Файл: Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин учеб. пособие для студентов вузов.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.04.2024
Просмотров: 424
Скачиваний: 3
/ |
0.3 |
Oß |
0,4 |
0,7 |
0 |
0.2 |
OA |
0,6 |
Oß |
1 |
Рис. 9.19. График зависимости минимального числа зубьев от передаточного отношения
Формулы (9.18) и (9.19) справедливы как для внешнего, так и для внутреннего зацеплений. При определении числа зубьев zL малого колеса передаточное отношение і.£1 положительно, если за цепление внутреннее, и отрицательно, если зацепление внешнее.
При зацеплении колеса с рейкой, число зубьев которой следует считать равным бесконечности, передаточное отношение і21 = 0. Следовательно, минимальное число зубьев колеса, зацепляющегося с рейкой, как видно из формулы (9.19), будет
|
г |
0 = |
.2 /; > |
|
, |
(9.19") |
' |
|
|
|
0 |
|
sin2 aos |
* |
v |
||
где 20 — минимальное |
число |
|
зубьев |
колеса, |
зацепляющегося |
|
||
с рейкой; |
|
|
|
|
|
|
|
|
/о — относительная |
высота |
головки зуба |
рейки; |
|
||||
а 0 , — угол профиля |
рейки. |
|
|
|
|
і21 |
||
На рис. 9.19 приведены графики |
изменения zl n n„ в функции |
|||||||
для углов зацепления |
а ^ = |
15° и as |
= |
20° и |
относительных высот |
|||
головок зубьев колеса |
/г = |
1 и /г = |
|
0,8. |
|
|
240
§ 9.12. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ПРОФИЛЯ ЗУБЬЕВ НОРМАЛЬНЫХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ЭВОЛЬВЕНТНОГО ПРОФИЛЯ
Для геометрического расчета и построения профилей нормаль ных цилиндрических зубчатых колес достаточно задать передаточное отношение и модуль ins, значение которого определяется из условии прочности зуба при передаче мощности.
Пусть требуется произвести расчет зубчатой передачи внешнего зацепления, воспроизводящей передаточное отношение і2:, = —0,34.
Модуль зацепления |
ms — 5. Зубчатые колеса нормальные,, т. е. |
угол зацепления as |
= 20Q и высоты головок зубьев h' — ms или |
f\ = /2 = 1. |
|
По формуле (9.19) определяем минимальное число зубьев малого колеса
_ 34,2 34,2 . . „
г ^ 2 - З І - = 2 Ж = 4 4 ' & Г
Оно должно быть zx > 14,6, практически же больше 15. Оконча тельно числа зубьев выбираем из условия осуществления заданного передаточного отношения
• _ П |
3 4 _ |
1 7 |
h l - — V , M — — Ш |
gg. |
Таким образом, необходимо принять значения чисел зубьев сле дующими: zx— 17 и z2 = 50, при которых для заданного передаточ ного отношения расстояние А между осями будет наименьшим.
Расстояние А между осями:
А = г, + го = Ç (г, + г,) = | - ( 17 + 50) = 167,5 мм.
Радиусы |
начальных |
окружностей |
|
|
|
|
mszl |
5-17 • = |
42,5 мм; |
|
|
2 |
2 |
|
|
|
msz2 |
5-50п |
125 мм. |
|
' а |
2 |
2 |
|
Радиусы |
основных |
окружностей |
|
Гоі = Гі cos as = 42,5 • 0,94 = 39,95 мм; / 0 2 = r2 cos a s = 125- 0,94= 117,5" мм.
Радиусы окружностей головок зубьев /?е1 = л1 + /гі = 42,5 + 5 = 47,5 мм;
/?е я = га + A4 = 125 + 5 = 130 мм. Радиусы окружностей ножек зубьев
Я а = г 1 - А Г = 42,5 - 1,25-5 = 36,25 мм;
# й = г2 - А; = 125 - 1,25 • 5 = 118,75 мм.
241
После этих предварительных вычислении приступаем к построе нию профилей зубьев (рис. 9.17). В произвольной точке выбираем центр Ох первого колеса zlt проводим линию центров и, откладывая от точки 0Х расстояние А — 167,5 мм, получаем центр 0 2 второго колеса. После этого описываем из центров Ot и 0 2 соответственно радиусами г0 1 = 39,95 мм и г02 = 117,5 мм основные окружности и проводим к ним общую касательную LXL2.
Для построения эвольвент сопряженных профилей поступаем следующим образом. Отрезок РЬ2 общей нормали к профилям делим
на равные части, например, на четыре, и полученные отрезки |
L23, |
32, 21, IP откладываем последовательно на соответствующей основ |
|
ной окружности, начиная от точки L 2 , пренебрегая при этом |
раз |
ностью между длинами дуги и хорды. Такие же дуги по основной окружности откладываем в противоположном направлении и в по лученных точках /, 2, 3 и т. д. проводим касательные к основной окружности или, что то же самое, перпендикуляры к соответствую щим радиусам 0 2 /'; 022' и т. д.
Теперь следует определить точки эвольвенты. Имея в виду, что длина нормали в любой точке эвольвенты равна длине развернутой дуги окружности, нужно вдоль касательной в точке /' отложить один отрезок, вдоль касательной в точке 2' — два отрезка и т. д. Соединяя теперь последовательно найденные на касательных к основной окружности точки, получим эвольвенту, очерчивающую профиль колеса г2 . Аналогичное построение производим при отыскании про филя первого колеса. Для выделения той части эвольвенты, которая служит очертанием профиля зуба, проводим окружности головок.
У основания ножки зуба боковое очертание его ограничивается окружностью ножек с радиусами Rix и Ri2. При построении может оказаться, что окружность ножек лежит внутри основной окруж ности, тогда в боковом очертании зуба будет разрыв. Это имеет место для чисел зубьев при as — 20°
1 — cos а = 42. |
(9.20) |
2 , 5 |
|
Таким образом, для рассматриваемой передачи у колеса z2 = 50 боковое очертание зуба полностью описывается эвольвентой, а для малого колеса между основанием эвольвенты и окружностью ножек нужно вписать переходную кривую.
При изготовлении зубчатых колес методом обкатки эта переход ная кривая вписывается автоматически.
|
Откладывая |
по начальным окружностям толщину |
зуба |
s — |
_ |
_ m£i_ ^ в |
ы ч е р Ч И в а е м симметричные профили при графическом |
||
оформлении чертежа — приближенно дугой окружности, |
имеющей |
|||
три общие точки с эвольвентой. |
|
|
||
|
При передаче движения правыми профилями зацепление |
начи |
нается в точке Ц, а заканчивается в точке L \ пересечения общей нор-
242
мали NXN2 с окружностями головок, так что длиной рабочей части линии зацепления будет отрезок L\L'<i. Измеряя его на чертеже, опре деляем степень перекрытия по формуле
_ ЦЦк[ _ |
24 |
_ . fio |
b s ~ t s c o s a s ~ |
15,7-0,94"" ^ 0 0 , |
Для сравнения степень перекрытия целесообразно вычислять еще и по формуле (9.11).
Для полной характеристики рассчитываемого зацепления най дем также наибольшие удельные скольжения у начала рабочей части профиля, т. е. удельное скольжение для точек ах и Ьх.
Для зацепления в точке Li. радиусы Rx и R2 |
кривизны профилей |
||||||||||
будут |
следующими: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Rx = |
YRlx |
- |
r-01 |
= у |
47,52 |
- |
39.952 = |
25,7 мм; |
||
|
Я 3 = Л s i n a s |
- R x = 57,3-25,7 ==31,6 мм. |
|||||||||
Значения радиусов |
кривизны при зацеплении в точке L[ |
||||||||||
|
Ri=,yRli-г=2=У |
|
|
|
130 2 - 117,52 = 55,6 мм; |
||||||
|
R{ = A sin as |
— R\ = 57,3 — 55,6 = |
1,7 мм. |
||||||||
Наибольшее удельное скольжение по формуле (9.15) на ножке |
|||||||||||
колеса |
zx |
V |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
, |
. . |
. |
|
R'„ |
-, |
17 |
55,6 |
1 Г > , |
||
Наибольшее |
удельное |
скольжение |
на ножке колеса г2 |
||||||||
|
I |
\ |
|
1 I |
|
• |
# і |
1 |
50-25,7 |
. . |
|
|
( < Т 2 і ) ш а х |
= 1 + |
|
г 1 2 |
^ - = 1 - 1 7 . 3 1 6 — — 1 , 4 . |
Зубья малого колеса работают в очень неблагоприятных усло виях, потому что при удельном скольжении 10,1 против 1,4 для
ножки зуба большого колеса они в ^ раз чаще вступают в работу,
чем зубья второго колеса.
Работу рассчитываемой зубчатой передачи можно значительно улучшить, если значения удельных скольжений для малого и боль шого колес несколько сблизить, изменяя радиусы окружностей головокл
§9.13. ОСНОВАНИЯ ДЛЯ РАСЧЕТА КОРРИГИРОВАННЫХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ -
Зубчатые колеса с геометрическими элементами, отличающимися от нормальных (с углом зацепления as Ф 20°, высотой головки К Ф ms, с модулем, отличным от значений, приведенных в ГОСТе
9563—60), называются |
корригированными, т. е. исправленными |
в каком-либо отношении |
по сравнению с нормальными. |
243