Зубчатые передачи Исполнитель

Зубчатые передачи

Цель занятия: изучить конструктивные особенности зубчатых передач, их классификации, область применения, а также овладеть навыками расчетанапрочность.

План:

1 Общие сведения.

2 Принцип действия и классификация

3 Оценкаи применение

4 Краткие сведения о геометрии и кинематике

5Основные параметры.

6 Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес .

7 Коэффициентторцеюго перекрытия и распределние нагрузки по рабочей поверхности зуба

8 Расчет коэффициента торцевого перекрытия

9 Скольжение и трение взацеплении

10 Влиянии числа зубьевнаформу и прочность зубьев

11 Смешение инструмента при нарезании зубьев и его влияние напрочность

12 Точность изготовления и ее влияние на качество передачи

13 Силы в зацеплении

Опорные слова: расположение зубьев, прямозубые , косозубые, шестерня, колесо, преимущества, скольжение и трение, работоспособность , прочность, поломка зубьев.

 {spoiler=Подробнее}

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

В курсе «Детали машина изучают методы расчета зубчатых пере­дач на прочность. При этом предполагается, что из курса «Теория механизмов)) изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопросам излагаются в курсе «Детали машин» в том объеме, какой необходим для уяснения основных положений расчета на прочность.

Принцип действия и классификация

Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес (рис. Ю.}, где а — внешнее; б — внутреннее зацепле­ние, е — реечная передача).

По расположению осей валов различают: передачи с параллель­ными осями и с цилиндрическими зубчатыми колесами внешнего или внутреннего зацепления (см. рис.); передачи с пересекающимися осями (конические зубчатые колеса, см. рис.); передачи с перекрещивающимися осями — цилиндрические винтовые (см. рис.), конические гипоидные (см. рис.), червячные (см. рис.). Кроме того, применяют передачи между зубчатым колесом и рейкой (см. рис.). Эти передачи являются частным случаем передачи с цилиндрическими колесами, у которой диаметр одного из колес равен бесконечности. Они служат для преобразования вращательного* движения в поступательное, и наоборот.

По расположению зубьев на колесах различают: (см. рис.), прямозубые,  косозубые (см. рис. 10.4) передачи и передачи с (см. рис. ).

* Для некоторых типовых конструкций проектные формулы можно найти в [22].

По форме профиля зуба различают: эвольвентные и круговые пе­редачи. Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, пред­ложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает целым рядом существенных

Рис. 10.1

технологических и эксплуатационных преимуществ. Круговой про­филь зуба предложен М. Л. Новиковым в 1954 г. По сравнению с эволь-вентным он позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач.

Оценка и применение

(Основные преимущества зубчатых передач: а) высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты (рис. 10.2, где а — зубчатая, б — ременная, е — клиноременная, а — цепная переда­чи с одинаковыми характеристиками);

б) большая долговечность и надежность работы (большинство

зубчатых передач имеет практически неограничен­ный срок службы);

в)высокий к. п. д. (до 0,97  0,98 в одной сту­пени);

г)постоянство передаточного отношения (отсутствие проскальзыва              ния);

д)возможность приме­нения в широкое диапазонескоростей   (до 150 м/с), -мощностей (до десятков тысяч кВт) и даточных отношений (до неско льких сот).

Среди недостатков зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость, не позволяющую компенсировать динамические нагрузки Отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие этого зубчатые передачи имеют наиболее широкое распространение во всех отраслях машино­строения и приборостроения.

Из всех перечисленных выше разновидностей зубчатых передач наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные. Конические, винтовые и червячные передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКЕ

Все понятия и параметры, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых передач, стандартизованы. Стандарты устанавливают тер­мины, определения и обозначения, а также методы расчета геометри­ческих параметров.

Основные параметры

Меньшее из пары зубчатых колес назы­вают (шестерней, а боль­шее — колесом. Термин зубчатое колесо является общим.

Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса—2 (рис. ). Кроме того, различают индексы, от­носящиеся:   — к на­чальной поверхности или окружности; b — к основной поверхности или окружности;  а— к поверхности или ок­ружности вершин и голо­вок зубьев;  f— к поверх­ности или окружности впадин и ножек зубьев.

Параметрам, относящимся к делительной поверхности или окруж­ности, дополнительного индекса не приписывают.

Общие понятия о параметрах пары зубьев колес и их взаимосвязи проще всего уяснить, рассматривая прямозубые колеса. При этом особенности косозубых колес рассматриваются дополнительно.

z₁ и z₂  — число зубьев шестерни и колеса; u = z₁ / z₂  — передаточ­ное число (отношение большего числа зубьев к меньшему — исполь­зуется наряду с передаточным отношением i = n₁/n₂,- как удобное при расчете на контактную прочность); р — окружной шаг по дели­тельной окружности (равный шагу исходной зубчатой рейки); р_b = = р соs  — окружной шаг по основной окружности; а — угол профиля делительный (равный углу профиля исходного контура по ГОСТ 13755—68 а = 20°); , — угол зацепления или угол профиля начальный  

m =— окружной модуль зубьев (является основной характери­стикой размеров зубьев). Значения модулей стандартизованы в диапа­зоне от 0,05 до 100 мм (табл. 10.1);

— диаметр делительной окружности (по которой об­катывается инструмент при нарезании);d_b=dcos— диаметр ос­новной окружности (разверткой которой являются эвольвенты зубьев);d— диаметры начальных окружностей (по которым пара зуб­чатых колес обкатывается в процессе вращения);

d   d

У передач без смещения и при суммарном смещении= 0 (см. ниже) начальные и делительные окружности совпадают:

При нарезании колес со смещением делительная плоскость рейки (делительная окружность инструмента) смещается к центру или от центра заготовки на величину хm (см. рис. 10.12); х — коэффициент смещения исходного контура. Смещение от центра считается положи­тельным (x>0), а к центру — отрицательным (х<0).

межосевое расстояние;

Где   

 — коэффициент уравнительного смещения при  0  (определя­ется по ГОСТ 16532—70 или [24]).

Для передач без смещения и при x₁=-x₂ или х = 0

h = m (2h_a + с* — у) — высота зуба;

d_a= d + 2m (h_a  + х—у) диаметр вершин зубьев;

d_f = d — 2m(h_a * + с* —x) — диаметр впадин;

h_a *- коэффициент высоты головки зуба (по ГОСТ 13755 — 68h_a *= 1);

с* — коэффициент радиального зазора (по ГОСТ 13755 — 68 с* = 0,25).

Для колес без смещения h= 2,25 m; d_a= d + 2m; d_f = d — 2,5m.

A₁A₂ — линия зацепления (общая касательная к основным окруж­ностям); g_a — длина активной линии зацепления (отсекаемая окруж­ностями вершин зубьев); П — полюс зацепления (точка касания начальных окружностей и одновременно точка пересечения линии центров колес О₁ О₂ с линией зацепления).

Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес

У косозубых колес зубья располагаются не по образующей дели­тельного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол  (рис. 10.4, где а — косозубая передача; б — шевронная, и рис. 10.5). Оси колес при этом остаются параллельными.

Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же профиля, как и для нарезания прямых. Наклон зуба образуют

соответствующим поворотом инструмента относительно заготовки на угол р. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении n— n совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также сандартным (см. табл. 10.1).

В торцевом сечении t — t или в окружном направлении параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла : окружной шаг р_t = р_n/соs,

окружный модуль  m_t =m_n/cos ;

                               d=m₁z=m_nz/cos

диаметр делительной окружности. Индексы n и t  приписываются параметрам в нормальном и торце­вом сечениях соответственно.

Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять   через параметры эквивалентного  прямозубого колеса. (рис.).

Нормальное к зубу сечение образует эллипс с полуосями с = d/2; е =d/2cos.

Радиус кривизны эллипса (см. геометрию эллипса)

В соответствии с этим форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого

и число зубьев

или

Пример: При =20⁰ ; d=1,13d; z=1,2z

Увеличение эквивалентных параметров (du z)c увеличением угла  

является одной из причин повышения  прочности косозубых передач.                                         

 За счет наклона зубьев мы как бы получаем колесо больших размеров или при той же нагрузке можем уменьшить габариты пере­дачи. Ниже будет показано, что косозубые передачи по сравнению с прямозубыми обладают еще и другими преимуществами: многопарность зацепления, уменьшение шума и пр. Поэтому в современных передачах косозубые колёса получили преимущественное распространение .

Коэффициент торцевого перекрытия

и распределение нагрузки по рабочей поверхности зуба

При вращении колес (см. рис.) линия контакта зубьев переме­щается в поле зацепления (рис.), у которого одна сторона равна длине активной линии зацепления , а другая — рабочей ширине зубчатого венца . Рассмотрим сначала прямозубую передачу — рис.

Пусть линия контакта 1 первой пары зубьев находится в начале поля зацепления, тогда при  в поле зацепления будет нахо­диться еще и линия контакта 2 второй пары зубьев. При вращении колес линии 1 и 2 перемещаются в направлении, указанном стрелкой. Когда вторая пара придет на границу поля 2', первая пара займет положение 1'.

При дальнейшем движении на участке 1' — 2 будет зацепляться только одна пара зубьев. Однопарное зацепление про­должается до тех пор, пока пара 1 не займет положение 2. В этот мо­мент в зацепление всту­пит следующая пара зубьев и снова начнется двухпарное зацепление. Переходя от поля зацеп­ления к поверхности зуба (рис.), можно отметить, что зона однопарного зацепления 1' —2 располагается посредине зуба или в районе полюса зацепления (см. также рис.).

В зоне однопарного зацепления зуб передает полную нагрузку . а в зонах двухпарного зацепления (1 — 1^` и 2 — 2') только по­ловину нагрузки. Величина зоны однопарного зацепления зависит от величины торцевого коэффициента перекрытия:

По условиям непрерывности зацепления и плавности хода передачи должно быть  > 1 (расчет  см. стр.10.3а).

В отличие от прямых косые зубья входят в зацепление не сразу по всей своей длине, а постепенно. Зацепление здесь распространяется в направлении от точек 1 к точкам 2 (см. рис.10.5). Расположение контактных линий в поле косозубого зацепления изображено на рис., а, б (ср. рис.10.7— прямозубое зацепление). При вращении колес линии контакта перемещаются в поле зацепления в направле­нии, показанном стрелкой.

В рассматриваемый момент времени в зацеплении находятся три пары зубьев 1, 2 и 3. При этом пара 2 зацепляется по всей длине зубьев, а пара 1 и 3 лишь частично. В следующий момент времени пара 1 вышла из зацепления и находится в положении 1'. Однако в зацеплении еще остались две пары 2 и 3. В  отличие от прямозубого зубое зацепление не имеет зоны однопарного зацепления. В прямозубой зацеплении нагрузка с двух зубьев на один или с одного на два пере­дается мгновенно. Это явление сопровождается ударами и шумом. В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находится минимум две пары.

Плавность косозубого зацепления значительно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки.

Отмеченное преимущество косозубого зацепления становится осо­бенно значительным в быстроходных передачах, так как динамические нагрузки возрастают пропорционально квадрату скорости.

Косозубые колеса могут работать без нарушения зацепления даже при коэффициенте торцевого перекрытия < 1, если будет обеспечено осевое перекрытие     (рис.). Отношение

Называют  коэффицентом осевого перекрытия.

В косозубом зацеплении нагрузка между зубьями распределя­ется пропорционально длинам контактных линий 1, 2, 3 (см. рис.). Очевидно, что удельная нагрузка на зубья уменьшается с увеличе­нием суммарной длины контактных линий . С помощью рис. нетрудно установить, что при , равном целому числу,

и   не изменяется при движении, так как уменьшению линии 1 всегда соответствует равное приращение линии 3. Точно так же  будет постоянной и при любом значении , но при , равном целому числу. Если отмеченные условия не соблюдаются, величина  будет перио­дически изменяться при движении. Определяя минимальное значе­ние  , запишем    

Для распространенных на практике зацеплений величина К_в располагается в пределах 0,9  1,0. В среднем можно принимать К_в = 0,95 (точнее см. ГОСТ 16532—70).

Очевидно, что благоприятным для работы передачи является слу­чай =соnst, при этом нагрузка на зубья в процессе зацепления не изменится, а шум и динамические нагрузки уменьшатся.

В большинстве случаев  не является целым числом, поэтому рекомендуют соблюдать условие, при котором , равен или близок (с отклонениями до ±0,05) к целому числу (1, 2 ...). Это можно по­лучить путем подбора величин  и , по формуле (10.3). При этом

Во избежание больших осевых сил в зацеплении (см. ниже) ре­комендуют принимать = 8  20°. Для шевронных колес допускают  до 30° и даже до 40°.

На боковой поверхности косого зуба линия контакта располага­ется под некоторым углом  (рис.10.9). Угол   увеличивается с уве­личением .

По линии контакта на­грузка распределяется не­равномерно. Она имеет максимум на средней линии зуба, так как при зацеп­лении серединами зубья имеют максимальную суммарную жесткость. Приближенно  q_max/q_min

При движении зуба в плоскости зацепления линия контакта пере­мещается в направлении от 1 к 3 (рис. ). При'этом опасным для прочности может оказаться положение 1, в котором у зуба отламы­вается угол. Трещина усталости образуется у корня зуба в месте кон­центрации напряжений и затем распространяется под некоторым углом . Вероятность косого излома отражается на прочности зубьев по напряжениям изгиба, а концентрация нагрузки q — на прочности ио контактным напряжениям.

С наклонным расположением контактной линии связана целесо­образность изготовления косозубой шестерни из материала, значи­тельно более прочного (высокотвердого), чем у колеса. Это объяс­няется следующим. Ножки зуба обладают меньшей стойкостью против выкрашивания, чем головки, так как у них неблагоприятно сочетание направления скольжения и перекатывания зубьев (см. § 4).Следовательно, ножка зуба колеса, работающая с головкой зуба шес­терни, начнет выкрашиваться в первую очередь. При этом вследствии наклона контактной линии нагрузка (полностью или частично) передается на головку зуба колеса, работающую с ножкой зуба ше­стерни. Слабая ножка зуба колеса разгружается и выкрашивание прекращается. Дополнительная нагрузка ножки зуба шестерни неопасна, так как она изготовлена из более стойкого материала. Применение высокотвердой шестерни позволяет дополнительно поемсить способность косозубых передач до 25—30%.

Расчет коэффициента торцевого перекрытия

Для нефланкированных передач без смещения (для других слу­чаев см. ГОСТ 16532—70 )

Знак (+) для внешнего, (—) для внутреннего зацепления.

Для прямозубых передач рекомендуют  1,2, для косозубых  1 1. Величина  зависит от числа зубьев z и угла наклона зубьев . С увеличением z увеличивается  . Поэтому выгодно применять колеса с большими z или, при заданном диаметре d, колеса с малым модулем m. С увеличением  растет окружной шаг р, а рабочая длина линии зацепления g_a остается неизменной (см. выше). При этом   умень­шается. Уменьшение Вд является одной из причин ограничения боль­ших .

Скольжение и трение в зацеплении

В точке контакта С (рис. 10.10, а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев. Скорость скольжения  как относительную скорость можно определить, используя известное правило механики. Для этого сообщим всей системе угловую скорость  с обратным

Рис.

знаком. При этом шестерня остановится, а колесо будет поворачиваться вокруг полюса зацепления П как мгновенного центра с угловой скоростью, равной

Скорость относительного движения (скольжения) в точке С

=

Итак, скорость скольжения пропорциональна расстоянию точки контакта от полюса. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак.

Переходя от линии зацепления к поверхности зубьев (рис.), отметим, что максимальное скольжение наблюдается на ножках и головках зубьев, на начальной окружности оно равно нулю и изме­няет направление. Скольжение сопровождается трением. Трений является причиной потерь в зацеплении и износа зубьев.

У ведущих зубьев силы трения направлены от начальной окруж­ности, а у ведомых — наоборот. При постоянных диаметрах колес расстояние точек начала и конца зацепления от полюса, а следова­тельно, и скорость скольжения увеличиваются с увеличением высоты зуба или модуля зацепления. У мелкомодульных колес с большим чис­лом зубьев скольжение меньше, а к. п. д. выше, чем у крупномодуль­ных с малым числом зубьев [см. формулу (10.50)].

Влияние числа зубьев на форму и прочность зубьев

На рис. показано изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колеса без смещения с постоянным модулем. При ~ колесо превращается в рейку и зуб приобретает прямолинейные очертания. С уменьшением z уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвентного профиля. Такое изменение формы приводит к уменьшению прочности зуба. При дальнейшем уменьшении z появляется подрезание ножки зуба (штриховая линия на рис.),. прочность зуба снижается. По границе подрезания устанавливается минимально допустимое число зубьев. При нарезании инструментом реечного типа z_min=17

Рассмотренное влияние числа зубьев на прочность справедливо при постоянном модуле, когда с увеличением z увеличиваются и диаметры колес.

При постоянных диаметрах можно изменять z, сохраняя постоянным произведе­ние ям. В этом случае зуб изменяется не только по форме, но и по размерам. С увеличением z форма улучшается, а размеры умень­шаются (уменьшается m). Уменьшение модуля снижает прочность зуба на изгиб [см. формулу ]. При постоянном mz контактные напряжения не изменяются, так как кривизна эвольвенты в полюсе зацепления зависит только от диаметра.

Смещение инструмента при нарезании зубьев и его влияние на

Прочность.

На рис. изображено два положения инструмента (рейки) при нарезании зубьев: 1 — делительная плоскость рейки (ДП) сов­падает с начальной плоскостью (НП) — нарезание без смещения; 2 — инструменту дано положительное смещение лет.

При этом диаметры основной d_b и делительной d окружностей не изменяются, так как не изменяется z.

Как видно по чертежу, смещение инструмента вызвало значитель­ное изменение формы зуба. Толщина зуба у основания увеличилась, увеличилась и прочность зуба по напряжениям изгиба. Одновременно с этим заострилась головка зуба. Заострение является одной из при­чин, ограничивающих величину смещения инструмента. Отрицатель­ное смещение инструмента сопровождается явлениями обратного характера.

Применяют два типа передач со смещением:

1. Шестерню изготовляют с положительным смещением х₁>0, а

колесо с отрицательным х₂ < 0, но так, что  или Х 

При любом смещении сумма ширины впадины и толщины, зуба по

делительной окружности равна шагу р. Одинаковые по величине,

но разные по знаку смещения вызывают одинаковые увеличения толщины зуба шестерни и ширины впадины колеса. Поэтому в зацеплении зубчатой пары при х=0  делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изме­няются также межосевое расстояние а, и угол зацепления а :

а=a=(d₁+d₂)/2; 

Изменяется только соотношение высот головок и ножек зубьев. 2. Суммарное смещение х не равно нулю. Обычно х > 0, а также х₁ > 0

и Х₂ > 0. При положительных X₁ и Х₂ делительная толщина зубьев шестерен и колеса больше р/2, а ширина впадин меньше р/2. Поэтому делительные окружности не могут соприкасаться. Началь­ными становятся новые окружности, большие, чем делительные (. Межосевое расстояние увеличивается:  . При этом увеличивается и угол наклона линии зацепления как об­щей касательной к основным окружностям, т. е. увеличивается угол зацепления,  > .

Увеличение , сопровождается уменьшением коэффициента пере­крытия , что является отрицательным и служит одной из причин, ограничивающих применение больших смещений.

Нарезание со смещением позволяет во многих случаях повысить качество зубчатого зацепления. Применяя смещение, необходимо помнить:

Положительное семещение повышает прочность зубьев на изгиб и  устраняет подрезание при малом числе зубьев (понижает z_min). Мoжно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу на 100% и понизить    z_min  до 7—8.

2. Увеличение  , при х>0 повышает контактную прочность. Можно увеличить  с 20 до ~25° и поднять допускаемую нагрузку приблизительно на 20%.

3. При большом числе зубьев у шестерни и колеса смещение ма­лоэффективно, так как форма зуба даже при значительных смещениях почти не изменяется. (У рейки z = ~ — смещение совершенно не изменяет форму зуба.)

Передачи со смещением при х=0 применяют при больших i и малых z₁. В этих условиях смещения х₁ > 0 и  Х₂ > 0.   выравнивают форму зубьев шестерни и колеса и приближают их к равно прочности по изгибу.

Смещения при х=0 могут влиять на большее число параметров зацепления. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения даны в ГОСТ 16532—70. Некоторые из этих рекомендаций приведены.

Точность изготовления и ее влияние на качество передачи

Качество передачи связано с ошибками изготовления зубчатых колес и деталей, определяющих их взаимное расположение в передаче (корпусов, подшипников и валов). Деформация деталей под нагрузкой также влияет на качество передачи.

Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются: ошибки шага и формы профиля зубьев, ошибки в направлении зубьев относительно образующей делительного цилиндра.

Ошибки шага и профиля нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи. В передаче сохраняется постоянным только среднее значение передаточного отношения i. Мгновенные значения i ; в процессе вращения периодически изменяются. Колебания передаточного отношения особенно нежелательны в кинематических цепях, выполняющих следящие, делительные и измерительные функ­ции (станки, приборы и др.).

В силовых быстроходных передачах с ошибками шага и профиля связаны дополнительные динамические нагрузки, удары и шум в за­цеплении.

Ошибки в направлении зубьев в сочетании с перекосом валов вызыва­ют неравномерное распределение нагрузки по длине зуба.

Точность изготовления зубчатых передач регламентируется ГОСТами, которые предусматривают двенадцать степеней точ­ности. Каждая степень точности характеризуется тремя показате­лями :

1. Норма кинематической точности регламен­тирует наибольшую погрешность передаточного отношения или пол­ную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом).

2.Норма плавности работы регламентирует много­
кратно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения
или угла поворота в пределах одного оборота.

3.Норма контакта зубьев регламентирует ошибки
изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры

пятна контакта в зацеплении (на распределение нагрузки по длине зубьев) *.

 Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. Наибольшее распространение имеют 6, 7 и 8-я степени точности, (табл. 10.3)..ГОСТ допускает комбинацию степеней точности по отдельным нормам. Например, для тихоходных высоконагруженных передач можно принять повышенную норму контакта зубьев по сравнению с другими нормами, а для быстроходных малонагруженных — повы­шенную норму плавности и т. п.

Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть гарантированный боковой зазор. Величина зазора регламентируется видом сопряжения зубчатых колес. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения:  Н— нулевой зазор; Е — малый зазор; С и D — уменьшенный зазор; В — нормальный зазор; A — увеличенный зазор.

При сопряжениях H, Е и С требуется повышенная точность изго­товления. Их применяют для реверсируемых передач при высоких требованиях к кинематической точности, а также при наличии кру­тильных колебаний валов.

Стандарт устанавливает также допуски на межосевые расстояния, на перекос валов и некоторые другие параметры.

СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Прямозубая цилиндрическая передача (рис. 10.13). На рис. 10.13

F_n — нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеп­лении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу F_n перенося полюс и раскладывают на окружную F_t и радиальную F_t, ,

Такое разложение удобно при расчете валов и опор. По заданным T и d определяют: F_t=2T₁/d₁ и через нее выражают все другие составляющие:

F_r=F_ttg

F_n=F_t/cos

Косозубая и шевронная цилиндрические передачи (рис).

Здесь силу F_n  раскладывают на три составляющие:

окружную силу F_t =2T₁/d₁  ;      

осевую силу F_a= F_ttg

радиальную силу  F_r=F tg= F_t

В свою очередь сила F_n=F`_t/cos= 

Наличие в зацеплении осевых сил, которыми дополнительно нагру­жаются опоры валов, является недостатком косозубых колес. Этот недостаток устраняется в шевронной передаче , которая подобна сдвоенной косозубой передаче с противополож­ным направлением зубьев. Осевые силы здесь уравновешиваются на самом зубчатом колесе.

Вывод: изучив данную тему, студенты ознакомились с основными характеристиками зубчатых передач, их областью применения и основными параметрами.

Контрольные вопросы:

1. На ч ем основан принцип действия зубчатой пфедачи?

2. По расположению осей     валов различают    какие виды зубчатых передач?

3. По расположению зубьевна колесах различают...?

4. Основные преимущества зубчатых передач?

5. Основныеошибки изготовлениязубчатых колес?

6. Какими тремя показателями характеризуется   степеньточносш?