Предисловие (стр. 7 )

Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару, так как зубья теоретически соприкасаются между собой по линиям или точ­кам, причем меньшее зубчатое колесо пары называется шестерней, а большее — колесом. Сектор цилиндрического зубчатого колеса бес­конечно большого диаметра называется зубчатой рейкой.

Зубчатые передачи можно классифицировать по многим признакам, а именно: по расположению осей валов (с параллельными, пересекающи­мися, скрещивающимися осями и соосные); по условиям работы (закры­тые — работающие в масляной ванне и открытые — работающие всухую или смазываемые периодически); по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые); по взаимному расположению колес (с внешним и внутренним зацеплением); по изменению частоты вращения валов (по­нижающие, повышающие); по форме поверхности, на которой нарезаны зубья (цилиндрические, конические); по окружной скорости колес (тихо­ходные при скорости до 3 м/с); среднескоростные при скорости до 15 м/с, быстроходные при скорости выше 15 м/с); по расположению зубьев отно­сительно образующей колеса (прямозубые, косозубые, шевронные, с кри­волинейными зубьями); по форме профиля зуба (эвольвентные, круговые, циклоидальные). Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает рядом существенных технологических и эксплуатационных преиму­ществ. Круговой профиль зуба предложен в 1954 г. . По сравнению с эвольвентным он позволяет повысить нагрузку передач.

Кроме перечисленных существуют передачи с гибкими зубчатыми колесами, называемые волновыми.

Основные виды зубчатых передач (рис. З.2.) с параллельными осями: а — цилиндрическая прямозубая, б — цилиндрическая косозубая, в — шевронная, г — с внутренним зацеплением; с пересекающимися осями', д — коническая прямозубая, е — коническая с тангенциальными зубьями, ж — коническая с криволинейными зубьями; со скрещивающимися осями: з — гипоидная, и — винтовая; к — зубчато-реечная прямозубая.

Зубчатая передача, оси которой расположены под углом 90°, называ­ется ортогональной.

Достоинство зубчатых передач заключается, прежде всего, в том, что при одинаковых характеристиках они значительно более ком­пактны по сравнению с другими видами передач. Кроме того, зубчатые передачи имеют более высокий КПД (до 0,99 в одной ступени), сохраня­ют постоянство передаточного числа, создают относительно небольшую нагрузку на опоры валов, имеют большую долговечность и надежность рабо­ты в широких диапазонах мощностей (до десятков тысяч киловатт), окруж­ных скоростей (до 150 м/с) и передаточных чисел (до нескольких сотен).

Недостатки зубчатых передач: сложность изготовления точных передач, возможность возникновения шума и вибраций при недостаточ­ной точности изготовления и сборки, невозможность бесступенчатого регулирования частоты вращения ведомого вала.

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными типами механических передач и находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т. д.; в приборостроении, часовой промыш­ленности и др.

Свойства эвольвентного зацепления. Эвольвентой или разверткой окружности называют плоскую кривую, которая описывается любой точкой прямой NN, перекатываемой без скольжения по неподвиж­ной окружности (рис. 3.3). Линию NN называют производящей прямой, а окружность диаметра db, по которой эта прямая перекатывается, — ос­новной окружностью. Так как перекатывание производящей прямой по основной окружности происходит без скольжения, то в каждый данный момент точка их касания является мгновенным центром скоростей и цен­тром кривизны эвольвенты, следовательно, производящая прямая в каждом своем положении будет нор­малью к эвольвенте, иначе говоря, нормаль эвольвенты всегда явля­ется касательной к основной ок­ружности.

Из способа образования эволь­венты следует, что эта кривая не может существовать внутри ос­новной окружности. Если перекаты­вать производящую прямую в про­тивоположном направлении, то по­лучим другую ветвь эвольвенты — левую (эвольвенты, изображенные на рис. 3.3. жирной линией, пра­вые). Каждый зуб колеса с эвольвентным зацеплением очерчивает­ся участками правой и левой эвольвент (рис. 3.3); форма зубьев внутри основной окружности опреде­ляется профилем зуборезного инструмента. Две одноименные (правые или левые) эвольвенты эквидистантные (равноудаленные) кривые, т. е. имеющие между собой одинаковое расстояние по любой общей нор­мали, равное длине дуги основной окружности между началом эвольвент. Очевидно, что с увеличением диаметра db основной окружности ра­диусы кривизны эвольвенты будут увеличиваться, а в пределе при db→ эвольвента обращается в прямую, следовательно, у рейки

Рис. 3.4

с эвольвентным зацеплением профиль зубьев должен быть прямолиней­ным. Именно поэтому в основу проектирования цилиндрических и кони­ческих зубчатых

колес эвольвентного зацепления положены стандарт­ные исходные контуры, представляющие собой контур рейки с зубьями прямолинейного профиля (см. рис. 3.11).

Рассмотрим (рис. 3.4) схему эвольвентного зацепления пары зубьев колёс, вращающихся вокруг осей О1 и О2 с угловой скоростью и

Положение полюса зацепления П определяется согласно основной теоре­ме зацепления, а общая нормаль NN к профилям зубьев в точке контакта — касательная к основным окружностям 1 и 2, диаметры которых в соответ­ствии со стандартом обозначены db1 и db2. Так как основные окружности имеют постоянный диаметр, то общая нормаль NN и полюс П будут за­нимать постоянное положение, следовательно, точка контакта зубьев перемещается по общей нормали, называемой поэтому линией зацепле­ния. Прямая линия зацепления присуща только эвольвентному зацеплению.

Угол α между линией зацепления NN и общей касательной ТТ к на­чальным окружностям называется углом зацепления; его стандартное зна­чение для эвольвентного зацепления α = 20°.

Если для той же пары колес немного изменить межосевое расстояние aw, то изменится угол зацепления а, но диаметры основных окружностей останутся неизменными.

Так как dbl = dcosα, db2 = d2cosα (рис. 3.4), то передаточное от­ношение

(3.1)

Tаким образом, передаточное отношение эвольвентного зацепления зависит только от диаметров основных окружностей, следовательно, из­менение межосевого расстояния не влияет на кинематическую точ­ность эвольвентного зацепления, что является весьма существенным его достоинством.

При изменении межосевого расстояния aw окружности диаметров d1 и d2, перестанут касаться друг друга в полюсе П, т. е. появятся новые на­чальные окружности, которые будут проходить через полюс П и в про­цессе зацепления перекатываться друг по другу без скольжения; поэтому окружности диаметров d1 и d2, не зависящие от межосевого расстояния, будем впредь называть делительными. Если межосевое расстояние пере­дачи точно равно полусумме диаметров делительных окружностей, то начальные и делительные окружности совпадают. Таким образом, на­чальная окружность — понятие кинематическое и для отдельно взятого зубчатого колеса не существует. Основные параметры зубчатого колеса определяются по делительной окружности.

Зуб колеса расположен между окружностью вершин зубьев и ок­ружностью впадин. Участок В1В2 линии зацепления NN (рис.3.4), заклю­ченный между окружностями вершин зубьев, называется активной лини­ей зацепления. Часть профиля зуба, по которой происходит взаимодейст­вие с зубом парного колеса, называется активным профилем зуба (на рис. 3.4 активные профили заштрихованы).

Угол поворота колеса передачи от положения входа зуба в зацепле­ние до положения выхода из него называется углом перекрытия и обо­
значается (у косозубой передачи угол перекрытия состоит из угла
торцового перекрытия (см. рис.3.4)
и угла осевого перекрытия ). Цен­
тральный угол φd (см. рис.3.4), равный 2/z или 360°/z (где z — число зубьев колеса), называется Рис.3.5

угловым шагом. Отношение угла пере­крытия колеса к его угловому шагу называется коэффициентом перекрытия передачи и обозначается е, тогда

(3.2)

Для обеспечения непрерывности зацепления необходимо выполнить условие

(3.3)

иначе пара зубьев выйдет го зацепления раньше, чем войдет в зацепление следующая пара. Таким образом, если < 2, период зацепления одной пары зубьев состоит из периода однопарного и периода дву-парного зацепления. Чем больше коэффициент перекрытия, тем меньше период однопарного зацепления.

На рис. 3.5 изображено зацепление зубчатого колеса с рейкой, в ко­тором начальная окружность (Н. О.) колеса перекатывается без скольжения по начальной прямой (Н. П.) рейки. Угол профиля зуба рейки и угол зацепления, обозначенные a, равны между собой.

3.3. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ.

3.3.1. Материалы, конструкция цилиндрических колес и методы образования зубьев

Материалы для изготовления зубчатых колес в машиностроении — стали, чугуны и пластмассы; в приборостроении зубчатые колеса изго­товляют также из латуни, алюминиевых сплавов и др. Выбор материала определяется назначением передачи, условиями ее работы, габаритами колес и даже типом производства (единичное, серийное или массовое) и технологическими соображениями.

Общая современная тенденция в машиностроении — стремление к снижению материалоемкости конструкций, увеличению мощности, быст­роходности и долговечности машины. Эти требования приводят к необ­ходимости уменьшения массы, габаритов и повышения нагрузочной спо­собности силовых зубчатых передач. Поэтому основные мате­риалы для изготовления зубчатых колес — термообработанные угле­родистые и легированные стали, обеспечивающие высокую объемную прочность зубьев, а также высокую твердость и износостойкость их ак­тивных поверхностей.

В зависимости от твердости активных поверхностей зубьев стальные колеса делятся на две группы, а именно: колеса с твердостью Н 350НВ, зубья которых хорошо прирабатываются; колеса с твердостью Н > 350 НВ, зубья которых прирабатываются плохо, а при твердости активных по­верхностей обоих колес Н350HRCэ считаются неприрабатывающимися.

Кроме способности к приработке эти группы различны по техноло­гии механической обработки, а также по нагрузочной способности.

Колеса первой группы, изготовляемые из средне - и высокоуглероди­стых сталей, подвергают нормализации или улучшению; чистовое наре­зание зубьев производят после термообработки и применения отделочных операций не требуется. Эти технологические преимущества колес первой группы обеспечивают их широкое применение при единичном или мел­косерийном производстве мало - и средненагруженных передач, а также передач с крупногабаритными колесами.

Колеса второй группы изготовляют из легированных сталей, подвер­гаемых различным видам термической и химико-термической обработки (цементация, объемная или поверхностная закалка, азотирование, циани­рование, нитроцементация) и применяют для быстроходных и высокона-груженных передач.

Зубья колес второй группы нарезают до термической обработки, при которой происходит коробление зубьев и снижение точности зубчатого венца. Для исправления формы зубьев требуются дорогостоящие отде­лочные операции (шлифовка, обкатка, притирка зубьев и др.), поэтому колеса с зубьями высокой твердости применяют в изделиях крупносерий­ного и массового производства. При прочих равных условиях масса колес второй группы в 3—4 раза меньше, чем первой.

Для изготовления тихоходных, преимущественно открытых передач, ра­ботающих с окружной скоростью до 3 м/с, применяют серые, модифициро­ванные и высокопрочные чугуны, обладающие хорошими литейными свойст­вами, низкой стоимостью при минимальных отходах материала в стружку.

Нагрузочная способность зубчатых колес из неметаллических мате­риалов значительно ниже, чем стальных, поэтому их используют в слабо-нагруженных передачах, к габаритам которых не предъявляется жестких условий, но требуется снижение шума и вибраций, самосмазываемость или химическая стойкость. Зубчатые колеса из неметаллических материа­лов чаще всего используют в паре с металлическими. Для изготовления неметаллических колес применяют текстолит, древеснослоистые пласти­ки, капрон, нейлон и др.

При выборе материалов и назначении их термообработки необходи­мо учитывать, что зуб шестерни в и (передаточное число) раз чаще вхо­дит в зацепление, чем зуб колеса. Поэтому для стальных колес первой группы в целях выравнивания долговечности и улучшения прирабатываемости следует твердость активных поверхностей зубьев шестерни де­лать большей, чем у колеса, причем рекомендуется иметь

Н1ср - Н2ср 20.

Для изготовления шестерни и колеса первой группы целесообразно использовать сталь одной марки, а разность твердости обеспечивать за счет термообработки.

Для колес с неприрабатывающимися зубьями обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

Конструкция цилиндрических колес зависит от их материала, размеров и способа изготовления.

Стальные зубчатые колеса диаметром до 150 мм (рис.3.6) изго­товляют из прутка или поковки и выполняют в виде сплошных дисков с двусторонней (а), односторонней (б) ступицей либо без нее (в). Стальные колеса диаметром до 500 мм чаще всего изготовляют коваными или штампованными; они имеют обод и ступицу, соединенные диском с от­верстиями (рис.3.6,г). Шестерни, диаметр которых меньше удвоенного диаметра вала, изготовляют как одно целое с валом и называют в а л – ш е с т е р н я (рис.3.6,д). В коробках скоростей применяют несколько шестерен, изготовленных из одного куска металла; такие зубчатые колеса называют блоками шестерен. Колеса диаметром более 500 мм обычно изготовляют отливкой; обод и ступицы соединяются спицами крестообразного (рис.3.6,а), овального, таврового и других сечений. В единичном производстве колеса большого диаметра делают сварной кон­струкции (рис.3.6, б). В целях экономии высококачественной стали, ко­леса больших диаметров нередко делают бандажированными (рис.3.6, в), когда стальной обод насаживается на чугунный центр; применяют также конструкции, в которых обод и центр соединяют крепежными болтами.