Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 [ 18 ] 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54

для цилиндрическх колес и конических колес с круговым зубом

для конических колес с прямым и тангенциальным зубом

толщина зуба по средней линии

с* = 0,25; с* = 0,2;

S =

В цилиндрических передачах внешнего зацепления при окружной скорости, превышающей указанную в приложении (табл. 10), целесообразно применение модифицированного исходного контура со срезом (рис. 3.7, б). Это способствует увеличению нагрузочной способности передач, уменьшению динамических нагрузок, шума, а также вероятности заедания зубьев. Коэффициент высоты модификации головки hi < 0,45. Коэффициент глубины модификации Л* приведен в приложении (табл. 11).

Цилиндрические колеса выполняются без среза профиля при угле наклона зубьев, превышающих 17°45, а также в случае, если срез профиля приводит к уменьшению коэффициента торцового перекрытия: у прямозубых передач еа< 1,089, у Koco3yfeix еа<1. Модули зубчатых колес регламентированы стандартом (приложение, табл. 9).

У цилиндрических косозубых колес обычно стандартным принимается нормальный модуль, что позволяет нарезать одной фрезой зубчатые колеса с различными углами наклона зубьев.

3.4.2. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ И РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Исходными параметрами для выполнения прочностных расчетов зубчатых передач являются: угол зацепления, число зубьев шестерни и колеса, коэффициенты смещения исходного контура, угол наклона зуба, коэффициенты торцового и осевого перекрытия.

Ниже приведены рекомендации для выбора указанных параметров.

Минимальное число зубьев шестерни обычно ограничивается условием неподрезания.

Для прямозубых некорригированных шестерен стандартного профиля Zmin = 17. У корригированных прямозубых шестерен

Zmin зависит от коэффициента смещения исходного контура, у косозубых - также и от угла наклона зуба. Следует иметь в виду, что с увеличением Zi при одном и том же диаметре шестерни уменьшаются модуль зацепления и объем снимаемой стружки при зубонарезании, увеличивается коэффициент торцового перекрытия, улучшается плавность работы. Но при этом снижаются изгибная выносливость и статиче-

ская прочность зуба, что особенно важно для твердых колес.

Минимальные числа зубьев шестерни для некоторых случаев приведены в табл. 3.3. При отсутствии специальных требований, предъявляемых к передаче, рекомендуется > Zmm + 2 соответственно z= zu.

Таблица 3.3, Минимальное число зубьев шестерен при нарезании реечным инетрумеитом

при Xs=0

при л-=0,3

До 12

До 12

Свыше 12 до 17

Свыше 12 до 20

» 17 до 21

» 20 до 25

» 21 до 24

» 25 до 30

» 24 до 28

» 30 до 34

» 28 до 31

» 34

» 31 до 34

» 34

Для ограничения номенклатуры корпусных деталей редукторов суммарное число зубьев следует выбрать таким, чтобы межосевое расстояние редуктора aw соответствовало стандартному ряду линейных размеров либо стандартному межосевому расстоянию.

При суммарном смещении О меж-

осевое расстояние передач: прямозубых

косозубых

Ota

2cosp-

(3.1)

(3.2Т

Допускаемое отклонение действительного передаточного числа редуктора от заданного по кинематическому расчету привода для различных типов редукторов приведено в разд. 1.5., гл. 1.

Смещение исходного контура является одним из способов повышения качественных показателей передач. Смещение прямозубых цилиндрических колес производится для предупреждения подрезания зубьев, увеличения их несущей способности, а также для возможности вписать передачу в заданное межосевое расстояние. Если смещение Xi-\- x=Q, вписывание косозубых колес в заданное межосевое расстояние осуществляется изменением угла наклона зуба, который определяется по зависимости

Р = arccos

2а •

(3.2-)

При выборе коэффициентов смещения и для полного учета качественных показа-



Таблица 3.4. Рекомендуемые коэффициенты смещения

у зубчатых колес силовых цилиндрических передач (ГОСТ 16532-70, приложение 2)

Коэффициент смещения

Примечание

-0,3

Межосевое расстояние Сда задано равным 0,5(21 +

14<:2i<20; «S>3,5

-0,3

Межосевое расстояние Сда не задано

Межосевое расстояние задано равным (21 + Zg) т

2 cos Р нли не задано

2i>30

2i > 20, если модификация головки обязательна; ее параметры, определяемые по ГОСТ 13 755-81, должны быть оптимальными

10 <: 2i < 30. В пределах 10 < 2, < 16 нижнее предельное значение 2i определяется по рис. 3.8 (при 8„> 1,2)

табл. 3.3

Zl > тт + 2> НО менее 10 и «:>3,5; 2„,„ определяется по табл. 3.3.

Рекомендация не распространяется на передачи, у которых при твердости поверхностей зубьев колеса до 320 НВ, твердость поверхностей зубьев шестерни превосходит ее более чем на 70 НВ

Примечание. Рекомендация не распространяется на зубчатые передачи, к которым предъявляются особые требования (передачи машин и механизмов массового или крупносерийного производства, специальные передачи, несущая способность которых в заданных габаритах должна быть максимально возможной и т д.).

телей передачи целесообразно пользоваться блокирующими контфами [12, 19, 23]. При больших числах зубьев и z смещение малоэффективно.

Коэффициенты смещения можно выбирать по рекомендациям приложения 2 к ТОСТ 16532-70, приведенным в табл. 3.4 и на рис. 3.8.

Рекомендации не распространяются на зуб-

Таблица 3.5. Определение основных размеров передач с прямозубыми и косозубыми цилиндрическими колесами при х-= Xi-\- х = 0

Параметр

Расчетная формула

Прямозубые колеса

Косозубые и шевронные колеса

Угол наклона

р = о

Р=8... 20°

зуба на диа-

для косозубых

метре d

Р = 25 ... 35°

для шевронных

Угол профиля

рейки в тор-

= tg а cos"*P

цовом сечении

Угол зацепле-

Щв = в

Кщ, = а

ния в нормаль-

ном сеченни

Угол зацепления в торцо-

Кг. OS

cos р

вом сечении

Межосевое

аш = 0,5m X

Qw = 0,5m X

расстояние

X (Zl -f 22)

X (Zl + 22) X

X cos-ip

Делительный

и начальный

диаметры:

шестерни

dl = dt„i =

dx = di =

= m2i cos"*P

колеса

dg = da,2 =

dz ~ d2 =

= mzg

= m22 cos~ip

Диаметр вер-

шин зубьев:

dai = dl -f 2 X

шестерни

dai = dl -f 2 X

X (ft* + Xl) m

X (ft* -V x) m

колеса

а2 = Й2+2Х

da2 = dz + 2x

Диаметр впа-

X(A+*a)"

X(h- + xz)m

дин:

Шестерни

d/i=di-2x

dfi = dl - 2X

X (A + c* -

X (ft*+c*-

- xm

- xi)m

колеса

df2 = d2-2x

df2 = d - 2x

X(ft.+c*-

X(ft*+c* -

- x;)m

- *2)m

Примечание. В обоснованных случаях допускается изменение диаметров d, dg. Размеры ddj являются справочными.

чатые передачи, к которым предъявляются особые требования (особо тяжелонагруженные передачи при минимальных их габаритах; особо точные малонагруженные и т. п.).

Угол наклона зуба р выбирается с учетом следующих соображений: косозубые передачи отличаются от прямозубых плавностью и бесшумностью работы, большей нагрузочной способностью. Вместе с тем наличие осевой силы, которая возрастает с увеличением р, услож-



it 13 12

бос 2> 1,2

ccl <12

16 17 18 Iff 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30

2j usoaee

Рис 3 8 График выбора числа зубьев по условию

Таблица 3.6. Определение основных размеров передачи с прямозубыми цилиндрическими колесами при заданном х = х-\-хф<А

Параметр

Угол зацепления

Делительное межосевое расстояние

Межосевое расстояние

Делительный диаметр: шестерни колеса

Передаточное число

Начальный диаметр: шестерни

колеса

Коэффициент воспринимаемого смещения

Коэффициент уравнительного смещения Диаметр вершин зубьев шестерни

колеса

Диаметр впадин: шестерни

колеса

Обозначение

Расчетная формула

dai dfl

inv Кц, =

tg a

-f mva a =-2-

fa + Z2)

Ow - 2

cos a cos aw

dl = mzi

dwi

2awu " «-f 1 ow-a

hy = x - y

dai = di + 2(A-f -f*i -Ai/)m

da2 = d2 + 2 (Л* -f -f дг2--Дг/)т

d„ =di-2(A-f

-f c* - Jti) m d2 = d2-2(A--f

-f C*-JC2)/B

няет конструкцию опор. В связи с этим значение р ограничивается: для косозубых коле». Р = 8...20°, в отдельных случаях - до 25°; длг сдвоенных косозубых и шевронных -р = 30.. 40°, допускается до 45°.

Угол наклона р < 8° не целесообразно на значать, так как в этом случае yтpaчивaютc достоинства косозубых передач. Формулы дл/ определения основных размеров цилиндриче ских передач даны в табл. 3.5, 3.6.

Коэффициенты торцового и осевого Ь перекрытий определяют по зависимостям, при веденным в табл. 3.7.

Таблица 3.7. Определение коэффициентов перекрытн! цилиндрических передач

Примечание, В обоснованных случаях довувва-ется изменение дввмеч)ов dai. dcj. Размеры dj, и dj являются справочными.

Параметр

Основной диаметр

шестерни

колеса Угол профиля окружности вершин:

шестерни

колеса

Шаг зацепления Осевой шаг

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент осевого перекрытия

Коэффициент перекрытия

Обозначение

Расчетная формула

db-i.

0.ai

Pec Px

bi = dl cos af dba = dg cos at

dbi d*2

cosa.2 = d p = nm cos ip

- sm P 2jtgaoj +

+ 22tgga2- , • 2n

8v = «a+8p

Для некорригированных цилиндрических пе редач

>88-3.2(1 + ) уется: для прямо:

feb 1,2, для косозубых 8га >

COS р. (3.3)

Рекомендуется: для прямозубых передач е

3.4.3. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ И РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ КОНИЧЕСКИХ КОЛЕС

По ГОСТ 19326-73 зубья конических колес выполняются трех форм (рнс. 3.9).

Форма I - пропорционально понижающиеся зубья, у которых вершины конусов дели-



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 [ 18 ] 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54