Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование под ред. Г.А.Тимофеева, Н.В.Умнова 2012г (1004943), страница 22
Текст из файла (страница 22)
Отрицательную зубчатую передачу, имеющую наихудшие эксплуатационные характеристики, используют, как правило, когда задано межосевое расстояние. 5.2. Исходный производящий контур инструмента и станочное зацепление Геометрия зубчатой передачи определяется параметрами исходного контура инструмента и его смещением при нарезании колес. Поэтому при проектировании прежде всего следует задать исходный производящий контур инструмента, а затем выбрать расчетное смещение. Если цилиндрическое зубчатое колесо нарезается реечным инструментом, то станочное зацепление представляет собой зацепление реечного исходного производящего контура с нарезаемым колесом. Такое зацепление рассматривают в торцевой плоскости, перпендикулярной оси зубчатого колеса. Реечный исходный производящий контур в соответствии с ГОСТ 13755-81 — это контур зубьев производящей рейки в нормальном или торцевом сечении плоскостью, перпендикулярной ее делительной плоскости.
Параметры исходного производящего контура стандартизованы. Согласно ГОСТ 13755 †исходный производящий контур для нарезания цилиндрических эвольвентных зубчатых колес с модулем больше 1 мм (рис. 5.2) — это прямобочный реечный контур с равномерно чередующимися симметричными зубьями и впадинами.
На рисунке переход от профиля зуба к линии впадин очерчен дугой окружности. Стандартом установлены следующие параметры и коэффициенты исходного контура: угол главного профиля а = 20'; коэффициент высоты головки зуба й, = 1,0; коэффициент высоты ножки Ьу — — 1,25; коэффициент граничной высоты (высота прямолинейного участка профиля) Ь~ — — 2й„ коэффициент радиуса кривизны переходной кривой ру-— 0,38; коэффициент радиального зазора с* = 0,25. Рис.
5.2 а, = агс!8 (18 а/соз 13); (5.3) (5.4) т, = е/соз 13; (5.5) Ь'„=Ь', сов 13; (5.6) 63 Размеры зуба исходного контура получают умножением перечисленных коэффициентов на модуль т. Исходный производящий контур для нарезания мелкомодульных зубчатых колес (О,1 < т < 1,0) также регламентирован ГОСТ 9587 — 81: Ь„= 1,0...1,1; с = 0,25...0,40. Переходная кривая может быть выполнена или одной дугой радиусом р/ — — 0,44т, или двумя дугами радиусом 0,38т и сопрягающей прямой.
Для нарезания косозубьп колес применяют тот же стандартный инструмент, что и для прямозубых, но его устанавливают наклонно к плоскости заготовки. Реечный исходный производящий контур в этом случае имеет параметры, зависящие от угла наклона линий зубьев. Эти параметры определяют следующим образом: угол профиля шаг р, = р/соа 13; модуль зацепления зубьев коэффициент высоты головки зуба коэффициент радиального зазора с*, = с' соя ~3. (5.7) Следовательно, зная параметры контура: а, т, Ь„, с* и угол наклона 13 линии зубьев для нарезания прямозубого колеса, можно подсчитать все параметры реечного исходного производящего контура для нарезания косозубых колес, т.
е. ав и» Ь*„, с,*. Принципиальная схема станочного зацепления при нарезании косозубого колеса имеет такой же вид, как и при нарезании прямозубого. Делительная прямая реечного исходного производящего контура в станочном зацеплении может располагаться по отношению к делительной окружности нарезаемого колеса различным образом. При нарезании колеса без смешения делительная прямая контура касается делительной окружности колеса, при нарезании колеса с положительным смещением она сдвинута по отношению к делительной окружности на величину, равную положительному смещению, а при нарезании колеса с отрицательным— придвинута к центру колеса на величину, равную этому смешению. На рис. 5.2 изображена схема станочного зацепления при нарезании положительного прямозубого колеса. В процессе зацепления колеса с рейкой по его делительной окружности без скольжения перекаты- Таблица 5.1 Коэффи- циент смещен ня Вид передачи Число зубьев гил Мевшснтровос расстояние а„ х, хз г, >17 Не задано Кинемвти- 0,3 12 < г, < 16 и гз > 22 — 0,3 ческая а„=0,5(г,+гз) т г, >21 0,3 а„=0,5(г1+гг)т 14 < г, < 20 при игл>3,5 г, >30илиг, >20 и проведена модификация головки зуба по ГОСТ 13755-81 Силовая Не задано 10<я, < 30 0,5 0,5 г1 2 — — т,г1 2/2 (5.8) г! + г2 соя о1 у= 2 сола, (5.13) (5.14) ;„= 2/з„/з(п2 о1,.
(5.10) Межосевое расстояние ггппп г!,2 Хг пйо1,2 ~а~ г~ ппо (5.11) (5. 16) ач = "м1 + Гмг. 64 вается та прямая производящего контура инструмента, которая параллельна делительной прямой и касается делительной окружности. Эту прямую называют станочно-начальной. Шириной впадины инструмента на станочно-начальной прямой определяется толщина зуба колеса по делительной окружности. У колеса без смещения толщина л зуба по делительной окружности равна половине шага, л = пт/2, у положительного колеса она больше половины шага, з > пт/2, у отрицательного колеса— меньше, з < тон/2.
5.3. Геометрический расчет эвельвентней зубчатой передачи внешнего зацепления 5.3.1. Расчет передачи ири свободном выборе мезгеосевого расстояния Методика расчета основана на системе расчета диаметров окружностей вершин колес, при которой в зацеплении пары колес сохраняется стандартный зазор с и.
Это частный, но наиболее распространенный на практике случай регламентируется ГОСТ 16532-83. В соответствии с ГОСТ ! 3755 — 81 прн нарезанин колес прямозубой передачи исходный производящий контур имеет следующие параметры: а = 20', /з, = 1, с = 0,25. Параметры исходного производящего контура инструмента в торцевом сечении рассчитывают по формулам (5.3) — (5.7). Затем определяют радиусы делительных окружностей колес и радиусы основных окружностей гы 2 —— т,г1 2 соз о1,/2.
(5.9) Расчетные коэффициенты смещений х1 и х2 для эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления должны быть такими, чтобы обеспечивалось отсутствие подрезания (х, „„„) и заострения (х, ) зубьев, а также гарантировался минимально допустимый коэффициент перекрытия я . Следовательно, должно выполняться условие х,;„< х, < х, где х, — коэффициент торцевого смещения. Наименьшее число зубьев без смещения, свободных от подрезания, Коэффициенты минимального смещения исходного производящего контура колес 1, 2 Отсутствие заострения может быть определено после расчета толщины зубьев по окружностям вершин шестерни 1 и колеса 2; оно отсутствует, если толщина зуба по окружности вершин равна или преВЫШаст ДОПУСТИМОЕ ЗНаЧЕНИЕ, Еп1 2 > [Л,].
Коэффициент смещения х2 выбирают в соответствии с ГОСТ 16532 — 83 (табл. 5.1): если г2 > 30, то расчетное значение х2 — — 0; если передаточное число передачи и12 > 3,5 и 14 < г1 < 20, то х2 — — — 0,3. Если 10 < г1 < 30, то х2 — — 0,5. При расчете на компьютере значения коэффициента торцевого смещения х1, перебирают с шагом 0,1 от х1 — — х„т= 0 до х1, — — 1,1. Область применения зубчатой передачи Угол зацепления передачи определяют по фор- муле 1пча, =1пча, + 2хх18 12, (5.12) где хх — — х1 + х2, а гх — — 21 + г2, угол зацепления о1,„ можно рассчитать с помощью эвольвентных функЦнй 1ПЧ апя. Коэффициент воспринимаемого смещения Коэффициент уравнительного смещения Лу =хх-у. Радиусы начальных окружностей шестерни 1 и колеса 2 (5.15) 2соз ао„ Для расчета исполнительных размеров зубчатых колес используют следующие формулы: радиусы окружностей вершин ггд а "а1,2 = тг ~ + ггга + х1,2 ггу радиусы окруж остей впадин (гг 2 У/1 2 = гп! — + Х1 2 (гга — с! высота зубьев колес (5.17) (5.18) )г =)гг — — )12 — — тг(27г,а+ с,— г5у); (5.19) толщины зубьев по дугам делительных окруж- ностей (п в,2=т, — +2х,218а, углы профиля на окружностях вершин зубьев колес аа 1 2 атССОВ (5.21) ( га1,2 толщины зубьев по дугам окружностей вершин сова, Яа12 =т! Х СОВ ааг 2 Гтг х~ — +2х1218а, — г12(шча,12 — гпча,) .
(5.22) Для построения станочного зацепления дополнительно определяют толщину зуба во исходного производящего контура по делительной прямой, равную ширине впадины: (5.23) вас = еш = птг/2; шаг рг = пт!', (5.24) радиус округления основания головки зуба ИПК ° с,т, рр — — рдт, = (5.25) 1 — гйп а, шаг по хорде делительной окружности шестерни (180'1 рг — — тггг гйп (5.26) ~ гг 5.3.2. Расчет передачи при заданном меэгсосевам расстоянии Расчет эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления при заданном межосевом расстоянии представляет собой задачу, обратную задаче, рассмотренной в равд.
5.3.1. Кроме межосевого расстояния проектируемой зубчатой передачи должно быть задано передаточное число и12 нли числа зубьев гг и г2. Если задано значение а„, то расчет начинают с определения чисел зубьев. Число зубьев шестерни находят по формуле 2а г ! И' (1+ и! 2)т, и округляют до ближайшего целого числа. Число зубьев второго колеса вычисляют по формуле (5.28) г2 =гг ига и также округляют до целого числа, но так, чтобы отклонение от заданного передаточного числа было наименьшим.
Затем определяют угол зацепления проектируемой зубчатой передачи ат = атосов сова, (5.29) т,(гг + г2)1 2а„ и суммарный коэффициент смещения (хг +х2)(гпча, — шча,) хх —— 218а, Коэффициенты смещения выбирают так, чтобы выполнялись условна: Хг > Х,а,га', Х2 > Х,„„„; Хт = =хг + х2. По известному углу зацепления передачи находят значения коэффициентов воспринимаемого и уравнительного смещений по формулам (5.13) и (5.14).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
