Единое окно доступа к образовательным ресурсам

ТММ. Проектирование и анализ зубчатых механизмов: Методические указания к курсовому проектированию

Голосов: 1

Даны справочный материал и необходимые пояснения для выполнения курсового проекта. Предназначены для студентов, обучающихся по специальностям 240801, 260601, 190601, 110301, 151001, 110304, 150400 дневного и заочного отделений.

Приведенный ниже текст получен путем автоматического извлечения из оригинального PDF-документа и предназначен для предварительного просмотра.
Изображения (картинки, формулы, графики) отсутствуют.
              ТММ
 П РО ЕК ТИР О ВАНИ Е И
  АНА ЛИЗ ЗУ БЧА ТЫХ
     М ЕХ АНИЗМО В




                Издательство ТГТУ

                     Учебное издание

ТММ. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И АНАЛИЗ
   ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ

                 Методические указания

                   Составители:
             ГАЛКИН Павел Александрович,
           НИКИТИНА Людмила Христофоровна

               Редактор О.М. Гурьянова
Инженер по компьютерному макетированию Н.И. Колмакова

                         15.09.2008.
           60 Ч 84 / 16. 1,86 . . . 250 . № 387.

                            -
            392000, Тамбов, Советская, 106, к. 14


                                                        УДК 621.86.01
                                                         ББК 34.42
                                                           Г161

                              Рекомендовано Редакционно-издательским советом университета


                                                         Р еце нз е нт :
                               Заведующий кафедрой "Прикладная механика и сопротивление
                                  материалов", доктор технических наук, профессор ТГТУ
                                                         В.Ф. Першин


                                                        Со с та в и те л и:
                                                         П.А. Галкин,
                                                        Л.Х. Никитина




Г161       ТММ. Проектирование и анализ зубчатых механизмов : метод. указ. / сост. : П.А. Галкин, Л.Х. Никитина. – Тамбов
       : Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2008. – 32 с. – 250 экз.



     Даны справочный материал и необходимые пояснения для выполнения курсового проекта.
     Предназначены для студентов, обучающихся по специальностям 240801, 260601, 190601, 110301, 151001, 110304, 150400 дневного и
заочного отделений.


                                                  УДК 621.86.01
                    © ГОУ ВПО "Тамбовский государственный технический университет" (ТГТУ), 2008
                             Министерство образования и науки Российской Федерации
                          ГОУ ВПО "Тамбовский государственный технический университет"


          ТММ. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И АНАЛИЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ
                                    Методические указания к курсовому проектированию
                                      для студентов, обучающихся по специальностям
                                   240801, 260601, 190601, 110301, 151001, 110304, 150400
                                               дневного и заочного отделений




                                                           Тамбов
                                                      Издательство ТГТУ
                                                             2008


                                                   ВВЕДЕНИЕ

    В данных методических указаниях излагаются методы проектирования цилиндрических эвольвентных зубчатых меха-
низмов с внешним зацеплением и планетарных механизмов при выполнении курсового проекта по курсу ТММ, раздел "Син-
тез зубчатых механизмов".
    Зубчатые механизмы являются составной частью привода большинства современных машин и приборов. Широкое рас-
пространение этих механизмов объясняется повышением быстроходности силовых приводов, надёжностью их в работе и
высокой несущей способностью.
    По кинематическому признаку зубчатые механизмы делятся на простые с неподвижными осями колес и планетарные, у
которых оси некоторых колес являются подвижными.
    Высшая кинематическая пара в зубчатом механизме называется зубчатым зацеплением.
    В задании на курсовой проект по теории механизмов зубчатый механизм рассматривается как часть общей кинематиче-
ской схемы проектируемой машины. Он используется либо в качестве основного механизма привода для исполнительных
звеньев, либо как часть привода.


                             РАСЧЁТ ГЕОМЕТРИИ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА С ВЫБОРОМ
                                       КОЭФФИЦИЕНТА СМЕЩЕНИЯ

    Основными параметрами колеса (рис. 1) являются: модуль (m), шаг (р), радиусы окружностей выступов ( ra ), впадин
( r f ), основной ( rb ), делительной окружностей (r), высота головки ( ha ) и ножки зуба ( h f ), толщина зуба по делительной
окружности (S) и ширина впадины (e). Эвольвентный профиль и окружность впадин сопрягаются переходной кривой.
     Шаг зубчатого колеса по делительной окружности (р) складывается из толщины зуба (S) и ширины впадины (е):
 p = S + e . Он должен быть кратным длине окружности, по которой откладывается.
     Значение модуля m определяется по ГОСТ 9563–60. Окружность, модуль по которой равен стандартному, называется
делительной.
     Высота головки зуба ha = ra − r .
    Высота ножки зуба h f = r − r f .
     Геометрия зубчатого колеса зависит от размеров и формы режущего инструмента. При стандартизации зубчатых колес
и зуборезного инструмента во всех странах берут за основу параметры зубчатой рейки с прямолинейным профилем. Реечный
контур, который положен в основу стандарта зубчатого колеса, представляющий собой чередующиеся симметричные зубья
и впадины трапециевидной формы, называют теоретическим исходным контуром рейки. Размеры теоретического исходного
контура установлены ГОСТ 13755–81 и представлены на рис. 2.




                                                           Рис. 1




                                                           Рис. 2

    Базовая линия теоретического исходного контура (ТИК), по которой толщина зуба равна ширине впадины, называется
делительной прямой рейки (ДПР), она же является средней прямой рейки, которая делит зуб рейки пополам по высоте
 ( hе ). Расстояние между одноимёнными профилями соседних зубьев по делительной или любой другой параллельной ей
прямой называют шагом " р " исходного контура p = πm где m – модуль, мм. В долях модуля задаются все линейные
                                                                                                       (       )
размеры контура: высота зубьев делительной головки ha = hа ∗ m ; высота делительной ножки h f = hа ∗ + c ∗ m , где hа ∗ –
                                        ∗
коэффициент высоты головки зуба; c – коэффициент радиального зазора.
    Любая прямая, параллельная ДПР, называется модульной прямой рейки (МПР). Модульная прямая, проходящая через
точку Κ и параллельная ДПР, называется граничной модульной прямой (ГМП).
    Расстояние между линией вершин исходного контура и линией, проходящей параллельно ДПР через граничную точку
Κ прямолинейного участка профиля зуба (рис. 2), называют граничной высотой зуба: hе = hе∗ m , где hе∗ – коэффициент гра-


ничной высоты. Угол α между боковой стороной и осью симметрии зуба называют углом профиля исходного контура. ГОСТ
13755–68 устанавливает следующие значения параметров исходного контура: ha = 1,0 ; c∗ = 0,25 ; hе∗ = 2,0 ; α = 20 , тогда
                                                                         ∗

                            (       )
высота зуба рейки равна: h = 2ha + c∗ m = 2,25m .
                                  ∗

    Радиус сопряжения прямолинейного профиля исходного контура с линией его впадин (т.е. радиус переходной кривой)
равен: ρ = ρ*m , где ρ* = 0,38 – коэффициент радиуса переходной кривой.
                            ∗
     В пределах высоты 2ha m профиль зубьев рейки прямолинейный. Эвольвентная часть зуба колеса формируется только
этим участком, а переходная кривая между эвольвентой и окружностью впадин создается скругленным участком зубьев рей-
ки. Рейка представляет собой частный случай зубчатого колеса, у которого число зубьев обращается в бесконечность, а все
окружности – в соответствующие прямые.
     Исходный производящий контур (ИПК) – сечение инструментальной рейки плоскостью, перпендикулярной направле-
нию зуба – заполняет впадины теоретического исходного контура, как отливка заполняет форму или как контршаблон за-
полняет впадины шаблона. В этом случае между прямой вершин теоретического исходного контура и прямой впадин исход-
ного производящего контура сохраняется радиальный зазор с = c ∗m . Следовательно, поверхность впадин инструмента не
участвует в процессе нарезания зубьев.
     Изготовление эвольвентных зубчатых колёс осуществляется в основном двумя методами: копирования и обкатки (оги-
бания).
     При реализации метода копирования профиль впадины нарезаемого колеса представляет собой копию профиля режу-
щей части инструмента. Метод копирования является малопроизводительным, неточным и требует большого комплекта ре-
жущего инструмента.
     Метод обкатки является универсальным, так как одним и тем же режущим инструментом нарезаются зубчатые колёса с
различным числом зубьев. Основным инструментом является долбяк (колесо с зубьями эвольвентного профиля) или рейка с
прямолинейными профилями зубьев (или червячная фреза). Преимуществами метода обкатки являются высокая производи-
тельность, большая точность и универсальность.
     При нарезании зубчатого колеса методом огибания заготовка на станке взаимодействует с инструментом, воспроизводя
зацепление двух зубчатых колес. Такое зацепление называют станочным. В станочном зацеплении зубчатое колесо и его
зубья получают свои окончательные геометрические формы и размеры в зависимости от формы и размеров инструмента, от
способа его установки по отношению к обрабатываемой им заготовке.
     Размеры инструмента, а также его положение относительно заготовки формируют и габариты нарезаемого зубчатого
колеса. Обкатку инструментом по заготовке можно производить по любой прямой, параллельной ДПР. Допустим, что ИПК
инструмента смещён таким образом, что ДПР отодвинута от центра или к центру заготовки на величину "b" Это смещение
на этапе проектирования зубчатого зацепления вводится в величину диаметра заготовки, вследствие чего при нарезании зуб-
чатого колеса станочнику приходится увеличивать или уменьшать расстояние между центром заготовки и режущим инстру-
ментом. Смещение исходного контура пропорционально модулю и равно b = xm , где x – коэффициент смещения исходного
контура инструмента, может быть положительным или отрицательным в зависимости от смещения инструмента.
     Смещение будет положительным, когда инструмент удаляется от центра заготовки, и отрицательным, когда инструмент
приближается к центру заготовки.
     В зависимости от того, по какой прямой исходного контура и инструмента производится процесс обкатки, получается
тот или иной вид зубчатых колёс:
     – нулевые колёса (с равноделенным шагом) получаются при обкатке заготовки по средней делительной прямой исход-
ного контура инструмента, т.е при x = 0 (рис. 3, а);
     – положительные колёса получаются при обкатке заготовки по прямой ИК, параллельной ДПР и отстоящей от неё на
величину "b" от центра нарезаемого колеса (рис. 3, б);
     – отрицательные колёса получаются при обкатке заготовки по прямой ИК инструмента, параллельной ДПР и отстоящей
от неё на величину "b" в направлении к центру нарезаемого колеса (3, в).
     Если обкатка осуществляется по ДПР, то толщина зуба (S) и ширина впадины (е) у нарезаемого зубчатого колеса по де-
лительной окружности будут равны: S = e = 0,5πm .
     При нарезании положительного колеса (рис. 3, б) толщина зуба по делительной окружности оказывается больше шири-
ны впадины, что соответствует увеличению ширины впадины производящего контура по модульной прямой рейки (МПР).
Толщина зуба по делительной окружности в этом случае примет значение:

                                                                        S = e = 0,5πm ± 2 xm tgα * .                  (*)


                )                   )                 )

                                                            Рис. 3
Коэффициент смещения х в этом случае считается положительным.
      При нарезании отрицательного колеса (рис. 3, в) коэффициент смещения считается отрицательной величиной. Толщина
зуба по делительной окружности этого колеса определяется также по формуле (*) и, так как x < 0 , оказывается меньше, чем
у нулевого колеса.
      На рис. 4 показано станочное зацепление при нарезании прямозубого нулевого колеса.
      Порядок построения станочного зацепления.
      1. Построить исходный производящий контур (ИПК).
      1.1. Провести ДПР.
                                                                                           ∗
      1.2. Провести тонкими линиями модульные прямые параллельно ДПР на расстоянии ha m сверху и снизу.
      1.3. Построить зубья рейки, для чего от точки Р влево и вправо отложить толщину зуба и ширину впадины, равные
 S = e = 0,5 p = 0,5πm , где р – шаг режущего инструмента; Р – полюс зацепления (точка касания ДПР с делительной окружно-
стью заготовки радиуса r1 = 0,5mz1 ); O1 – центр колеса (расстояние O1 P = r1 ).
     Зуб рейки состоит из прямолинейного участка и скругленных участков (у головки и ножки), образуемых сопряжением
наклонной прямой с горизонтальной прямой (МПР) радиусом ρ = 0,38 m . Центром закругления является точка "О".
     2. Построить эвольвенту колеса.
     2.1. Провести основную окружность радиуса rb = r1 cos α .
     2.2. Провести теоретическую линию зацепления АВ как касательную к основной окружности, проходящую через полюс Р.
Конец теоретической линии В уходит в бесконечность, так как радиус рейки равен бесконечности.
     2.3. На основной окружности колеса от точки А отложить дугу ∪ AP′ , равную длине отрезка АР.
     2.4. Делим прямую АР и дугу ∪ AP′ на четыре равные части. На прямой АР получаем точки Р, 1, 2, 3, 4, а на дуге ∪ AP′
– точки Р′, 1′, 2′, 3′, 4′. При этом длина ∪1′P′ = 1P ; ∪1′2′ = 12 ; ∪1′3′ = 13 и т.д.
     2.5. Такие же отрезки деления откладываются по другую сторону от точки А. На прямой получаем точки 5, 6, 7, 8 ..., на
дуге – точки 5′, 6′, 7′, 8′... .
     2.6. К радиусам О1 − 1′ , О1 − 2′ , О1 − 3′ и т.д. в сторону полюса провести перпендикуляры, на которых отложить отрезки
11′ − 1P , 22′ − 2P и т.д.
     2.7. Полученные точки 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7 соединить плавной кривой с помощью лекала. Получим эвольвенту зуба колеса,
которую ограничить по высоте в точке пересечения её с окружностью вершин зубьев колеса, радиус которой равен
ra = r + ha m .
          *


    3. Построить галтель ножки зуба колеса как огибающую семейства окружностей радиуса ρ = 0,38m , центры которой
лежат на удлиненной эвольвенте, описываемой центром закругления головок 0 рейки.
      3.1. Разбить делительную прямую рейки от полюса Р на равные отрезки (через 10 мм) и отметить точки 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
и т.д.
      3.2. Такие же деления отложить на делительной окружности и получить точки 1′, 2′,…7′. В процессе нарезания при пе-
рекатывании делительной прямой рейки по делительной окружности колеса через определенные промежутки времени точки
1 и 1′, 2 и 2′ и т.д. будут соприкасаться.
      3.3. Измерить циркулем расстояние 1–О и провести дугу этим радиусом из центра 1°. Затем радиусом 2–О провести ду-
гу из центра 2' и т.д.
      3.4. Построить удлинённую эвольвенту (УЭ) (траектория точки О) как огибающую к проведённым дугам (рис. 4).
      3.5. Построить переходную кривую ножки зуба как огибающую к множеству дуг радиусом 0,38m , проведённых из цен-
тров, находящихся на удлинённой эвольвенте.
                                                           (      )
    3.6. Провести окружность впадин радиусом r f = r1 − m ha + c ∗ = = m(0,5 z − 1,25) (окружность впадин касается модуль-
                                                           *


ной прямой рейки в точке "m" и переходной кривой в точке "F").
     3.7. Выделить практическую часть линии зацепления – отрезок ab (точка "а" – пересечение ГМПР с линией зацепления,
точка "b" – пересечение окружности вершин колеса с теоретической линией зацепления). ГМПР – граничная модульная пря-
мая рейки.
     Из рисунка 4 видно, что полный профиль ножки зуба состоит из эвольвентной части (участок от делительной окружности
до основной) и переходной кривой (галтели), которая соединяет эвольвентную часть с окружностью впадин.
     При нарезании рейкой колеса с числом зубьев меньше 17 наблюдается подрез (срезается часть эвольвенты). В этом слу-
чае одна из точек практической линии зацепления (точка "а") находится за пределами теоретической линии зацепления АВ.
Подрезание – явление отрицательное, так как снижает прочность зуба из-за уменьшения толщины (рис. 5). Для устранения


подреза выполняется корригирование, т.е. колесо нарезается с положительным смещением инструмента относительно цен-
тра заготовки. Расчётные коэффициенты смещения выбираются так, чтобы при прочих равных условиях получить такие
геометрические размеры колёс, при которых зубчатая передача обладает лучшими эксплуатационными свойствами.




                                                         Рис. 5

                            РАСЧЁТ ГЕОМЕТРИИ ПРЯМОЗУБОГО ЭВОЛЬВЕНТНОГО
                               ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
                                С ВЫБОРОМ КОЭФФИЦИЕНТОВ СМЕЩЕНИЯ

     Рассмотрим зубчатые механизмы (передачи), составленные из колёс с прямыми зубьями.
     1. Нулевая зубчатая передача составляется из нулевых колёс ( x1 = x2 = 0 ) или при условии x1 = − x2 (равносмещённая
передача). Делительные окружности колёс нулевой зубчатой передачи касаются в полюсе Р и в процессе зацепления перека-
тываются друг по другу без скольжения, т.е одновременно являются и начальными окружностями колёс (рис. 6, а)
rw = r = 0,5mz .
    Межосевое расстояние равно сумме радиусов делительных окружностей aw = r1 + r2 = 0,5mz1 (z1 + z 2 ) и называется де-
лительным межосевым расстоянием. Угол зацепления нулевой передачи α w = α = 20o .
     2. Положительная зубчатая передача может быть составлена из двух положительных зубчатых колес x > 0 или из одно-
го положительного и другого нулевого и, наконец, из одного положительного и другого отрицательного. В последнем случае
коэффициент смещения положительного колеса по абсолютной величине должен быть больше, чем отрицательного. Дели-
тельные окружности колёс положительной зубчатой передачи не касаются друг друга, начальные окружности больше дели-
тельных, т.е rw > r , межосевое расстояние равно сумме радиусов начальных окружностей (рис. 6, б).
                                                                          cos α
                                              aw = rw1 + rw2 = 0,5mz Σ ⋅         .
                                                                         cos α w

    При этом межосевое расстояние aw > a , а угол зацепления положительной зубчатой передачи α w > α .




          )                             )               )

                                                         Рис. 6

     3. Отрицательная зубчатая передача составляется из двух отрицательных зубчатых колёс, из одного отрицательного и
другого нулевого или из одного отрицательного и другого положительного. В последнем случае коэффициент смещения от-
рицательного зубчатого колеса должен быть по абсолютной величине больше, чем положительного. Делительные окружно-
сти зубчатой передачи пересекаются (рис. 6, в). Радиусы делительных окружностей больше радиусов начальных окружно-
стей ( r > rw ); межосевое расстояние определяется по той же формуле, что и для положительной передачи. Для отрицатель-
ной передачи aw < a и α w < α .
     При проектировании следует учитывать особенности каждого вида передач. Наилучшими качествами обладают поло-
жительные зубчатые передачи вслeдствие того, что у них больше радиусы кривизны боковых поверхностей зубьев. Кроме
того, при тех же значениях передаточного числа и модуля они имеют меньшие габариты и вес.


     Нулевые передачи имеют худшие эксплуатационные качества, чем положительные. Однако в настоящее время они наи-
более часто применяются в машинах, так как очень просто рассчитываются и удовлетворяют принципу сменности колёс.
Самые плохие эксплуатационные качества имеет отрицательная передача.
     Согласно ГОСТ 16532–70 зубчатая передача, у которой оба зубчатых колеса нулевые, называется зубчатой передачей
без смещения, а зубчатая передача, у которой хотя бы одно колесо изготовлено со смещением, называется зубчатой переда-
чей со смещением.
     Два любых зубчатых колеса, изготовленные одной и той же инструментальной рейкой, могут образовать правильное
плотное зубчатое зацепление, т.е. зацепление без боковых зазоров между зубьями. В беззазорном зацеплении как рабочие,
так и нерабочие стороны зубьев находятся в контакте одновременно. При этом толщина зуба ( S w ) по дуге начальной окруж-
ности одного колеса должна быть равна ширине впадины ( ew ) по дуге начальной окружности второго и наоборот: S w1 = ew 2 ,
S w2 = ew1 .
    Основными величинами, характеризующими зацепление зубчатых колес являются: α w – угол зацепления; xΣ = x1 + x2 –
суммарный коэффициент смещения; y – коэффициент воспринимаемого смещения; a – делительное межосевое расстояние.
    В общем случае, в зависимости от значений указанных величин зубчатые зацепления классифицируются следующим
образом:
    1) номинальное зацепление ( α w = α , x1 = x2 = 0, aw = a , y = 0 );
       2) равносмещённое зацепление ( α w = α , x1 = − x2 , aw = a , y = 0 );
     3) неравносмещённое зацепление ( α w ≠ α , xΣ ≠ 0, aw ≠ a , y > 0 ).
     Формулы для указанных зацеплений даны в табл.1.
     Нарезая зубчатые колёса с различным смещением, можно получить зубчатую передачу с необходимыми свойствами. Не
всегда удается спроектировать зубчатый механизм, отвечающий требованиям конструкции при стандартном модуле (m).
     Для оценки спроектированной зубчатой передачи приняты следующие качественные показатели: коэффициент удель-
ного давления q , характеризующий влияние геометрических параметров на контактную прочность и выкрашивание зубьев;
коэффициент перекрытия ε , показывающий характер нагружения зубьев; коэффициент относительного скольжения λ, опре-
деляющий влияние геометрических параметров на износ зубьев и заедание; коэффициент формы зуба у, характеризующий
изгибную прочность зубьев.
     Все эти качественные показатели являются функцией выбираемых коэффициентов смещения. Увеличивая коэффициен-
ты смещения каждого колеса и их суммы, можно повысить контактную прочность передачи, так как при этом уменьшаются
коэффициенты удельного давления; повысить износостойкость колёс и уменьшить их склонность к заеданию, так как
уменьшаются коэффициенты скольжения; увеличить изгибную прочность зубьев, так как увеличивается коэффициент фор-
мы зуба. Но, с другой стороны, с увеличением коэффициентов смещения уменьшается коэффициент перекрытия. Выбирая
расчётные коэффициенты смещения, следует учитывать конкретные условия работы проектируемой зубчатой передачи: её
быстроходность, изменяемость или цикличность нагрузки, условия смазки и т.д.

       Таблица 1




                                          p = πm                          p = πm                            p = πm
  p,

   r,                                   r1 = 0,5mz1                     r1 = 0,5mz1                      r1 = 0,5mz1

                                       r2 = 0,5mz 2                    r2 = 0,5mz2                       r2 = 0,5mz2

                                       rb1 = r1 cos α                  rb1 = r1 cos α                    rb1 = r1 cos α
  rb ,
                                      rb 2 = r2 cos α                 rb 2 = r2 cos α                   rb 2 = r2 cos α

                                         S1 = 0,5 p              S1 = 0,5 p + 2 x1m tg α           S1 = 0,5 p + 2 x1m tg α

  S,                                    S2 = 0,5 p                S 2 = 0,5 p + 2 x2 m tg α         S 2 = 0,5 p + 2 x2 m tg α

       rf ,                                     (
                                   r f 1 = r1 − m ha + c*
                                                   *
                                                            )                (
                                                                r f 1 = r1 − m ha + c* − x1
                                                                                *
                                                                                              )                (
                                                                                                  r f 1 = r1 − m ha + c* − x1
                                                                                                                  *
                                                                                                                                )
                                                (
                                  r f 2 = r2 − m ha + c*
                                                  *
                                                            )                (
                                                                r f 2 = r2 − m ha + c* − x2
                                                                                *
                                                                                              )                (
                                                                                                  r f 2 = r2 − m ha + c* − x2
                                                                                                                  *
                                                                                                                                )


         Продолжение таблицы
                                                                                                               2 xΣ tg α
     αω                               αω = α                                  αω = α               inv α ω =             + inv α
                                                                                                                  zΣ
     ,α                             a = 0,5mzΣ                              a = 0,5mzΣ                    a = 0,5mzΣ
                                                                                                                     cos α
                                       aω = a                                 aω = a                    aω = a
 , αω                                                                                                               cos α ω

                                                                                                                   aω − a
                                        y=0                                     y=0                       y=
 ,                                                                                                                   m
     ,                                 ∆y = 0                                 ∆y = 0                     ∆y = xΣ − y
                                                                                                                 2y 
                                       rω1 = r1                               rω1 = r1                 rω1 = r1 1 +
                                                                                                                       
                                                                                                                    zΣ 
                                                                                                                        
 , rω                                                                                                             2y 
                                      rω2 = r2                                rω2 = r2                 rω 2 = r2 1 +
                                                                                                                        
                                                                                                                     zΣ 
                                                                                                                         

 ,h
                                     hз = 2mha
                                             *
                                                                            hз = 2mha
                                                                                    *
                                                                                                               (
                                                                                                       hз = 2ha − ∆y m
                                                                                                              *
                                                                                                                            )
     ,h                            h = hз + c*m                            h = hз + c*m                  h = hз + c * m
     ,r                             ra1 = r f 1 + h                        ra1 = r f 1 + h               ra1 = r f 1 + h
                                   ra 2 = r f 2 + h                        ra 2 = r f 2 + h              ra 2 = r f 2 + h



     Однако расчётные коэффициенты смещения любой зубчатой передачи прежде всего должны обеспечить отсутствие за-
клинивания, подреза и заострения зубьев, а также гарантировать минимально допустимую величину коэффициента перекры-
тия.
     В общем случае при изготовлении колёс (z1) и (z2) со сдвигом режущего инструмента x1 ≠ 0 ; x2 ≠ 0 ; x1 + x2 ≠ 0 мон-
тажный угол зацепления не равен профильному углу исходного контура ( α ω ≠ α ).
     Монтажный угол зацепления определяется из зависимости

                                                                   0,5(z1 + z 2 ) cos α 
                                                      α ω = arccos                      ,
                                                                   y + 0,5(z1 + z 2 ) 

где y – коэффициент воспринимаемого смещения, y =
                                                               (aω − a )
                                                        m
         Величина суммарного коэффициента коррекции зацепления связана с величиной угла зацепления зависимостью:

                                                       xΣ =
                                                              (z1 + z 2 ) (invα       − invα ) ,
                                                                                  ω
                                                               2tgα

где invα = tgα − α – эвольвентная функция.
     Полученная величина xΣ может быть распределена между колёсами в общем случае произвольно. Однако с целью по-
вышения сопротивляемости рабочих поверхностей заеданию и контактному разрушение рекомендуется значения этих коэф-
фициентов выбирать по зависимостям:

                                                                       z −z 
                                                          x1 = 0,5 x∑ − 2 1 y  ;
                                                                       z 2 + z1 
                                                                x1 = x∑ − x1 .

     Если габариты зубчатой передачи не ограничиваются величиной aω , то коэффициенты коррекции назначаются из со-
ображений повышения эксплуатационных показателей зубчатых колёс. Одним из таких показателей является отсутствие
подрезания и заострения зубьев.
     Для устранения подрезания зубьев при изготовлении колёс режущий инструмент сдвигают на величину + xm , где
            (      )
x ≥ xп = he − ha − 0,5 z sin α ; z – число зубьев исправляемого колеса.
          *    *



    
Яндекс цитирования Яндекс.Метрика