Frol_263-391 (1074094), страница 17
Текст из файла (страница 17)
Рассмотрим по-прежнему зацепление прямых зубьев. На рис. 14 17 изображена линия залеплена Ь/,Фм на ней В' — точка начала зацепления, В" — точка конца зацепления (см. $ !4.9). Штрихами (через точку В') похазано то место, где эвольвеытные профили зубьев шестерни 1 начинают зацецлевие с зубьями колеса 2 Зубъя и/Ь изображены в момент конца их зацеплпшя. Зубья с/Н вЂ” соседние зубъям и/Ь. Поэтому угол т, — угловой шаг шестерни 1. На рис.
14.17 юображен также угол гу, поворота шестерни 1 за время полного зацепления одной пары зубъев, называемый углом тоояеаого леуекрьииия. Рассмотрим три по-разному спроехтироваыные передачи. Первая передача спроектировааа так, что у„>т„т. е.
д„/т,>1 (рис. 14.17). Это значит, что х тому моменту времени, когда зубья о/Ь выходят ю зацеплеыия, зубья с/И уже прошла начало зацеплеыия (точку В'). Следовательно, некоторое время две пары зубьев, о/Ь н сф, работали сообща, т. е. имело место двухпарное зацепление, нпи, ках говорят ыыаче, имело место перекрытие работы пары зубьев а/Ь работой соседней пары зубьев с/Ы. ЗЗ4 Рвс.
14.17 Вторая передача (ее изображение отсутствует и его надо представить мысленно) спроектирована так, что и,. =тз, т. е. <р,г/тг=1. Это значит, что в тот момент времени, когда зубьк а/Ь выходвт из зацеплении, зубы с/Ы только входат в него: совместной работы зубьев нет, т. е.
нет перекрытив, а имеет место однопарное зацепление, но перерывов процесса зацепления в такой передаче теоретически не будет. Третья передача (ее изображение также отсугствует) спроектирована так, что у ~ <т, т. е. и«~/т~ < 1. Это значит, что в тот момент времени, когда зубьа фЬ выходат из зацепления, зубьк с/Н еще не умели соприкоснутьсв, так что неизбежно будут перерывы в процессе зацепленив. Таким образом, отношение и,= р„/т„называемое коэффициентом пер~рытиа првмозубой передачй, указывает на непрерывность процесса зацепленил (если е, ) 1), характеризует продолжительность двухпарного зацепленик (еслн я,> 1) н предупреждает о перерывах в зацеплении (если а«< 1). Так как перерывы в процессе зацеплении абсолютно неприемлемы, то минимально допустимым значением а« явлвепж 1,05, обеспечивающее непрерывность зацеплыик с 5%-ным Составим расчетную формулу дла определения е,=д,~/т,. Заш~- шем следующее соотношение, вытекающее вй рис.
14 17: »и У», «, е,= — = —. Согласно уравнению (14.5), ее"=Я'З"; дуга вэ"=рь, з, й»" есть шаг цо основной окружности шестерни, равный шму по основной окружности колеса: р~,— — р,, =рь. Поэтому в'в" еа Рь (14.36) 355 Х~ хз е,= — (18 и„— 18а„)+ — (18а,а — 18а„). 2е 2Я (14.37) Укажем главные свойства коэффициента перекрытия в,. Он увеличивается при уаелнчении чнсла зубьев г и в, но ие беспредельно, поскольку одновременно уменьшаются разности, стоящие в скобках уравнения (14.37).
Если зубчатые колеса нарезаны стандартным инструментом (а=20', Ь'.= 1), то теоретически максимально возмоизюе для прямозубой передачи значение в, =1',98ж2,0. Коэффициент перекрытия в, уменьшается при увелаченни коэффициентов смещениа х, и х . Поэтому при проектировании прямозубой передачи коэффициенты смещения надо ограничивать значениями х, и х г так, чтобы в, не получился меньше 1,05.
Кратко рассмотрим еще два качественных показателя. Коэффициент удельного давления учитывает влияние геометрии зубьев (радиусов кривизны их профилей) на величину контактных напряжений, возникаюпшх в местах соприкосновения зубьев. Чем больше радиусы кривизны, тем меньше контактные напряжения. Коэффициент удельного давления У = —, где р — привеР* денный радиус кривизны эвольвентных профилей ~в в точке К контакта, Опреде- 1 1 1 Оу ы Р в, ляемый так: — = — + —. Испо- 1„ Р Р~ Рз иге в льзуя третье свойство эвольвенты (см.
5 14.2), запишем и вгЛг — (см., например, Р Ж~».юг» Ряс. 14.1В рис. 14.17). Отметим, что гр„/тг =гР, /т, так что уравнение (14.3б) можно было бы также получить, исходя н из формулы в,= гР, /г . Далее запишем В'В =РВ" +РВ' (рис. 14.18). Первое слагаемое И У УН Х~ выРазим так: РВ = /1/  — /1Г1Р = ги18а, — га18а„= х УИЛЛ а(1 1 ) Аналогично РВ сова(18Я,~ — 18и ). В этих выРажениЯх а„и а,е — пРофильные Углы на веР- шинах эвольвентньсг зубьев шестерни 1 и колеса 2. Как следует из уравнения (14.11), шаг Р, по основным окружностям шестерни 1 и колеса 2 равен рв=зиисова.
Подставим составленные выражения в исходное уравнение (14.3б) и после простых сокращений получим Коэффициент 7/ принято подсчытывать для того момента зацепления, когда зубья соприкасаются в полюсе Р. Тогда (у тП,И2 2(г,+г,) (14.38) П,Р.7Г,Р г,г соыйго Коэффициент Фр уменьшается при увеличении коэффициентов сьвяцщгня хг и хг. Поэтому конструктор может снижать ковтахтвые напряжения, назначая коэффициенты смещения хг и хг так, чтобы коэффициент удельного давления 1Рр имел возможно меньшее знаКоэффициенты скольжения учитывают влияние геометрических и киыематических факторов на величиыу проскальзывания профилей в процессе их зацепления (см. з 13.2) и'выражаются формулами (13.10). Чем интенсивнее проскальзывание, тем значительнее износ зубьев.
Коэффициент сколыкевия 2,, шестерни 1 принато подсчитывать для того момента зацепления, когда зубья соприкасаются в точке В' линии зацепления, т. е. когда в зацеплении находится ножка зуба шестерни; коэффициент скольж~ия 2г колеса 2 — когда зубья соприкасаются в точке В" (см. рис. 14.17), т. е. когда в зацепяеыии находится ножка зуба колеса. Тогда расчетные формулы применительно к внешнему эвольвевтному зацеплению примут такой вид: 4 =(1+гд/гг) =(1+г,/гг), (14.39) д Р— ВР (г +г )Гга„— г Щи г 22 =(1+г /г ) „=(1+г,/гф ' ' .. (14АО) (гд+гг)ггг„— г~ Мги Коэффициенты скольжения Х~ра~~ и х2~ ~~ зависят от коэффициеы тов югещения х, и хг.
Воздействую на хг и хг, конструктор получает значения коэффйциевтов 2, и 22 „отвечающие условиям эксплуатации. Отметим в заключение, что болыпой вклад в теорию н практику проектирования зубчатых передач внес профессор Л. Н. Решетов. 1 ыи. цилин/(Рическхи неРЕдии, составленная ИЗ КОЛЕС С КОСЫМИ ЗУБЬЯМИ. ВЫБОР КОЭФФИЦИЕНТОВ СМЕН(ЕНИЯ Переходя к изучению косозубых передач, отметим прежде всего, что косые зубья располагаются на цилиндрах обоих колес по винтовым линиям (рис. 14.19).
Если цилиндры развернуть на плоскость, то косые зубья (в развертке) окажутся расположенными по ыаклов- 357 ным параллельным прямым. Так же 1 и ил и будут расположены и косые зубья А рейки. о, г ы, ) Косозубые колеса, как и прямозу- А А ииииие бые, изготовляются способом обкатки Е линии (см. 9 14.6), в основу которого положен Р процесс станочного зацепления.
Для О нарезавия применяется тот же стандартный инструмент, но устанавливавм ется оы на ставке наклонно, под углом / ф (рис. 14.20). Поэтому производящая зубчатая поверхность, которую А Э в своем технологическом движении 3 ошалевают режущие кромки ивструРвс. 14.19 мента — гребенки Г, тоже будет на- клонной. На рис. 1420 производящая поверхность показана схематично в виде наклонно проецирунпцих линий.
А так как эта поверхность (если ее мысленно сделать материальной) образует зубья воображаемой производящей рейки ПР, то, следовательно, зубья рейки получатся косыми. Наглядно процесс обкатки можно представить себе как качение изготовляемого колеса по производящей рейке ПР, имеющей косые зубья, наклоненные под углом ф. Такой же наклон получат зубья изготовляемого колеса на его станочно-начальном цилиндре. А так как в реечном станочном зацеплении делительный цилнндр совпадает со станочно-начальным (см. 9 14.7), то именно на делнтельном цилындре зубья получатся расположенными под углом ф (см. рис. 14.19), ыа который наклонен инструмент ва ставке. Из сравнения рнс. 14.9 и 14.20 видно, что двнжения обката )нг р тт р уб ., аки уб*« одинаковы..А отсюда следует весьма важный вывод: все принципиальные положения, касающиеся станочного зацепления прямозубого колеса с прямозубой производящей рейкой (см.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
