Главная Промышленность 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
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
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
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 |