- •5.1 Классификация зубчатых механизмов
- •5.2 Понятие о центроидных механизмах
- •5.3 Основной закон зацепления
- •5.4 Эвольвента окружности, построение и свойства
- •5.5 Уравнение эвольвенты в полярных координатах
- •5.6 Эвольвентное зацепление
- •5.7 Изготовление зубчатых колес
- •5.8 Исходный контур
- •5.9 Элементы нулевого зубчатого колеса
- •5.10 Нарезание зубчатых колес со смещением
- •5.11 Влияние смещения на профиль зуба
- •5.12 Подрезание, интерференция, заостроение
- •5.13 Построение картины зацепления
- •5.14 Коэффициент перекрытия
- •5.15 Толщина зуба на окружности произвольного радиуса
- •5.16 Геометрический расчет зубчатой передачи
- •5.17 Блокирующие контуры
- •5.18 Косозубые колеса
- •5.19 Другие виды зацепления
- •5.20 Пространственные зубчатые передачи
- •5.21 Передаточное отношение и передаточное число
- •5.22 Расчет рядовой коробки передач
- •5.23 Планетарные зубчатые механизмы
- •5.24 Аналитический метод определения передаточного отношения и угловых скоростей планетарных механизмов
- •5.26 Замкнутые дифференциальные механизмы
- •5.27 Дифференциальные коробки передач
- •5.28 Графический метод анализа планетарных механизмов
- •5.29 Условия соосности, соседства, сборки планетарных механизмов
- •5.30 Пример синтеза планетарного механизма
- •5.31 Волновая передача
5.15 Толщина зуба на окружности произвольного радиуса
Определим толщину зуба sy на окружности диаметра dy. Из построений на рис. 5.16 следует:
Sy = ψy dy (5.5)
Ψy = ψ + θ - θy где θ = inv 20˚, θy = inv αy
Для определения αy рассмотрим треугольник ОВY
αy = arccos (db / dy)
Угол ψ находится из соотношения ψ = s/d, где s – толщина зуба на делительной окружности. Используя формулу (5.5), получим
Ψ = π/ 2z + 2 x tg 20˚/ z
Тогда
Ψy = π/ 2z + 2x tg20˚ + inv20˚ - inv αy
Толщина зуба и ширина впадины определяются из следующих выражений
sy = dy (π /2z + 2x tg20˚ + inv20˚ - invαy)
еy = dy(π / 2z – 2x tg20˚ - inv20˚ + inv αy)
5.16 Геометрический расчет зубчатой передачи
При построении картины зацепления межосевое расстояние О1О2 определяется по формуле (5.2). Диаметры начальных окружностей можно найти, рассмотрев треугольники О1АР и О2ВР:
dW1 = mz1 (cos20˚ / cos αW) (5.6)
dW2 = mz2 (cos 20˚ / cos αW)
В таком случае начальное межосевое расстояние рассчитывается по формуле
aW = 0.5 m (z1 + z2) (cos20˚ / cos αW) (5.7)
Как уже указывалось, при работе зубчатой передачи начальные окружности перекатываются друг по другу без скольжения. В случае беззазорного зацепления толщина зуба на начальной окружности одного колеса равна ширине впадины на начальной окружности другого колеса
sW1 = eW2
Выполнив подстановку соответствующих выражений для толщины зуба и ширины впадины и произведя соответствующие преобразования, получим:
inv αW = 2 tg20˚ (x1 + x2) / (z1 + z2) + inv20˚ (5.8)
Полученное выражение называется уравнением зацепления, оно позволяет определить угол зацепления, исходя из заданных чисел зубьев и коэффициентов смещений.
Формулы (5.6). (5.7), (5.8) образуют основу для геометрического расчета зубчатой передачи. В зависимости от сочетания коэффициентов смещений различают четыре варианта передач, представленных в таблице
1 |
x1 = x2 = 0 |
∑x = 0 |
αW = 20˚ |
dW = d |
aW = a |
нулевая передача |
2 |
x1 = - x2 |
∑x = 0 |
αW = 20˚ |
dW = d |
aW = a |
равносмещенная передача |
3 |
x1 ≠ 0, x2 ≠ 0 |
∑x > 0 |
αW > 20˚ |
dW > d |
aW > a |
положительная передача |
4 |
x1 ≠ 0, x2 ≠ 0 |
∑x < 0 |
αW < 20˚ |
dW < d |
aW < a |
отрицательная передача |
Иногда формулу (5.6) представляют в виде:
аW = a + y m
Где y - коэффициент воспринимаемого смещения:
y = 0.5 (z1 + x2) (cos 20˚ - cos αW) / cos αW
ошибка! Надо z1+z2!
Кроме того, вводится обозначение
∆ y = ∑ x - y
где ∆y - коэффициент уравнительного смещения.
Согласно ГОСТ 16132- 72 расчет геометрических параметров зубчатой перeдачи следует вести с использованием этих коэффициентов.
5.17 Блокирующие контуры
Как уже было показано, коэффициенты смещения существенно влияют на качественные показатели зубчатой передачи и ее геометрию. Использование колес со смещением позволяет вписаться в заданное межосевое расстояние. При увеличении x растет контактная и изгибная прочность. Смещение влияет на скорость скольжения профилей, а значит на их износ. Помимо благоприятного влияния увеличение смещения ведет к заострению, интерференции, к снижению коэффициента перекрытия. Невозможно назначить смещение, оптимальное со всех точек зрения. Для каждой отдельной передачи следует рассмотреть всю совокупность эффектов, вызываемых смещением, что представляет весьма трудоемкую задачу.
С целью облегчения практического использования колес со смещением разработан метод блокирующих контуров. Результаты расчетов представлены в виде диаграмм, так называемых блокирующих контуров. Они позволяют обоснованно назначать коэффициенты смещения, не прибегая к трудоемким расчетам.
Блокирующий контур строится для каждой пары чисел зубьев z1 и z2. На координатных осях откладываются значения x1 и x2 так, что точка А с оответствует передаче, составленной из колес с положительным смещением, точка В – с отрицательным смещением, точка 0 - для нулевых колес (рис. 5.17). Таким образом, каждой точке координатного поля соответствует вариант передачи. Однако не все точки этого поля можно использовать. Некоторые неприемлемы по условию существования передачи: интерференции, подрезания, заострения, малого коэффициента перекрытия. Предельно допустимому значению каждого этого параметра соответствуют безусловные границы, эти границы в виде линий в совокупности образуют блокирующий контур. Для каждой пары чисел зубьев формы контура будут разными. Внутри контура могут быть нанесены условные границы, например, εα = 1.2, sa = 0.25 m, x = xmin и т. д. Блокирующие контуры для различных сочетаний чисел зубьев колес содержаться в соответствующих справочниках.