Типы зубчатых передач

 

 

Эвольвентное зацепление

 

Эвольвентное зацепление — это зубчатая передача, которая нечувст­вительна к изменению межосевого расстоя­ния. Его изготавливают методом обкатки.

Все прямозубые цилиндрические передачи с одинаковым модулем зацепления могут из­готавливаться на одном оборудовании, не­зависимо от количества зубьев и размеров головки.

Модули зацепления цилиндрических и ко­нических зубчатых колес стандартизированы по DIN 780; модули зацепления червячных пе­редач по DIN 780; модули шлицевых соедине­ний по DIN 5480; модули зубчатого зацепле­ния нормального профиля для шестерен со спиральными зубьями по DIN 780.

 

 

 

 

Форма зубьев

 

Для прямозубых цилиндрических передач форма зубьев определяется DIN 867, DIN 58400; конических передач — DIN 3971; чер­вячных передач — DIN 3975; шлицевых соеди­нений — DIN 5480 (см. рис. «Прямые и косые зубья (наружное зацепление)» ).

Форма зубьев гипоидных передач регла­ментируется стандартом DIN 867. В допол­нение к стандартным углам зацепления (20° для зубчатых передач и 30° для шлицевых соединений) применяются также и углы заце­пления 12°, 14°30\ 15°, 17°30′_| 22°30′ и 25°.

 

Рис. Характеристики прямозубой цилиндрической передачи передачи (циклоидное зацепление)

 

 

 

 

 

Коррегирование зубчатого зацепления

 

Коррегирование зубчатого зацепления (из­менение высоты головки зуба (см. рис. «Коррегирование зубчатого зацепления прямозубой цилиндрической передачи (циклоидное зацепление)» ) применяется для предотвращения подреза­ния у шестерен с малым количеством зубьев. Оно позволяет увеличить прочность ножки зуба и точно обеспечить межосевое расстояние.

 

 

Зубчатые передачи с точно заданным межосевым расстоянием

 

У зубчатых пар с точно заданным межосевым расстоянием изменение высоты головки зуба для шестерни и зубчатого колеса произво­дится на одинаковую величину, но в противо­положных направлениях, что позволяет сохранить межосевое расстояние неизменным. Такое решение применяется в гипоидных и косозубых передачах.

 

Зубчатые передачи с изменяемым межосевым расстоянием

 

Изменение высоты головки зуба для ше­стерни и зубчатого колеса производится независимо друг от друга, поэтому межосе­вое расстояние передачи может изменяться. Допускаемые отклонения линейных разме­ров зубчатых передач регламентированы. Для прямозубых цилиндрических передач — DIN 3960, DIN 58405; для конических передач — DIN 3971; червячных передач — DIN 3975.

Подставляя j_η = 0 в приведенные ниже формулы, рассчитывают параметры за­цепления без зазора между зубьями. Для определения зазора между зубьями допу­скаемые отклонения толщины зубьев и зоны их зацепления принимают в соответствии со стандартами DIN 3967 и DIN 58405 в за­висимости от требуемой степени точности зубчатой передачи. Следует отметить, что не обязательно стремиться к нулевому за­зору между зубьями. Для компенсации имею­щихся отклонений размеров зубьев и сборки шестерен достаточно иметь минимальный зазор, который, кроме того, предотвращает возможность заклинивания зубчатых колес. Допускаемые отклонения других расчетных параметров (зазор между ножками двух смежных зубьев, межцентровое расстояние) приведены в стандартах DIN 3963, DIN 58405, DIN 3962 Т2, DIN 3967, DIN 3964.

 

Расчет зубчатой передачи

 

В таблице ниже приведены формулы для расчета зубчатой передачи:

 

 

Степени точности зубчатых передач (DIN 3961…..3964)

 

 

 

Зубчатые передачи стартера

 

Система допускаемых отклонений для зубчатых передач по «Стандарту межосевых расстояний» (DIN 3961) применяется в сило­вых приводах, где требуемый зазор между зубьями обеспечивается отрицательными допусками толщины зубьев. Эта система неприменима для зубчатых передач автомо­бильных стартеров, поскольку они работают со значительно большими зазорами между зубьями, которые обеспечиваются увеличе­нием межосевого расстояния.

 

Модуль зубчатой передачи стартеров

 

 

Большой крутящий момент, необходимый для пуска двигателя, требует применения зубчатой передачи с большим передаточным отношением (i = 10-20). Поэтому шестерня стартера имеет малое количество зубьев (z = 9-11), обычно с положительным смещением. Для шага зубьев принято следующее обозна­чение: количество зубьев, равное, например, 9/10, означает нарезку девяти зубьев на за­готовке, рассчитанной по диаметру на 10 зу­бьев, и соответствует смещению +0,5. При этом допускаются небольшие отклонения величины коэффициента х. (Это обозначе­ние нельзя смешивать с обозначением Р 8/10, приведенным ниже).

 

Стандарты зубчатых передач США

 

Вместо модуля для стандартизации зубча­тых передач в США используется показатель количества зубьев на 1 дюйм (25,4 мм) диа­метра делительной окружности или диамет­ральный модуль (питч) (Р):

Р = z/d = z/(z • m/25,4) =25,4/m

Для перевода стандарта США в европейский стандарт служит зависимость:

m = 25,4 мм / P

Размещение зубьев в пределах диаметраль­ного модуля называется окружным шагом зацепления (CP):

CP = (25,4 мм / P) π.

 

Табл. Стандарты зубчатых передач

 

Полная высота зуба

 

В стандартах США полная высота зуба обо­значается как высота головки h_a = т, что соответствует величине т в стандартах Гер­мании.

 

Ножка зуба

 

Обозначается так же, как и полная вы­сота зуба, но расчет головки зуба основы­вается на использовании своего модуля. Пример обозначения:

Обозначение (пример): Р 5 /7

Р = 7 для расчета головки зуба,

Р = 5 для расчета других параметров.

 

Система обозначений и преобразований

 

Диаметр окружности выступов: OD = d_a.

Диаметр делительной окружности: PD = N/P = d (в дюймах) или PD = Nm = d (в мм).

Диаметр окружности впадин: RD = d_f

Начальный диаметр:

LD =(N+2x) / P (в дюймах)

или

LD= (N+2x)·m (в мм).

LD ≈ d_w,

где d_w — диаметральный модуль.

 

Расчет наибольшего допустимого давления зубчатых передач

 

Ниже приведены расчетные формулы, кото­рые могут применяться вместо стандартного расчета DIN 3990 «Расчет несущей способ­ности зубчатых передач». Эти зависимости применимы для расчета нагрузки транс­миссионных зубчатых пар, работающих в стандартном режиме.

 

Величины и единицы измерения для расчета наибольшего допустимого давления

 

 

Необходимое сопротивление усталост­ному выкрашиванию и изнашиванию металла для шестерни (колесо 1) вследствие высо­кого контактного давления достигается, если величина оценки сопротивления выкрашива­нию S_w равна или больше 1. В случае зубча­того зацепления с z₁< 20 следует принимать S_w ⩾ 1,2…1,5 из-за более высоких контактных напряжений в точке однопарного зацепления. Поскольку контактные давления равны по ве­личине для обоих колес, значение k_perm для зубчатого колеса 2 следует принимать такими же, как и для колеса 1 при частоте вращения n₂, пользуясь помещаемой ниже таблицей.

 

Формулы для расчета наибольшего допустимого давления

 

 

Содержащиеся в таблице значения коэф­фициента &_Perm применимы, когда оба колеса изготовлены из стали. Для пар зубчатых ко­лес из чугуна и стали или бронзы и стали этот коэффициент следует увеличить в 1,5 раза. В случае зубчатых пар из чугуна по чугуну или бронзы по бронзе коэффициент k_perm следует увеличить примерно в 1,8 раза. Для зубча­того зацепления лишь с одним поверхностно упрочненным колесом, коэффициент k_perm для незакаленного колеса необходимо уве­личить на 20%. Все приведенные в таблице значения этого коэффициента рассчитаны на срок службы L_h = 5000 ч. При оценке сопро­тивления выкрашиванию металла зубчатых колес S_w расчетный срок их службы может изменяться за счет коэффициента срока службы ф.

 

Коэффициент допустимого контактного давления k_perm в H/mm² для срока службы L_h = 5000 ч

 

 

 

Прочностные характеристики материалов для изготовления зубчатых передач приве­дены в табл. «Параметры материалов зубчатых передач«.

 

 

1. При пульсирующей нагрузке для предела усталостной прочности (N_L ⩾ 3_*10⁶). В случае знакопеременной      нагрузки следует применять коэффициент Y_L
2. В пределах усталостной прочности в течение срока службы напряжения изгиба увеличиваются на коэффици­ент Y_nt в зависимости от количества циклов нагрузки N_L.

 

Коэффициент срока службы ф

 

Коэффициент срока службы используется для корректирования приведенных в верх­ней таблице значений коэффициента допу­стимого контактного давления k_perm (рас­считанного на срок службы L_h = 5000 ч) для различной расчетной продолжительности работы зубчатой передачи.

 

 

Рекомендации по выбору расчетного срока службы зубчатых передач: при посто­янной работе с полной нагрузкой — от 40 000 до 150 000 ч; при прерывистой полной на­грузке — от 50 до 5000 ч.

Необходимая величина сопротивления разрушению зуба обеспечивается при S_F ⩾ 1 для шестерни (колесо 1). Если шестерня изготовлена из более проч­ного материала, чем зубчатое колесо 2, сле­дует также произвести проверочный расчет зубчатого колеса на изгибающие нагрузки.

 

Расчет зубчатого зацепления на изгиб и разрушение зуба

 

 

Коэффициент профиля зуба Y_Fa

 

 

Скоростной фактор f_v

 

 

^{[1] Оценка действительна для А = 6 (средний уровень точности).}