Проект действующей модели зубчатой передачи

Радиусы основных окружностей (рис. 11.)

(10)

(11)

Следовательно

При данном радиусе r основной окружности получим одну и ту же эвольвенту независимо от положения прямой MN касательной к этой окружности, т.е. независимо от угла зацепления б, а также независимо от выбора той точки на производящей прямой MN, которая описывает эвольвенту.

Как известно, эвольвента никогда не может оказаться внутри основной окружности (рис.13). Поэтому, если радиус R? окружности впадин a? больше радиуса r основной окружности (рис.12), то весь профиль зуба (от окружности выступов) полностью будет очерчен по эвольвенте, начинающейся от основной окружности. Если же R?<r,то лишь часть профиля зуба от окружности выступов до основной окружности будет очерчена по эвольвенте, а остающаяся часть профиля может быть ограничена радиальной прямой (рис.13), составляющей прямое продолжение эвольвенты. Т.к. высота ножки зуба больше высоты его головки, то ножку зуба у его основания можно закруглить. Такое закругление (галтель), показанное на рис.8 тонкими линиями, значительно, иногда вдвое, увеличивает прочность зуба.

Из построения эвольвенты окружности следует, что все эвольвенты одной и той же основной окружности радиуса одинаковы, независимо от выбора начала эвольвенты в точке 0 или 1 и т.д.

Так как любая точка производящей прямой MN, рис.11 при качении последней по соответствующим основным окружностям описывает оба профиля зубьев касающихся в этой точке, то производящая прямая MN проходящая через полюс зацепления Р является геометрическим местом точек касания зубьев, т.е. линией зацепления. Эта прямая или симметрично расположенная прямая MN рис.12 является в то же время общей нормалью касающейся профили зубьев в их точке касания.

Рис. 12. Выпуклые профили зубьев

Рис.13. Линия зацепления

Каждое из зацепляющихся колес ограничена снаружи своей окружностью выступов, за пределы которой оно не выходит, поэтому действительная линия зацепления определяется двумя крайними точками K и L рис.13. Угол зацепления на практике колеблется в пределах чаще по ОСТ берут б=20° иногда 15°.

При эвольвентном зацеплении (рис.12) направление передаваемого и воспринимаемого усилия на зубья остается постоянным что так и является большим преимуществом этого зацепления.

Пробили зубьев при внутреннем зацеплении показаны на рис. 14. эвольвентами С1с1 и С2с2 полученными при качении производящий прямой MN вспомогательным окружностям с1 и с2. Выпуклый профиль С1С2 зуба шестерни работает по вогнутому профилю зуба большого колеса, вследствие чего наряду уменьшения скольжения профилей зубьев, уменьшается износ этих профилей и повышается КПД передачи, срок службы зубьев и плавности работы кроме того, зубья в данном случае получаются более прочными.

При внутреннем зацеплении лишь центровое расстояние по формуле

получается гораздо меньше, чем при внешнем зацеплении. При внутреннем зацеплении оба колеса вращаются в одном направлении.

Внутренне зацепление в последнее время находит широкое применение в редукторах вследствие этих больших преимуществ.

Общие положительные качества эвольвентного зацепления:

Рис.14. Профили зубьев при внутреннем зацеплении эвольвентами

Сравнительная простота и дешевизна изготовления, возможность применения в любых сочетаниях колес, включая сменные их передачи т.к. профиль зуба одного колеса определяется элементами только этого колеса: постоянное направление передаваемого зубьями. Далее, т.к. кривая, равноотстоящая эвольвенте, есть та же эвольвента, то при эвольвентном зацеплении не требуется особенно точное соблюдение межцентрового расстояния.

К недостаткам эвольвентного зацепления надо относить то, что для получения спокойной передачи вращения требуется сравнительно большое число зубьев на шестерне, а это приводит к увеличению габаритов и утяжелению механизма, т.е. удорожанию всей установки. Для уменьшения износа и ослабления зубьев приходится иногда прибегать к исправлению профилей зубьев, что обычно возможно лишь для парных, но не для сменных колес.

Остановимся на способе профилирования зубьев по огибающей применяемой тогда, когда профиль зубьев одного колеса задан. Это встречается на практике в трех случаях:

1. Когда одно колесо имеет цевки, т.е. круглые цилиндрические зубья (Рис.15).

2. При ремонте колес, когда взамен сломанного или износившегося колеса надо построить новое при условии правильного зацепления с существующим колесом.

З. При проектировании вращающихся поршней для ротативных машин-машин насосов, компрессоров и т.п.

Рассмотрим цевочное зацепление (рис.10). Удерживая неподвижный колесо А, профиль зубьев, которого необходимо покатить по нему цевочное колесо А2 и наметим точки этициклоиды Р-а , описываемой при этом центром цевки (рис.10). Затем проводин из центров , взятых на полученной эпициклоиде Р-а произвольно, но на небольшом расстоянии один от другого. Ряд окружностей радиусов равным радиусу r цевки; построим по лекалу огибающую bb1 т.е. кривую, касающуюся начерченных окружностей. Эта кривая и будет требуемым профилем зуба первого колеса A1,впадине его обычно очерчивается полуокружностью радиуса r1, несколько большего, чем радиус r цевки. Как показала практика, изнашивание зубьев будет меньше, когда ведущим является зубчатое колесо, а цевочное - ведомым. По - прежнему шаг зубчатого колеса должен равняться шагу цевочного колеса (рис.15). В последнее время цевочное зацепление вновь широко применяют в виде так называемого внецентроидного эпициклоидального цевочного зацепления. Общий прием построения сопряженного профиля зуба по заданному профилю зуба другого колеса показан на рис.16.

Сопряженный профиль m?m? строим графически. Для этого откладываем на начальных окружностях OO и О?О? несколько небольших равных частей: Ра=Ра?, ab=a?b?, bc=b?c? и из точек делений А,в,с ... дуги приводим нормали, к заданному профилю имеющегося зуба. Из точек делений а',в',с'.. начальной окружности O'о? приводим дуги окружноcтей радиусами aA, bB. cC.Обобщающую к этим дугам кривая и даст искомый профиль зуба второго колеса сопряженный в данным профилем mm зуба существующего колеса.

Рис.15. Цевочное зацепление



Рис.16. Построение сопряженного профиля зуба по заданному профилю зуба другого колеса

Недостаток этого способа - неточность проведения нормали. При заданном профиле зуба одного из колес передача вращения на полный оборотив не всегда возможно. При увеличении радиуса одного из зубчатых колес до бесконечности получается зубчатая рейка В (рис.17), а колесо А как имеющее меньший радиус называется шестерней; в этом случае имеем зацепление шестерни и рейки, для рейки начальная прямая ТТ заменяет начальную окружность. При правильной работе механизма шестерни и рейки линейная скорость рейки В должна быть равна окружной скорости шестерни на её начальной окружности радиуса R1, поэтому

(12)

Для этого механизма при передаче от шестерни А к рейке В передаточное отношение математически iAB=?, а при передаче от рейки В шестерне А передаточное отношение iAB=0 т.к. угловая скорость рейки

При эвольвентном зацеплении всегда применяемом в механизме шестерни и рейки, с производящей прямой MN рис.17 получим по прежнему эвольвенту аа для проведения зуба шестерни при качении этой прямой MN по основной окружности с1 радиуса r1. Способы нарезания зубьев зависит от размеров и назначения колес, их скорости и передаваемой мощности, чем определяется необходимая точность обработки рабочих рабочий поверхностей (профилей) зубьев, качества материалов и т.п. Точность обработки профилей зубьев может колебаться в пределах от I до 4 -классов, но чаще от 2-х до 3 классов. Современные методы нарезания зубьев можно разделить на две различные группы:

Метод скопирования и метод обкатывания.

Метод копирования (деления) можно разделить на след. два способа:

а) нарезание зубьев фасонным инструментом самых разнообразных типов, причем профиль инструмента в точности соответствует требуемому профилю промежутка (впадины) между зубьями нарезаемого колеса (рис.18 и рис.19.).

б)нарезание зубьев простым резцом, воспроизводящим профиль промежутка между зубьями при определенном движении резца например, направляемого соответственным шаблоном.

Фасонные инструмент-., по профилю соответствующие промежутку между зубьями, могут быть в виде дисковой фрезы В рис.18 или в виде пальцевой фрезы (рис.19). Нарезанные по методу копирования зубчатые колеса работают удовлетворительно лишь при небольших окружных скоростях не свыше 4-5 м/сек.

При обкатывании можно различать три способа нарезания зубьев при внешнем эвольвентном зацеплении:

а) первичный фрезой 9 рис.19).

б) режущий шестерней, или долбяком В (рис.18).

в) режущий рейкой или гребенкой.

При внутреннем зацеплении по методу обкатывания можно нарезать зубья лишь долбяком (Рис18). Закругление ножки



Рис.17. Зацепления шестерни и рейки

Рис. 18. Способ нарезания зубьев: 1) дисковый фасонной фрезой; 2) долбяком; 3) накаткой



Рис.19. Нарезание зубьев: 1) пальцевой фрезой, 2) модульная фреза зуба у основания получается при нарезании автоматически

Способ нарезания зубьев дисковой фасонной фрезой показан на (Рис.18), где А нарезаемая в виде отливки или поковки обточенный снаружи по радиусу R? окружности выступов и по объемам торцевым плоскостям, а также расточенный в центре вала но еще без зубков.

Вследствие дороговизны фасонных фрез часто довольствуются набором из восьми фрез для каждого модуля при нарезании колес всех размеров, начиная с Z=12 и кончая рейкой Z=? поэтому каждую фрезу заменяют при определенных числах зубьев а именно:

Z зубьев	12-13	14-16	17-20	21-25	26-34	35-54	55-134	175-?
N фрезы	I	2	а	4	5	6	7	8

При этом получается некоторая неточность профиля зубьев и чтобы уменьшить эту погрешность, то пользуются более широким набором из 15 или 26 фрез для каждого модуля.

Старейший способ нарезания зубьев по методу обкатывания на зубофрезерных станках - применение червячной фрезы, имеющие в общем вид червяка, но с продольными прорезами для выхода стружки и с задней заточкой, каждый виток образует ряд режущих лезвий, как это видно на чертеже. При нарезании зубьев и заготовке и фреза вращаются; одному обороту однозаходной червячной фрезы соответствует поворот заготовки на величину шага t зацепления на начальной окружности нарезаемого колеса. Ось фрезы устанавливается под соответственным углом к оси заготовки, а подача производится вдоль оси заготовки, поэтому все зубья нарезаются одновременно по всей окружности, но постепенно по длине зуба; холостой ход здесь совершенно отсутствует, вследствие чего метод нарезания зубьев червячной фрезой, отличается большой производительностью. Недостаток этого способа - значительная дороговизна червячной фрезы.

Позднее был предложен другой способ нарезания зубьев по методу обкатывания на зубодолбежных станках, основанной на применении более простой и дешевой режущей шестерни, или долбяка (Рис.18.). Рабочий ход долбяка В происходит на стрелке I вниз, как в долбяжных станках холостой ход долбяка происходит снизу вверх.

Перед каждым новым ходом долбяк в и заготовка А вращаются по стрелкам 2 и 3 для снятия новой стружки.

Зубья нарезаются один за другим. Этот способ - единственно пригодный для нарезания зубьев колес с внутренним зацеплением по методу обкатывания; он применим для нарезания прямых, косых шевронных зубьев.

Наиболее новым способом нарезания зубьев по методу обкатывания является применение в зубострогальных станках режущей рейки, или гребенки, являющейся заменяй круглого режущего колеса (долбяка) прямолинейной рейкой, соответствующей режущему колесу с числом зубьев Z=?. Это наиболее простой дешевый и точный режущий инструмент.

Кроме цилиндрической червячной фрезы рис.19. часто применяют коническую фрезу с добавочным движением вдоль её оси, такую же Фрезу применяют для нарезания прямолинейных зубьев на конических колесах.

В современном машиностроении при требуемой практикой точность обработки быстроходных и мощных зубчатых передач, большое значение имеет доводка зубьев, т.е. сообщение им наибольшей точности профиля и шага, а также наибольшей гладкости и твердости рабочих поверхностей зуба. К таким процессам относятся процессы шевингования, шлифования и притирки.

2.5 Силы, действующие в прямозубой цилиндрической передаче и основные параметры зубчатой передачи

При работе цилиндрической прямозубой передачи сила давления F n ведущей шестерни в начале зацепления передается ножкой зуба на сопряженную боковую поверхность головки зуба ведомого колеса.

При точном изготовлении и монтаже сопряженных зубчатых колес сила давления F n равномерно распределена по ширине венца зубчатого колеса и направлена по общей нормали к соприкасающимся боковым поверхностям зубьев. Перенесем точку приложения К силы давления F n по линии зацепления А1А2 в точку П - полюс зацепления. Разложим силу F n на две составляющие: F t, направленную по общей касательной к делительным окружностям шестерни и колеса, и F r, направленную по линии центров О1О2, тогда

F n = F t +F r (12)

Здесь окружная сила, избегающая зуб,

Ft = F n cosб = 2Т/d (13)

Радиальная сила, сжимающая зуб,

F r = F nSinб = Ft tgб (14)

Как в прямозубой, так и в косозубой передаче сила давления зуба шестерни на зуб колеса за весь период зацепления действует по нормали к боковой поверхности соответствующих пар зубьев, т. е. по линии зацепления. Нормальную силу давления Ft , разложим на составляющие по трем взаимно перпендикулярным правлениях направленную по касательной, Fr-по делительному радиусу и F a-по прямой, параллельной оси вала шестерни:

F n = F t +F a +F r (15)

Составляющую F t, направленную по касательной к делительной окружности шестерни и колеса и приложенную в полюсе зацепления, называют окружной силой; составляющие F a и F r-осевой и радиальной силами, Fa и F r выражают через окружную силу F t = 2T/d:

F a = F t tg B (16)

F r = F t tg a/cos B (17)

Угол профиля в нормальной плоскости a=20.

Основные параметры зубчатой передачи.

Пара зубьев двух зубчатых передач колес, находящихся в зацеплении может передавать вращение только ограниченный угол. Чтобы осуществить непрерывное вращение колеса, его снабжают зубьями вдоль всего обода, поэтому происходит непрерывная передача зацепления от одной пары зубьев к другой. Кроме того, надо иметь возможность передавать вращение от одного колеса к другому в обоих направления, для чего каждый зуб изготовляется с двумя боковыми поверхностями.

Зубья на колесе располагаются на одинаковых расстояниях один от другого. Расстояние между двумя одноименными точками двух соседних зубьев, измеренное по какой либо окружности, называется шагом зубчатого зацепления. Шаг обозначается буквой t (Рис.20).

Так как на колесе должно разместиться целое число Z зубьев, то можно написать

Zt=2рR (18)

где R - радиус окружности, по которой измеряются Т.О., если задать число Z зубьев на колесе и шаг t, то радиус окружности по которой задан шаг, определяется из формулы

(19)

Отношение величины шага t к числу р называется модулем зубчатого зацепления и обозначается буквой m

(20)

Величины модулей считаем заданными. Величины модулей определяют формулы и размеры зубчатых инструментов.

На торцевой плоскости зубчатого колеса можно заметить только одну окружность, для которых модуль равен заданной величине.



Рис.20. Схема зубчатого зацепления

Окружность зубчатого колеса, диаметр которого равен произведению числа зубьев на заданную стандартную величину модуля, называется делительной.

Обозначая радиус делительной окружности через rg и её диаметр через dg имеем

(21)

3. Внешняя окружность зубчатого колеса, радиус которого обозначается буквой Re называется окружностью выступов (Рис.20)

Внутренняя окружность, переходящая по основаниям зубьев называется окружностью впадин, и радиус её обозначается через Ri. Закругленный переход боковой поверхности зуба в окружность впадин получил название галтели. Между выступом зуба одного колеса и впадиной другого остается зазор для того, чтобы зуб мог свободно поворачиваться во впадинax

(22)

б -величина зазора С = 0,30

Рассмотренный зазор называется радиальным.

Зазор, получается вследствие неполного примыкания боковых поверхностей зубьев во впадине, называется боковым.

При монтаже двух колес выдерживается межцентральное расстояние А определенной величины, По межцентровому расстоянию А и передаточному отношению i12 можно определить радиусы r1 и r2 начальных окружностей колес - центроид относительного движения.

По равенствам

A=r1+r2 (23)

и i12

получим:

; (24)

4. Как уже указывалось пара зубьев может повернуть колесо на ограниченные углы.

Во время работы колес точка касания профилей перемещается по неподвижной плоскости, описывая в общем случае кривую линию a Pb. Геометрическое место точек касания двух зубчатых профилей называется линией зацепления.

Дуга mm?, на которую пара касающихся зубьев поворачиваем колеса называется длиной зацепления.

Для нормальной работы пары зубчатых колес необходимо выполнить условия, чтобы была осуществлена передача вращения от одной пары зубьев к другой. В момент окончания зацепления одной пары зубьев должно вступить в зацепление другая пара. Для этого должно иметь место равенство дуги зацепления и шага, измеренных по одной и той же окружности. Однако для надежности зубья располагают на колесе так, чтобы дуга зацепления была больше шага, т.е. зацепление должно происходить с перекрытием. Отношение дуги с зацепления к шагу, измеряем по одной и той же окружности, называется коэффициентом перекрытия и обозначается Е:

(25)

Нормали, проведенные в точках соприкосновения зубьев проходят через одну и ту же точку линии центров. Эта точка делит линию центров на части, обратно пропорциональные угловым скоростям. Эта точка является мгновенным центром и называется полюсом зацепления.

Рассмотрим задачу о том, какой должна быть кривая для очерчения зубьев, чтобы осуществить передачу вращения с постоянным передаточным отношением.

Для решения этой задачи определили положение полюса 7 зацепления на линии центров и радиусы начальных окружностей. Это можно выполнить с помощью равенств

; (26)

Определение Формы искомой кривой можно произвести по отдельным точкам графически. Взяв на заданной кривой (рис.21) точку I, определим положение точки I искомой кривой.

Проведет нормаль 1-1n в точке I заданной кривой. Так как при встрече заданной дочки I искомой точки I их общая нормаль должна проходить через поле зацепления Р, то это условие позволяет установить место встречи указанных точек. Такое место определяется тем, что точка I при своем движении постоянно находится на окружности б, а при встрече с точкой I она будет находиться на расстоянии 1 - 1 и от полюса Р, чем и определяется место I, I1 встречи указанных точек.

В точке I, I1 нормали обеих кривых совпадут и будут проходить через полюс Р.

Определить исходное положение точки I можно так.

Во-первых точка I1 должна всегда находиться на окружности бб, во -вторых, конец 11n нормали кривой в искомой точке 11 будет располагаться на своей начальной окружности на дуговом расстоянии Р I1, равном дуговому расстоянию Р In, , потому что дуги поворота начальных окружностей должны быть равны, в-третьих, нормаль I1 - I1n и должна равняться нормали 1-1n

На основании этих соображений находится положение точки I1 .

Точно также можно найти положение другой точки 21 по положению точки 2 и т.д. Обводя плавной кривой все намеченные точки, получим профиль искомой кривой.

Точки рассматриваемых кривых, приходящие в соприкосновение, называются сопряженными. Геометрические места сопряженных точек образуют сопряженные кривые.

Рис.21. Построение искомого профиля зуба, сопряженного с заданным

2.7 Зубчатые передачи с зацеплением Новикова

В 1955г. доктором технических наук М. Л. Новиковым была создана новая, круговинтовая система зацепления, при которой зубья имеют начальный точечный контакт.

Зубчатые колеса с зацеплением Новикова, профилирование зубьев по кривым, близким к дугам окружности.

При одинаковых основных параметрах и качественных характеристиках зубчатых колес круговинтовая система зацепления с круговым профилем зуба дает возможность увеличить нагрузочную способность передачи в 1, 4…2 раза по сравнению с эвольвентой. Вследствие увеличения масляного слоя между зубьями при точечном контакте потери на трение в зацеплении зубчатых колес уменьшаются примерно в два раза по сравнению с потерями в эвольвентном зацеплении. Кроме того, благодаря точечному контакту значительно уменьшается влияние деформации вала на равномерность распределения нагрузки по длине зуба. Таким образом, круговинтовая система зацепления оказывает благоприятное влияние не только на увеличение нагрузочной способности передачи, но и на повышение ее КПД и усталостной долговечности.

К достоинствам зубчатых колес по системе зацепления Новикова следует отнести также возможность значительного увеличения передаточного отношение вследствие резкого сокращения количества зубьев шестерни.

Точечная система зацепления с круговым профилем зуба пригодна для передачи с параллельными, пересекающимися и скрещивающимися осями валов.

Цилиндрические, конические зубчатые колеса с одной линией зацепления; профиль зуба шестерни выпуклый, а колеса-вогнутый. Передачи с двумя линиями зацепления обладают большей несущей способностью, менее чувствительны к смещению осей, работают с меньшим шумом и технологичнее передач с одной линией зацепления.

К недостатком передач с зацеплением Новикова относится то, что они не допускают значительных колебаний нагрузки и перегрузок, а также обладают повышенной чувствительностью к изменению межосевого расстояния. Неодинаковые профили зубьев шестерни и колеса требует двух типоразмеров зуборезного инструмента при изготовлении одной зубчатой пары. Профилирование круговых профилей зубьев ведется по винтовой линии на начальной поверхности кругового цилиндра - это и создает ряд технических трудностей при изготовлении зубчатых колес рассматриваемой системы зацепления. Конечно, прямозубые передачи для этой системы зацепления невозможна.

Зубчатые колеса системы зацепления Новикова изготовляют на обычных зуборезных станках с помощью специальных червячных фрез. В настоящее время наша промышленность освоила выпуск редукторов с зубчатыми колесами зацепления Новикова.

Помимо указанных двух систем зацепления в специальных случаях применяют циклоидальную систему зацепления, которая обеспечивает высокую точность зацепления при существенном ограничении нагрузочной способностью передачи.

2.8 Материалы зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес определяется назначением передачи, условиями ее работы, способом получения заготовки, методом изготовления и обработки зубьев. В качестве материалов для изготовления зубчатых колес применяют сталь, чугун, цветные металлы и пластмассы. Основными материалами для изготовления зубчатых колес силовых передач служат термически обрабатываемые стали. Основными методами термической обработки зубчатых колес являются: закалка при нагреве т. в. ч., объемная закалка, цементация, азотирование и др. Термическая обработка производится для повышения твердости, от которой зависят износостойкость, контактная прочность и противозадирные свойства материала колес.

Стальные колеса в зависимости от твердости материала подразделяются на две группы: колеса с твердостью НВ < 350 применяются в передачах с неограниченными габаритными размерами; колеса с твердостью НВ > 350 - в передачах с ограниченными габаритными размерами и большим ресурсом. Материалами первой группы колес служат качественные конструкционные стали марок Ст5, 35, 40, 45, 50. Для второй группы зубчатых колес используются стали марок 50Г и легированные стали марок 15Х, 20Х, 40Х, 45ХН. На выбор марки стали существенное влияние оказывают также следующие факторы: габаритные размеры зубчатой передачи, вид нагрузки, технологические возможности термической и механической обработки зубьев. Кроме того, выбор марки стали существенно зависит от окружной скорости колес.

Марки сталей и их сочетания для шестерен и колес редукторов общего назначения приведены в табл. 3.

Таблица 3. Рекомендуемые сочетания марок стали для шестерен и зубчатых колес

Марка стали
шестерни	колеса	шестерни	колеса
45	35	НВ < 350 * 50Г	40 или 45
50	35	35Х или 40Х	50 или 55
55	45	ЗОХГС ил 40ХН	35Х или 40Х
45 или 50	40	НВ > 350 40ХН	35Х или 40Х
55	40 или 50	20 X	15Х
35Х или 40Х	50 или 55	20ХНЗА	12ХНЗА

С целью получения бесшумного хода при окружной скорости v > 3 м/с одно из колес зубчатой передачи (чаще всего меньшее, обычно являющееся ведущим) иногда изготовляют из какого-либо неметаллического материала. Недостатками неметаллических зубьев шестерен являются меньшая прочность при изгибе небольшая износостойкость по сравнению с металлическими зубьями. Поэтому неметаллические шестерни не применяют в передачах, отличающихся малыми скоростями движения при больших величинах удельного давления на зуб. Наоборот, их применяют в передачах, движущихся с большими скоростями при небольших значениях передаваемых сил, когда модули зацепления (а следовательно, и размеры колес) для неметаллических шестерен приходится принимать по конструктивным или технологическим соображением большими, чем они получаются из расчета на сдвиг поверхностных слоев и на изгиб в опасном сечении. Неметаллические зубчатые колеса получили значительное распространение в авиационных и автомобильных двигателях, в ткацких станках и пр.

Расчет неметаллических колес производится, как правило, из условий деформации зубьев на изгиб. Для большинства неметаллических конструкционных материалов контактная прочность выше, чем сопротивление другим видам деформаций. Поэтому расчет допускаемых напряжений (Н/сма)для неметаллических материалов можно производить по соответствующим равенствам для колес, изготовленных из текстолита, из слоистых древопластиков, из полиамидов, например капрона.

Допускаемые напряжения для колес, изготовляемых из капрона, должны быть снижены на величину kt. Значение коэффициента снижения допускаемого напряжения выбирается в зависимости от температуры окружающей зубчатые передачи среды:

На рис.22 показаны конструкции шестерен, собранных из пластин толщиной от 3 до 15мм и упрочненных вмонтированной металлической втулкой. Такие шестерни изготовляют из различных пластических материалов: текстолита, лигнолита, гетинакса и др.



Рис. 22

В заключение следует отметить, что зубчатые колеса из текстолита, капрона, нейлона, лигнофоля лучше работают в паре с металлическим колесом при

т > 2 мм. При этом допускаемые нагрузки на такие колеса в два-три раза меньше, чем для стальных колес тех же размеров.

3. Разработка проекта действующей модели зубчатой передачи

Зубчатая передача представляет собой передаточный механизм, звеньями которого являются зубчатые колеса, служащие для передачи движения и сил путем непосредственного зацепления (меньшее колесо передачи принято называть шестерней, а большее - колесом. Термин "зубчатое колесо" относится как к шестерне, так и к колесу. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса - 2). Зубчатые передачи имеют самое широкое применение в технике. В настоящее время трудно найти отрасль машиностроения, в которой не применялись бы зубчатые передачи.

Широкое применение зубчатых передач в технике объясняется их преимуществом перед другими видами передач. Основными их преимуществами являются: высокие значения к.п.д. (до 99%); возможность применения в широких диапазонах окружных скоростей (до 150 м/с) и мощности от долей до десятков тысяч киловатт; высокая кинематическая точность; технологичность изготовления; компактность; надежность действия и долговечность работы в различных условиях эксплуатации.

Соблюдение строгого постоянства передаточного числа большей частью чрезвычайно важно для практики. Если передаточное число даже слегка колеблется, то это неизбежно ведет к появлению крайней опасных для быстроходной машины крутильных колебаний, ударов, быстрого износа и поломок и неприятного шума зубчатых колес. В современных быстроходных машинах вследствие малейших неточностей в изготовлении или монтаже могут получаться часто тяжелые и опасные аварии-поломки вала.

Для передачи вращения, при передаточном числе по формуле

(27)

Необходимо иметь круглые колеса, цилиндрические при параллельных геометрических осях (Рис.23)

Обычные пределы для передаточного числа пары зацепляющихся зубчатых колес: цилиндрических i=1ч10.

конических i=1ч6; и червячной передачи i=10ч80

Наиболее часто в машиностроении применяют самую простую зубчатую передачу - передачу с круглыми цилиндрическими колесами (Рис.23), заменяющими Фрикционные колеса радиусов

Меньшее зубчатое колесо называют шестерней, иногда шестерней называют всякое зубчатое колесо.

Разработанная нами модель зубчатой передачи позволяет нам в лабораторных занятиях определить и вычислить основные параметры зубчатой передачи. В наше тяжелое рыночное время, когда отсутствует или вышли из строя, и нет федеральное обеспечение материально-технической базы разработанный проект служит стендом для проведения лабораторно-практической работы связанное с зубчатыми передачами по дисциплине «Детали машин».

На данном стенде наглядно можно определить число зубьев шестерни и колеса; делительный диаметр шестерни и колеса, диаметр впадин шестерни и колеса; диаметр вершин шестерни и колеса; межосевое расстояния зубчатой пары, а также передаточное отношение одной пары и модуль зубчатой передачи.

Разработанный упрошенный модель прямозубой цилиндрической передачи состоит из основания, зубчатой пары - шестерни и колеса, электродвигателя, двух болтов для крепления зубчатых колес к основанию и штепсельной вилки.

На зубчатом колесе и шестерне радиусом указаны разными цветами диаметр впадин, диаметр вершин и делительный диаметр.

Основания изготовлена из фанеры толщиной 8мм.

Эстетичность и эргономика соответствует всем требования разработки и изготовления наглядных пособий для оборудования мастерских высших учебных заведений.

Рис. 23. Зубчатые передачи с круглыми цилиндрическими колесами

Окружности радиусов R1и R2, заменяющие окружности фрикционных колес и катящиеся одна по другой без всякого скольжения при i=const называются начальными (делительными).

Соответственно начальным окружностям у зубчатых колес с параллельными осями имеем начальные цилиндры радиусов R1и R2, катящиеся один по другому без всякого скольжения. На рис.23:

t-шаг зубьев, т.е. расстояние между одноименными точками двух соседних зубьев, измеряемое по дуге начальной окружности;

h -высота зуба, b -его длина (ширина колеса),

h1-высота головки, h?- высота ножки зуба,

R?-радиус окружности выступов(головки),

R? -радиус окружности впадин, в-толщина зуба, измеряемая как и шаг, по начальной окружности.

Центральный угол соответствующий шагу t, называется угловым шагом.

Так как, шаг t двух зацепляющихся колес должен быть одинаковым для обоих колес, иначе их правильное зацепление невозможно, то

и (29)

где Z1 и Z2числа зубьев на ведущем и ведомом колесах.

Отсюда R1:R2 = Z1:Z2 и

(30)

Для всех зубчатых колес справедлива формула

(31)

Эта Формула выражает численную величину передаточного числа через обратное отношение чисел зубьев . Это следует из того, что при повороте на один зуб колесо, имеющее Z зубьев, равномерно распределенных по окружности, всегда делает 1/2 часть полного оборота.

Формулой (31) очень удобно пользоваться на практике для определения передаточного числа имеющимся зубчатых колес, для чего достаточно сосчитать числа зубьев на каждом колесе; измерить же радиусы начальных окружностей трудно. Вычислив величину передаточного числа по числам зубьев и измерить межцентровые расстояния, легко найти

Из общей формулы

(32)

 (33)

где (34)

Это отношение шага t к р называется модулем зацепления. Модуль m измеряется в миллиметрах, как и шаг t. Модуль по Формуле

(35)

показывает, какой отрезок диаметра начальной окружности колеса приходится на один зуб, поэтому модуль зацепления называют также диаметральным шагом. Модули зацепления зацепляющихся колес должны быть равны. Введение модуля зацепления упрощает не только расчет, но изготовление зубчатых колес: при целом диаметре начальной окружности и целом числе зубьев Z модуль m тогда как шаг t в этих случаях- число иррациональней. Например, при 2R=600мм числе зубьев Z=30.

модуль

а шаг мм.

Пользуясь формулой (34) , найдем межосевое расстояние при внешнем зацеплении цилиндрических колес.

(36)

Для нормального «стандартного зацепления приняты следующие соотношения для высоты h? головки зуба, высоты ножки, полной высоты h? зуба и его толщины.

h?= m

h?=1.2 m

h =2.2 m (37)

в=

На основании формулы (37) легко находим диаметр окружности выступов,

(38)

аналогично диаметр окружности впадин

(39)

Положительными качествами зубчатых передач являются: постоянство передаточного числа, надежность работы, долговечность, неограниченная мощность при самых малых скоростях и при самых больших, небольшое давление на подшипники, высокий К.П.Д, доходящий до 99%.

К недостаткам зубчатых передач необходимо отнести: сложность и дороговизну изготовления, в особенности при больших диаметрах, а также при большой окружной скорости; опасность поломки при внезапном возрастании сопротивления; сильный шум во время работы при невыполнении указанных требований и при износе.

Вследствие своих положительных качеств зубчатые передачи получили огромное распространение в современном машиностроении.



Рис.24. Схема зубчатого зацепления

Рис.25. Схема зацепления двух зубьев

Таблица 4

Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи

Параметры	Расчетные формулы
Модуль т Диаметр вершин зубьев da Делительный диаметр d Основной диаметр db Диаметр впадин зубьев df Высота зуба h Высота головки зуба ha Высота ножки зуба hf Окружная толщина зуба St Окружная ширина впадины зубьев et Радиальный зазор с Окружной шаг рt Длина зуба (ширина обода) bе = b Межосевое расстояние aw	т = pt/n; т - d/z; m=df /(z + 2); т = 2 aw /(zс) da = т (z + 2) d = mz db = mz Cos df = т (z - 2,5) h = 2,25т hа = т hf= 1,25m st = m/2 et = m/2 c= 0,25m pt = m be= b = d (= 0,50,9) aw = mzс /2

4. Расчет экономической эффективности модели зубчатой передачи

Оснащение учебных мастерских оборудованием и инструментом год от года улучшается. Это должно сопровождаться расширением их деятельности как организации, обеспечивающей участие учащихся в общественно полезном, производительном труде, производительная деятельность студентовмастерских даёт возможность ознакомить их со многими важными вопросами организации производства, и в частности с некоторыми сведениями по экономике современного производства. Целью всех хозяйственно-экономических преобразований проводящих в стране в последнее время, является стремление сделать рентабельной работу всех предприятий. Требованиями рентабельности, например, продиктовано, внедрение в производство большинства новых технологических процессов, машин, приспособлений, мероприятий по организации промышленного и сельскохозяйственного производства.

Следовательно, одним из важных экономических понятий, которые должны знать учащиеся, является понятие рентабельности - прибыльности или убыточности производства. Это понятие не может быть доведено до сознания учащихся без усвоения ими главных составляющих рентабельности - себестоимости продукции и цены.

Себестоимость - основной показатель работы предприятия. Себестоимость складывается из затрат труда человека (прямых и косвенных) и затрат материальных (исходного материала, топлива, электроэнергии, орудий труда), которые также могут быть прямыми и косвенными. В основу оптовой цены кладётся себестоимость продукции плюс определённый процент стоимости, который остаётся у предприятия в виде прибыли.

В процессе материального производства на занятиях в учебных мастерских, каждое изготавливаемое учащимися изделие можно оценить, определив количество материала, требующегося для его производства, стоимость, а также примерные трудовые затраты. Такая деятельность имеет большой познавательный и воспитательный эффект.

Если учащиеся будут расходовать государственные средства без учёта, к тому же ничего не производя, то у них может создаться искажённое представление о производстве, лишь как о процессе расходования средств и материалов, а это в свою очередь может вызвать потребительское отношение к народному богатству.

Изучение элементов экономики на занятиях по выполнению заказов, позволяет поставить на реальную основу и сделать важным фактором нравственного воспитания борьбу за экономию и бережливость; экономное расходование материалов, электроэнергии, бережное отношение к оборудованию и инструменту.

Себестоимость - это сумма денежных затрат на производство и реализацию продукции. Она складывается из прямых и косвенных затрат:

С = П3+К3

По этой формуле мы и будем рассчитывать себестоимость изготовления нашей конструкции.

Прямые затраты (П3) - это те затраты, которые напрямую связаны с изготовлением, т.е. затраты на материалы из которых сделаны узлы и детали, оплату работников, которые их изготовили, затраты на приобретение готовых узлов и деталей.

Косвенные затраты (К3) - это затраты, которые необходимы для обеспечения процесса производства ТО (отопление, освещение помещения и др.)

Подсчет произведем из значения прямых и косвенных затрат: прямые затраты составляет 400 руб., а косвенные расходы составляет 50 руб. Таким образом, себестоимость будет

С = 400 + 50 =450 руб.

Заключение

Важными признаками, объединяющими проектируемые или созданные различные по свойствам изделия - удовлетворение потребностей человека.

Проектируемые объекты техники должны обладать патентной чистотой, т.е. юридическим свойством объекта техники. Конструирование - воплощение технического решения в конструкцию изделия, при этом основным средством конструирования является чертеж, изображающий изделие в прямоугольных проекциях.

При поиске творческих решений конструирования действующей модели зубчатой передачи, используя эвристические приемы, достаточно выполнить следующие четыре положения:

а) правильно уяснить цель проектирования;

б) выбрать из известных технических решений один или несколько прототипов;

в) проанализировать прототипы, выявив несоответствие их признаков искомым решениям;

г) в соответствии с признаками, подлежащими изменению, выбрать наиболее соответствующий прием из известных в практике.

Конструированию нужно обучать, как и любому процессу, для формирования и активизации технических творческих знаний и способностей и их успешного применения в практике для улучшения существующих конструкций и создания новых моделей зубчатых передач на уровне изобретения.

На основе представленной методологии, разработанный нами действующий модель зубчатой передачи позволяет провести лабораторную работу по изучению и вычислению основных параметров зубчатых передач. Он безопасен в работе, легко монтируется и может устанавливаться в лаборатории «Детали машин».

Список литературы

1. Александров Г.Н. Вопросы методики применения вычислительной техники в учебном процессе: Метод. пособие. - Уфа: УАИ, 1875. -98 с.

2. Астреина Л.А. и др. Технико-экономическое обоснование дипломных проектов. - М.: В школа, 1991. -290 с.

3. Алексеенко А. В. Сбор и переработка металлической стружки. - М.: Машиностроение, 1980. -120 с.

4. Амиров А.М. Основы конструирования. М.: “Машиностроение”, 1991. 450с.

5. Барташев Л. В. Технико-экономические расчеты при проектировании и производстве машин.- М.: Машиностроение, 1973. -384 с.

6. Безопасность производственных процессов. Справочник / С.В. Белов, В.Н. Бринза, Б.С. Векшин и др.; Под общ. ред. С.В. Белова - М.: “Машиностроение”, 1985. 448с.

7. Буч Г. Объектно-ориентированное проектирование с примерами применения / Пер. с англ. М.: “Конкорд”, 1992. 519с.

8. Васильев В. Н. Организация, управление и экономика гибкого интегрированного производства в машиностроении. - М.: Машиностроение, 1986. -312 с.

9. Вороненко В. П. Автоматизированное проектирование механосборочных цехов. /Механизация и автоматизация производства. 1986. 4. С. 27 - 29.

10. Гибкое автоматизированное производство. /В. О. Азбель, В. А. Егоров, К. Ю. Звоницкий и др. - Л.: Машиностроение, 1985. - 454 с.

11. Гибкие производственные комплексы. /В. А. Лещенко, В. М. Киеелев, К. А. Куприянов и др. М.: Машиностроение, 1984.- 384 с.

12. Дащенко А. И., Белоусов А. П. Проектирование автоматических линий: Учеб. пособие для машиностроительных специальных вузов. - М.: Высшая школа, 1983. - 328 с.

13. Дитрих Я. Проектирование и конструирование: Системный подход / Пер. с польск. М.: “Мир”, 1981. 465с.

14. Евгеньев Г.Б. Системология инженерных знаний. М.: МГТУ им. Баумана, 2001. 376с.

15. Егоров В. А. Автоматизация проектирования предприятий.- Л.: Машиностроение, 1983. -327 с.

16. Егоров М. Г. Основы проектирования машиностроительных заводов. -М.: Высшая школа, 1969. -480 с.

17. Жданович В. Ф., Гай Л. Б. Комплексная механизация и автоматизация в механических цехах. -М.: Машиностроение, 1976. -288 с.

18. Коновалов В. С. Организация, механизация и экономика заводского транспорта. 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1980. -312 с.

19. Красильникова Г.А. Автоматизация инженерно-графических работ. СПб.: “Питер”, 2000. 256с.

20. Кузнецов В.Е. Представление в ЭВМ неформальных процедур. 1989. 235с.

21. Мамаев В. С., Осипов Е. Г. Основы проектирования машиностроительных заводов. - М.: Машиностроение, 1974.- 290 с.

22. Мельников Г.Н.,Вороненко В.П. Проектирование механосборочных цехов. - М.: Машиностроение, 1990. -352 с.

23. Организация, планирование и управление деятельностью промышленных предприятий. /Ф. И. Биншток, Е. С. Васильев, С. Е. Каменицер и др.- М.: Высшая школа, 1976.- 535 с.

24. Охрана труда в машиностроении: Учебник для машиностроительных вузов. /Е. Я. Юдин, С. В. Белов, С. К. Валанцев и др. -М.: Машиностроение, 1983.- 432 с.

25. Половинкин А.И. Основы инженерного творчества. М.: “Машиностроение”, 1988. 368с.

26. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин. М., 1975,

27. Гинзбург Е.Г. Волновые зубчатые передачи. Л., 1969.

28. Гузенков П. Г. Детали машин. М., 1975.

29. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред. Д. Н. Решетова. М. 5 1968.

30. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М. , 1978.

31. Иванов М. Н. Детали машин. М., 1976.

32. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин: Курсовое проектирование.

33. 1975.

Ицкович Г. М. Сопротивление материалов. М. -, 1970.

34. Курсовое проектирование деталей машин /Чернавский С. А., Ицкович Г. М. Боков К. Н. и др. М. , 1979.

35. Расчет и проектирование деталей машин/Жуков К- П., Кузнецова А. К.,

36. Масленникова С. И. и др. М., 1978.

37. РешетовД. Н. Детали машин. М.,1974.

38. Сборник задач и примеров расчета по курсу деталей машин/Ицкович Г. М., Чернавский А. С., Киселев В. А. и др. М., 1974.

Размещено на Allbest.ur

...