Теория механизмов и машин. Курсовое проектирование под ред. Г.А.Тимофеева, Н.В.Умнова 2012г (932776), страница 25

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 25)

Расчетные коэффициенты смещения необходимо выбрать так, чтобы избежать подрезания и заострения зубьев. Отсутствие подрезания обеспечивается минимальным значением коэффициента смещения, а отсутствие заострения — максимальным; следовательно, должно выполняться условие х!,„> х! х!пил Коэффициент х! „„„определяют по формуле (5.11) и наносят на график (см. рис.

5.3). Для получения максимального коэффициента смещения на графике проводят вертикальную линию допустимого заострения [х,/т) до пересечения с кривой х,! /!и. В точке их пересечения коэффициент смещения имеет максимальное значение, х! —— х!„, . Таким образом, выделяют зоны безусловного подрезания и заострения. При выборе оптимальной комбинации коэффициентов смещения внутри выделенной зоны следует обеспечить наилучшие условия, предотвращающие различные виды повреждений колес передачи. Основными видами повреждений зубьев колес, учитываемых в расчетах, являются следующие: а) выкрашивание и отслаивание материала на боковых поверхностях зубьев, преимущественно в окрестностях полюса зацепления Р, вызываемые высокими контактными напряжениями в поверхностном слое зубьев; б) излом зубьев у вершины в случае их чрезмерного заострения или у основания, где имеют место наибольшие напряжения изгиба; в) истирание боковых поверхностей зубьев (абразивный износ), в большей степени наблюдающееся в плохо герметизированных передачах; г) заедание зубьев, возникающее от разрыва масляной пленки; возникновение заедания связано с высокими контактными напряжениями и большими относительными скоростями и ускорениями зубьев.

Высокие контактные напряжения вызывают три вида повреждений зубьев: выкрашивание, отслаивание и заедание. Чтобы уменьшить эти напряжения геометрическими средствами (выбор размеров и фор- мы профилей колеса), необходимо увеличить приведенный радиус кривизны эвольвентных профилей зубьев или по возможности уменьшить коэффициент удельного давления. Это автоматически приведет и к уменьшению коэффициента скольжения Х'!, что также необходимо для предотвращения заедания зубьев.

Таким образом, выбирают значение коэффициента х! в зоне х! < х!,„. Однако выбор коэффициентов смещения без учета других параметров может привести, например, к нежелательному уменьшению коэффициента перекрытия. При проектировании зубчатых передач с колесами 8-й или 9-й степеней точности согласно ГОСТ 1643 — 81 уменьшение коэффициента е не приводит к снижению их работоспособности (если, конечно, е > 1) вследствие того, что ошибки зацепления и деформации зубьев под нагрузкой препятствуют одновременному контакту двух пар зубьев.

Поэтому уменьшение контактных напряжений за счет увеличения коэффициента а для колес 8-й и 9-й степеней точности практически не осуществимо, и нет смысла в этом случае добиваться высоких значений а„. Можно ограничиться диапазоном значений а„= 1,05...1,20. Иным должен быть подход для тяжело нагруженных зубчатых передач с колесами 6-й или 7-й степени точности. Совместная работа двух пар зубьев в них возможна, поэтому для уменьшения контактных напряжений следует увеличить значение а„, чтобы нагрузка распределялась на две пары зубьев на возможно большем участке активной линии зацепления (В!Вз). Рекомендуемые значения коэффициентов перекрытия, соответствующих степени точности колес передачи, согласно ГОСТ 1643 — 81 приведены ниже: Степень точности ...

6 7 8 9 [е,„) ............... > 1,3 1,2...1,3 1,1...1,2 1,05...1,1 Ограничение коэффициента перекрытия может привести к тому, что значения х! придется выбирать из более узкой области значений — области допустимых значений (ОДЗ). При этом коэффициент удельного давления в полюсе зацепления должен быть меньше единицы, д < 1. Излом зубьев во многом зависит от толщины зуба на окружности вершины.

Для тяжело нагруженных передач следует выбрать внд химико-термической обработки. Значения относительной толщины зубьев на окружности вершин в зависимости от вида химико-термической обработки приведены ниже: Нормализация, улучшение ........ 0,20...0,30 Цементация, азотирование ........ 0,30...0,40 Закалка ........................ 0,40...0,45 70 Для зубчатых передач с колесами 6-й и 7-й степеней точности, наоборот, предельная толщина зуба может быть уменьшена до (0,15 .0,20)т, а для передач среднего и малого нагружения — до (0,1...0,15)т. Истирание зубьев имеет место только в открытых или плохо герметизированных передачах, у которых между зубьями попадает абразивный материал (например, передачи тракторов и других сельскохозяйственных машин).

Абразивный износ, как показывают исследования, зависит главным образом от удельного давления на зубья, а также от линейной скорости скольжения профилей зубьев в полюсе зацепления: чем больше удельное давление и выше скорость, тем интенсивнее изнашиваются зубья. В меньшей степени на изнашивание зубьев оказывает влияние скорость скольжения боковых поверхностей зубьев, от которой зависят значения коэффициентов скольжения Х! и Х~. Согласно рис. 5.3 уменьшение коэффициента Х!' в основном осуществляется за счет увеличения коэффициента смещения х!. Для средненагруженных передач можно попытаться уменьшить интенсивность изнашивания подбором коэффициентов смещения.

Для этого необходимо выбрать значение х! таким, чтобы значения Х'!' и Хз были либо равными, либо такими, что наибольшие значения коэффициентов скольжения были пропорциональны твердости материалов зубьев колес: Аналогично осуществляется выбор коэффициентов смещения для косозубых передач. Функциональные зависимости показателей качества зацепления от изменения коэффициентов смещения х!, и хз, сохраняют тот же общий характер.

Понятие торцевого коэффициента смещения имеет формальный характер, оно систематизирует технику геометрических расчетов. После выбора коэффициента смещения х! шестерни по графикам на рис. 5.3 можно вычислить все геометрические параметры колес зубчатой передачи (см. разд. 5.3 или рис. 5.4, 5.5). Кроме описанной методики расчета, существует несколько других методик выбора коэффициентов смещения (например, рекомендации 180, ГОСТ 16532 — 83 и др.). Область возможных значений расчетных коэффициентов смещения может быть также представлена в виде соответствующего блокирующего контура, построенного для заданной зубчатой передачи с числами зубьев х! и хз.

Примеры блокирующих контуров и рекомендации по их использованию при- ведены в ГОСТ 16532 — 83. 5.6. Построение профиля зуба колеса, изготовляемого реечным инструментом Для образования профиля зуба колеса проводят огибающую ряда положений исходного производящего контура реечного инструмента в станочном зацеплении, что отражает реальный процесс изготовления колеса на станке. При этом эвольвентная часть профиля зуба образуется прямолинейной частью реечного производящего исходного контура, а переходная кривая профиля зуба — закругленным участком контура.

Схему станочного зацепления (см. рис. 5.2) строят в указанной последовательности: 1) проводят делительную (г! — — г с) и основную (гь!) окружности, а также окружности вершин г„! и впадин г/! колес. (Размеры выбирают по рис. 5.4, 5.5 или рассчитывают по формулам разд. 5.3.); 2) откладывают от делительной окружности выбранное сме!цение х!т (с учетом знака) и проводят делительную прямую исходного производящего контура реечного инструмента.

На рис. 5.2 эта прямая проходит выше делительной окружности колеса, что соответствует положительному смещению х!т инструмента. На расстоянии Ь т вверх и вниз от делительной прямой проводят линии граничных точек, а на расстоянии (Ь„т + с т) — линии вершин и впадин, станочно-начальную линию (7'— Д, касательную к делительной окружности в точке Рс (полюсе станочного зацепления); 3) проводят линию станочного зацепления ЦРс через полюс станочного зацепления Рс, касательную к основной окружности в точке Ж!. Эта линия образует с прямыми исходного производящего контура инструмента углы, равные ай 4) строят исходный производящий контур реечного инструмента так, чтобы ось симметрии впадины совпадала с вертикальной осью О! — О.

Для этого от точки пересечения оси О!-О с делительной прямой (точка О) откладывают влево по горизонтали отрезок в 1/4 шага и через его конец перпендикулярно линии зацепления ЦРс проводят наклонную линию, которая образует угол а, с вертикалью. Эта линия соответствует прямолинейной части профиля зуба исходного производящего контура инструмента.

Закругленный участок профиля строят как сопряжение прямолинейной части контура с линией вершин или с линией впадин окружностью радиусом рР Симметрично относительно вертикальной линии Раб (линия симметрии впа- дин) строят профиль второго зуба исходного производящего контура, прямолинейный участок которого перпендикулярен другой возможной линии зацепления: РоК'. Расстояние между одноименными профилями зубьев исходного контура равно шагу, В=хп1; 5) строят профиль зуба проектируемого колеса, касающийся в точке К профиля исходного производящего контура. Для построения ряда последовательных положений профиля зуба исходного производящего контура проводят вспомогательную линию ММ, касательную окружности вершин.

Характеристики

Список файлов книги