_a к ножке h_f зуба равны

Тогда межосевое расстояние косозубой или шевронной передачи:

Итак, из вышеизложенного следует, что прямозубую передачу можно рассматривать как частный случай косозубой, при β=0°.

1. Благодаря наклонному расположению зубьев коэффициент пе­рекрытия ε_α увеличивается за счёт дополнительной дуги зацепления ( Δl = b_w · tg β):

где ε_dn , ε_dк – коэффициенты торцевого перекрытия соответствен­но в прямозубой и косозубой передачах;

2.Благодаря наклонному расположению зубьев увеличивается
зона взаимодействия и длина контактных линий.

3. В связи с изменением профиля зуба в торцевом сечении
увеличивается угол зацепления (tg α _tw = tg α _nw / cos β) и увеличивается сечение ножки зуба. Косозубые колеса обладают большей
нагрузочной способностью (контактной и нагибной), чем прямозубые.

Недостатки косозубых передач:

1. Линии мгновенного контакта располагаются не вдоль образующей зуба, а под углом λ к ней (рис. 21). В результате в начальный момент зацепления колес вся нагрузка приложена со стороны одного из торцов, что приводит к концентрации нагрузки, понижению местной (в районе торца) изгибной прочности и к скалыванию зуба (см. рис. 21).

Рис. 21. Расположение линии мгновенного контакта и схема

скалывания зуба из-за концентрации нагрузки

2. Наклонное расположение зуба по отношению к торцу зубчатого колеса означает появление дополнительной (осевой) составляющей усилия зацепления F_a = F_t ∙ tg β (рис. 22).

Рис. 22. Силы, действующие на зуб косозубого колеса

Чем больше угол β, тем больше сила F_а, что приводит к повышению нагрузки на подшипники и к усложнению конструкций опорных узлов валов передачи. ГОСТ 2185-55 предусматривал значе­ния β = 8 . 18°, при которых, с одной стороны, обеспечивается высокая плавность и нагрузочная способность передачи, а, с другой стороны – небольшая осевая сила F_a.

Новый ГОСТ 2185-66 не предусматривает конкретных значений β, но рекомендации прежнего стандарта можно использовать при выборе угла β. Вместе с тем выполнение косозубого колеса с

Дата добавления: 2015-02-19 ; просмотров: 2606 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ