Передачи вращательного движения

500 

Категория: Метки: , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,

Описание

Библиотеки начинающего
конструктора

Игнатьев Н П

ПЕРЕДАЧИ
ВРАЩАТЕЛЬНОГО
ДВИЖЕНИЯ
Справочно – методическое пособие

СОДЕРЖАНИЕ

Введение
1. Цилиндрическая зубчатая передача…………………………………..5
1.1 Область применения………………………………………………5
1.2 Геометрические параметры цилиндрических зубчатых колес…15
1.3 Качественные показатели зацепления…………………………..18
1.4 Допуски геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес и методы их контроля………………………………………19
1.5 Требования по точности к деталям цилиндрической зубчатой передачи……………………………………………………………28
1.6 Прочностной расчеты цилиндрической зубчатой передачи……33
1.7 Расчет зубчатых колес на износ………………………………….38
1.8 Косозубая цилиндрическая зубчатая передача…………………42
1.9 Цилиндрическая зубчатая передача с внутренним
зацеплением……………………………………………………….44
1.10 Цилиндрическая зубчатая передача Новикова…………………45
1.11 Технология изготовления цилиндрических зубчатых колес…48
1.12 Сборка цилиндрических зубчатых колес………………………48
1.13 Применение цилиндрических зубчатых передач в приводе
1.14 различных механизмов………………………………………….55
2 . Коническая зубчатая передча………………………………………….76
2.1 Область применения………………………………………………76
2.2 Геометрические параметры конических зубчатых колес………82
2.3 Допуски геометрических параметров конических зубчатых
колес……………………………………………………………….86
2.4 Требования по точности к деталям конической зубчатой
2.5 передачи……………………………………………………………91
2.6 Прочностной расчет конической зубчатой передачи…………..97
2.7 Гипоидная коническая передача…………………………………98
2.8 Спироидная коническая передача………………………………100
2.9 Технология изготовления конических зубчатых колес……..101
2.10 Сборка конической зубчатой передачи………………………101
2.11 Применение конических зубчатых передач в приводах
различных механизмов…………………………………………108
3 . Червячная передача…………………………………………………..121
3.1 Область применения червячных передач………………………121
3.2 Геометрические параметры червячной передачи……………..124
3.3 Допуски геометрических параметров червячного колеса
и червяка…………………………………………………………128
3.4 Требования по точности к деталям червячной передачи……..131
3.5 Прочностной расчет червячной передачи……………………..136
3.6 Технология изготовления деталей червячной передачи………137
3.7 Сборка червячной передачи…………………………………….138
3.8 Применение червячных передач в приводе различных
механизмов………………………………………………………144
4. Материалы для изготовления колес зубчатых и червячных
передач………………………………………………………………….169
5. Рекомендации по проектированию зубчатых
передач………………………………………………………………….173
6. Приложение №1 Таблица с рекомендуемыми значениями
7. погрешностей формы базовых и измеряемых поверхностей……….221
8. Литература………………………………………………………………222

ВВЕДЕНИЕ

Все механические зубчатые передачи делятся на два типа, зубчатые передачи и передачи с гибкой связью К зубчатым передачам относятся: цилиндрическая, коническая и червячная и планетарная передачи (последняя в данной работе не рассматривается) – а к передачам с гибкой связью ременная и цепная передача. Эта работа посвящена только зубчатым передачам. В работе рассмотрены основные аспекты проектирования зубчатых передач, такие как расчет геометрических параметров и порядок назначения допусков на размеры, и взаимное положение поверхностей основных деталей передач, а также прочностной расчет всех трех видов зацепления зацепления. Кроме того, в работе содержится большое количество примеров конструктивного выполнения приводов включающих цилиндрические, конические и червячные передачи, которые позволяют решать следующие задачи на проектирование, в том числе создание:
–  тяжело нагруженного привода,
–  привода работающего в динамическом режиме,
–  безазорной передачи и привода,
–  привода содержащего элементы, предохраняющие от перегрузок
В работе также приводятся рекомендации по проектированию зубчатых передач и их основных конструктивных элементов, в том числе последовательность их поэтапного проектирования основанная на опыте автора.

1 Цилиндрическая зубчатая передача.
1.1 Область применения.

              Цилиндрические зубчатые передачи используются для передачи вращательного движения, при этом зубчатые колеса, находящиеся в зацеплении устанавливаются на валах расположенных параллельно или соосно друг другу. Чаще всего, при передаче вращательного движения находящиеся в зацеплении зубчатые колеса имею различное число зубьев, что позволяет увеличивать или уменьшать передаваемый крутящий момент, и со-ответствующим образом уменьшать, или увеличивать скорость вращения ведомого вала. Данный тип зубчатых передач, благодаря свой простоте, находит применение во всех об-ластях техники и при этом используется как в виде закрытого редуктора (см. Рис. 1 – 8), или мотор – редуктора (см. Рис. 8 и 9), так и в виде открытой передачи (см. Рис. 10 – 14)
Наиболее часто в приводе машин применяются серийно изготавливаемые цилин- дрические редукторы:
− одноступенчатые типа ЦУ – 100… ЦУ- 250,
− двухступенчатые типа Ц2У – 100 …Ц2У – 250 ,
− трехступенчатые типа Ц3У – 100…Ц3У – 250
ГОСТ 31592 – 2012 определяет техническую характеристику одно – , двух – , трех-ступенчатых цилиндрических редукторов общемашиностроительного назначения, в том числе:
–  крутящий момент на выходном валу,
–  допустимую радиальную нагрузку на тихоходном валу,
–  допустимую радиальную нагрузку на быстроходном валу,
–  номинальное передаточное отношение,
–  номинальное число оборотов быстроходного вала,
–  ресурс редуктора,
–  коэффициент полезного действия редуктора,
–  шумовые характеристики,
Габаритные и присоединительные размеры одноступенчатых цилиндрических редукторов типа ЦУ определены ГОСТ 21426 – 75, а двухступенчатых цилиндрических редукторов типа Ц2У определены ГОСТ 20758 – 75. Схемы сборки (взаимное расположение входного и выходного вала) одно – , двух – , трехступенчатых цилиндрических редукторов определены ГОСТ 20373 – 94. Размеры концов входных и выходных валов цилиндрических редукторов определены ГОСТ 21426 – 75 и ГОСТ 12081 – 72
Для получения требуемой компоновки привода проектируемого технического объекта вместо покупного цилиндрического редуктора зачастую используют цилиндрический редуктор имеющий оригинальную конструкцию, в том числе :
–  редуктор с двумя параллельными выходами (см. Рис. 1),
–  редуктор с внутренним зацеплением (см( Рис. 2),
–  соосный редуктор (см. Рис. 3 – 6),
–  редуктора с односторонним входом и выходом (см. Рис. 5)
На Рис. 1 показана конструкция одноступенчатого цилиндрического редуктора с двумя параллельными выходами. Он содержит быстроходный вал 5, установленный в корпусе 1 редуктора на подшипниках 2 поджатых крышкой 3 и установленной в резьбовом отверстии крышки 4 винтовой пробкой 12 взаимодействующей с подшипником 2 через проставку 13, при этом, шестерня 6, установленная на валу 5 посредствам шпоночного соединения, зацепляется с двумя зубчатыми колесами 7 установленными с помощью шпоночного соединения на тихоходных валах 8 редуктора, установленных в корпусе 1 посредствам подшипников 9, поджатых крышкой 10, а также установленной в крышке 11 винтовой пробой 14 взаимодействующей с подшипником с помощью проставки 15. Редуктор такой конструкции применяется в составе привода в то случае, когда необходимо сообщить вращательное движение двум механизмам работающим с одинаковой скоростью.

 

Рис. 1 Конструкция одноступенчатого цилиндрического редуктора с двумя параллельными выходами.

                 На Рис. 2 показана конструкция одноступенчатого цилиндрического редуктора с внутренним зацеплением. Он содержит быстроходный вал – шестерню 6, установленную в стакане 3 на подшипниках 4, поджатых крышкой 5, при этом стакан 3 установлен в корпусе 1 редуктора, а зубчатый венец 7 вала – шестерни 6, зацепляется с зубчатым колесом 8 с внутренними зубьями , который посредствам шпоночного соединения установлено на тихоходном валу 9, который на подшипниках 10 поджатых крышками 11 и 12 установлен в корпусе 1.Такая конструкция редуктора за счет применения внутреннего зацепления позволяет уменьшить высоту редуктора и повысить нагрузочную способность, а также позволяет получить направление вращения тихоходного вала соответствующее направлению вращения быстроходного вала.

Рис. 2 Конструкция одноступенчатого цилиндрического редуктора с
внутренним зацеплением.

          Сосоные редукторы применяются в том случае, когда компоновка привода технического объекта требует расположения приводного двигателя и ведущего вала исполнительного механизма на одной оси. На Рис. 3 показана конструкция двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора. Он содержит быстроходный вал – шестерню 5, на подшипниках 3 установленный в буксе 2 и корпусе 1, при этом подшипники поджаты крышкой 4, а зубчатый венец 6 вала – шестерни 5 зацепляется с зубчатым колесом 7, которое посредствам шпоночного соединения закреплено на промежуточном валу – шестерни 8, который установлен в корпусе 1, на подшипниках 9, поджатых крышками 10, при этом, зубчатый венец 11 вала – шестерни 8, зацепляется с зубчатым колесом 12, закрепленном посредствам шпоночного соединения на тихоходном валу 13, а последний установлен в корпусе 1 на подшипниках 14 поджатых крышкой 15.

 

Рис. 3 Конструкция двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора.

              На Рис 4 показана конструкция двухпоточного соосного цилиндрического редуктора. Он содержит быстроходный вал – шестерню 2, установленный на подшипниках 3 во втулке 4 и буксе 16 , которые расположены в расточке корпуса 1, при этом подшипники 3 поджаты крышкой 5, а зубчатые венцы 6 вала – шестерни 2 зацепляются с зубчатыми колесами 7, закрепленными посредствам шпоночных соединений на промежуточных валах – шестернях 8, установленных в корпусе 1 на подшипниках 9, поджатых крышками 10, при этом, зубчатые венцы 11 валов – шестерен 8 зацепляются с зубчатым колесом 12 закрепленным посредствам шпоночного соединения на тихоходном валу 13, установленном на подшипниках 15 поджатых крышками 15. В данной конструкции редуктора мощность от быстроходного вала к тихоходному передается через две равнозначные кинематические цепи, что существенным образом повышает его нагрузочную способность.

Рис 4 показана конструкция двухпоточного соосного цилиндрического редуктора.

           На Рис. 5 показана конструкция двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора с тихоходной ступенью внутреннего зацепления. Он содержит быстроходный вал – шестерню 3, установленный в расточке корпуса 1 на подшипниках 2, поджатых крышкой 4, а его зубчатый венец 5 зацепляется с зубчатым колесом 6, закрепленным посредствам шпоночного соединения на промежуточном валу – шестерне 7, который установлен в расточке корпуса 1 на подшипнике 8 и во втулке 10 на подшипнике 9, также расположенной в расточке корпуса 1, при этом подшипник 8 поджат крышкой 11, а подшипник 9 установлен с возможностью самоустановки в осевом направлении. Зубчатый венец 12 вала – шестерни 7 зацепляется с внутренними зубьями колеса 13, которое посредствам шпоночного соединения закреплено на тихоходном валу 14, а последний на подшипниках 15, поджатых крышкой 15, установлен в расточке корпуса 1. Такая конструкция редуктора за счет использования тихоходной передачи с внутренним зацеплением позволяет уменьшить ее межцентровое расстояние и повысить нагрузочную способность.

Рис. 5 Конструкция двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора с тихоходной ступенью внутреннего зацепления

        На Рис 6 показана конструкция двухступенчатого соосного редуктора привода кривошипного пресса, в котором быстроходный вал проходит внутри тихоходного. Он содержит быстроходный вал 1, установленный в расточке зубчатого колеса тихоходной передачи на подшипниках 2 и 3, а шестерня 4, закрепленная посредствам шпоночного соединения на быстроходном валу 1 зацепляется с зубчатым колесом 5 закрепленном на промежуточном валу – шестерне 6 установленном в корпусе 12 редуктора на подшипниках 7 поджатых крышками 8, при этом, зубчатый венец 9 промежуточного вала – шестерни 6 зацепляется с зубчатым колесом 10, который на подшипниках 11 установлен в расточке корпуса 12. На выходном конце ступицы тихоходного зубчатого колеса 10 выполнены кулачки 14 находящиеся в постоянном контакте с ответными кулачками коленчатого вала 15, который установлен в станине 16 кривошипного пресса в подшипниках скольжения 17. Такая конструкция соосного редуктора позволяет разместить его на одной стороне станины пресса, а электродвигатель на другой , что значительно улучшает компоновку механизмов пресса в целом.

Рис 6 Конструкция двухступенчатого соосного редуктора привода кривошипного пресса, в котором быстроходный вал проходит внутри тихоходного.

          С целью получения необходимой компоновки привода и увеличенного передаточного числа цилиндрические зубчатые передачи могут используются совместно с коническим и червячными передачами, образуя, таким образом, коническо – цилиндрические и червячно – цилиндрические редуктора. Основные параметры серийно изготавливаемых коническо – цилиндрических редукторов общемашиностроительного назначения с ортогональной конической передачей типа КЦ1 определены ГОСТ 27142 – 97

Рис. 7 Конструкция трхступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с тихоходным валом расположенным соосно
ведомому валу конической передачи.

        На Рис. 7 показана конструкция трхступенчатого коническо – цилиндрического редуктора с тихоходным валом расположенным соосно ведомому валу конической передачи. Он содержит ведущий вал 2 установленный в корпусе 1 на подшипниках 3 и 4, при этом, коническая шестерня 5, закрепленная на валу 1 зацепляется с коническим зубчатым колесом 6, закрепленным посредствам шпоночного соединения на первом промежуточном валу – шестерне 7, который посредствам подшипника 8 установлен в расточке корпуса 1, а посредствам подшипника 9, в расточке, выполненной в ступице тихоходного зубчатого колеса 10. Зубчатый венец 18 вала – шестерни 7 зацепляется с зубчатым колесом 11, закрепленном на втором промежуточном валу – шестерен 12, которое установлено в корпусе 1 на подшипниках 14, а зубчатый венец 19 вала – шестерни 12 зацепляется с зубчатым колесом 10, закрепленным посредствам шпоночного соеди-нения на тихоходном валу 15, установленном на подшипниках 16 в расточке корпуса 1, а на подшипниках 17 в расточке первого промежуточного вала – шестерни 7. Такая конструкция редуктора позволяет не только уменьшить его длину, но и выполнить такую ком-поновку привода, при которой тихоходный вал, будучи расположен перпендикулярно к оси быстроходного вала, максимально к нему приближен.
На Рис. 8 показана конструкция двухступенчатого червячно – цилиндрического ре-дуктора. Он содержит быстроходный вал 2 установленный в расточке корпуса 1, на кото-ром закреплен червяк (червяк на Рис.7 не показан) зацепляющийся с червячным колесом 3, закрепленным посредствам шпоночного соединения на промежуточном валу 4, который установлен в корпусе 1 на подшипниках 5, поджатых крышками 6, а шестерня 7, установленная на том же валу зацепляется с зубчатым колесом 8, закрепленным посредствам шпоночного соединения на тихоходном валу 9, установленном в корпусе 1 на подшипниках 10 поджатых крышками 11 и 12. Введение в конструкцию редуктора червячной передачи позволяет увеличить его передаточное отношение, а также при необходимости обеспечить редуктору самоторможение без введения дополнительных конструктивных элементов.

Рис. 8 Конструкция двухступенчатого червячно – цилиндрического редуктора.

        На Рис. 8 показана конструкция двухступенчатого червячно – цилиндрического редуктора. Он содержит быстроходный вал 2 установленный в расточке корпуса 1, на котором закреплен червяк (червяк на Рис.7 не показан) зацепляющийся с червячным колесом 3, закрепленным посредствам шпоночного соединения на промежуточном валу 4, который установлен в корпусе 1 на подшипниках 5, поджатых крышками 6, а шестерня 7, установленная на том же валу зацепляется с зубчатым колесом 8, закрепленным посредствам шпоночного соединения на тихоходном валу 9, установленном в корпусе 1 на подшипниках 10 поджатых крышками 11 и 12. Введение в конструкцию редуктора червячной передачи позволяет увеличить его передаточное отношение, а также при необходимости обеспечить редуктору самоторможение без введения дополнительных конструктивных элементов.

Рис. 9 Конструкция мотор – редукторов с одно – и двухступенчатым цилиндрическим редуктором.

            На Рис. 9а показана конструкция мотор – редуктора с одноступенчатым цилиндрическим редуктором. Он содержит сборный корпус включающий основание 1 и крышку 2, приводной электродвигатель 3 фланцевого исполнения, который крепится на корпусе мотор – редуктора, а на его валу установлена ведущая шестерня 4 зацепляющаяся с внутренними зубьями ведомого колеса 5, закрепленного на тихоходном валу 6, который установлен в расточке корпуса на подшипниках 7, поджатых крышкой 8. Применение зубчатой передачи внутреннего зацепления позволяет при том же передаточном отношении уменьшить высоту мотор – редуктора.
На Рис. 9б показана конструкция мотор – редуктора с двухступенчатым цилиндрическим редуктором. Он содержит сборный корпус включающий основание 1 и крышку 2, приводной электродвигатель 3 фланцевого исполнения, который крепится на корпусе мотор – редуктора, а на его валу установлена ведущая шестерня 4 зацепляющаяся с зубчатым колесаом 5, закрепленным посредствам шпоночного соединения на промежуточном валу – шестерне 6, который установлен в расточке корпуса на подшипниках 7, поджатых крышкой 8.Зубчатый венец 9 вала – шестерни 6 зацепляется с зубчатым колесом 10,    закрепленным посредствам шпоночного соединения на тихоходном валу 11, который установлен в расточке корпуса на подшипниках 12 поджатых крышками 13.. Для организации второй опоры тихоходного вала 11 крышка 2 корпуса мотор – редуктора выполнена с Г – образной опорой, в которой выполнена совместная с основанием 1 расточка под установку подшипников. Наличие двух ступеней в редукторе позволяет увеличить его передаточное отношение.

Рис.10 Конструкция привода вспомогательных механизмов многопозиционного холодно – высадочного автомата, выполненного в виде цилиндрической и
конической передач, встроенных в картер станины автомата.

           На Рис.10 показана конструкция привода вспомогательных механизмов многопозиционного холодно – высадочного автомата, выполненного в виде цилиндрической и конической передач встроенных в картер станины автомата. Он содержит коленчатый вал 1 исполнительного кривошипно – шатунного механизма автомата, который установлен в подшипниках скольжения 4, расположенных в буксах 3 станины 2, на его цапфе посредствам комплекта тангенциальных шпонок 6 закреплено ведущее зубчатое колесо 5 зацепляющееся с ведомым зубчатым колесом 6, закрепленным посредствам шпоночного соединения на промежуточном валу 8, установленном на подшипниках качения 9 и 10 в соответствующих буксах станины. На том же валу 8 закреплено коническое зубчатое колесо 11 зацепляющееся с коническим зубчатым колесом 12 закрепленным на распределительным валу 13, на котором установлены кулачки привода вспомогательных механизмов автомата (кулачки на Рис. 10 не показаны). Цилиндрическая и коническая зубчатые передачи расположены в картере станины автомата, что позволяет обеспечить им гарантированную смазку. Находящиеся в зацеплении цилиндрические и конические зубчатые колеса имеют равное число зубьев, что позволяет получить одинаковую скорость вращения коленчатого вала 1 и рас-пределительного вала 13, обеспечивая, таким образом, синхронную работу в едином цикле исполнительного и вспомогательных механизмов автомата.

Рис. 11 Конструкция привода механизмов сборочного автомата, включающего две цилиндрические зубчатые передачи.

          На Рис. 11 показана конструкция привода механизмов сборочного автомата, включающего две цилиндрические зубчатые передачи. Он содержит пневмоповоротник 1, в отверстии которого установлен ведущий вал 2, установленный на подшипниках 3, в букве 4 закрепленной на станине 5 автомата, а зубчатое колесо 6 установленное посредствам шпоночного соединения на конце вала 2 зацепляется с зубчатым венцом блока 6, расположенного на подшипниках скольжения 7 на неподвижной оси 8, закрепленной на станине 5. Зубчатый венец блока 6 зацепляется с зубчатым колесом 9, закрепленным посредствам шпоночного соединения на кулачковом валу18, который установлен на подшипниках 11 и 16 в стакане 12 и корпусе 16 также закрепленных на станине 5. На фланце блока 6 крепится планшайба 13 на которой расположен механизм гибки 14, приводимый пневмоцилиндром 15, а на кулачковом валу 10, установлены кулачки 20, управляющие работой вспомогательных механизмов автомата и кулачки 21, которые воздействуя на пневматическеие конечные выключатели обеспечивают последовательность работы механизмов автомата в автоматическом цикле, при этом, корпус 17 задней опоры вала 10 крепится на станине 5 с помощью кронштейна 18. Зубчатое колеса 6, 9 и зубчатый венец блока 6 имеют равное число зубьев, что обеспечивает одинаковую скорость вращения гибочной планшайбы 13 и кулачкового вала 10 автомата.

Рис. 12 Конструкция встроенного в ступицу колеса планетарного редуктора
разнесенной главной передачи заднего моста автобуса, выполненного
на основе цилиндрических зубчатых передач.

      На основе цилиндрических зубчатых передач строится конструкция планетарных и дифференциальных редукторов. На Рис. 12 показана конструкция встроенного в ступицу колеса планетарного редуктора разнесенной главной передачи заднего моста автобуса, выполненного на основе цилиндрических зубчатых передач. Он содержит ведущую полуось 1, на выходном шлицевом конце 2 которой закреплена солнечная шестерня 3, находящаяся в зацеплении с комплектом сателлитов 4, установленных посредствам подшипников 5 на осях 6, закрепленных на сборном водиле, состоящем из фланца 8 и крышки 9, соединенных между собою с помощью пальцев 10, при этом сателлиты 4 постоянно находятся в зацеплении с корончатым зубчатым колесом 7, жестко соединенным со ступицей колеса 11. Такая конструкция привода выполненного в виде планетарного редуктора встроенного в ступицу колеса позволяет разгрузить конический дифференциал заднего моста автомобиля.

Рис. 13 Конструкция четырехскоростной коробки скоростей грузового автомобиля, включающей четыре цилиндрические зубчатые передачи, включение
которых осуществляется зубчатыми муфтами сцепления.

           Цилиндрические зубчатые передачи используются в коробках скоростей машин и оборудования, в которых они работают вместе с зубчатыми и фрикционными электромагнитными сцепными муфтами, обеспечивая получение различных скоростей вращения выходного вала. На Рис. 13 показана конструкция четырехскоростной коробки скоростей грузового автомобиля, включающей четыре цилиндрические зубчатые передачи, включение которых осуществляется зубчатыми муфтами сцепления. Она содержит расположен-ный в корпусе 1 ведущий вал – шестерню 4, который установлен на подшипнике 2, а по-средствам шлицевого соединения 3 установлена в расточке промежуточного вала – шестерни 9, установленного на подшипниках 10 и 11 в корпусе 1, при этом зубчатый венец 5 вала – шестерни 4 находится в зацеплении с зубчатым колесом 6, свободно установленным на выходном валу 7, а зубчатый венец 13 вала – шестерни 9 находится в зацеплении с зубчатым колесом 14, также свободно установленным на выходном валу 7. На валу – шестерне 9 свободно установлены зубчатые колеса 15 и 17, которые зацепляются с зубчатыми колесами 16 и 18 установленными на шлицах выходного вала 7, при этом, последний установлен в корпусе 1 на подшипниках 8 и 19. Для поочередного соединения зубчатых колес 15 и 17 с валом – шестерней 9 на нем установлена зубчатая сцепная муфта 20, а для поочередного соединения зубчатых колес 6 и 14 с выходным валом 7 на нем установлена зубчатая сцепная муфта 21. При включении зубчатой сцепной муфты 20 муфта 21 должна быть выключена, и наоборот. При нахождении обеих муфт сцепления в нейтральном положении вращение от ведущего вала ведомому не передается.

Рис. 14 Конструкция коробки скоростей металлорежущего станка, включающая
цилиндрические зубчатые передачи и фрикционные
электромагнитные муфты сцепления.

              На Рис. 14 показана конструкция коробки скоростей металлорежущего станка включающая цилиндрические зубчатые передачи и фрикционные электромагнитные муфты сцепления. Она содержит установленный на подшипниках 2 в корпусе 3 коробки ведущий вал 1, на котором посредствам шпоночного соединения закреплена шестерня 4, а посредствам подшипников 6, свободно установлена шестерня 5, при этом, шестерня 4 зацепляется с зубчатым колесом 7, которое посредствам подшипников 8 свободно установлено на промежуточном валу 9, а последний на подшипниках 10 и 11 установлен в корпусе 3,а шестерня 5 зацепляется с зубчатым колесом 12, закрепленным на промежуточном валу 9 посредствам шлицевого соединения. Кроме того, шестерня 13, закрепленная посредствам шлицевого соединения на промежуточном валу 9, зацепляется с зубчатым колесом 14, которое посредствам подшипников 15 свободно установлено на выходном валу 16, также на промежуточном валу 9 посредствам подшипников 20 свободно установлено зубчатое колесо 19, зацепляющееся с шестерней 21закрепленной посредствам шлицевого соединения на выходном валу 16. Переключение скоростей осуществляется с помощью фрикционных электромагнитных муфт 22 – 25, которые поочередно соединяют шестерню 5 с ведущим валом 1, зубчатые колеса 7 и 19 с промежуточным валом 9, а зубчатое колесо 14 с выходным валом 16, что позволяет получить четыре различные скорости вращения последнего.

1.2 Геометрические параметры цилиндрических зубчатых колес

             Расчет геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи осуществляется в соответствии с ГОСТ 16532 – 70, исходный контур цилиндрического зубчатого зацепления определен ГОСТ13755 – 2015, модули зубчатого зацепления определен ГОСТ 9563 – 60.

 

Рис. 15 Схема эвольвентного зацепления цилиндрической зубчатой передачи

               На Рис. 15 показан диаметр основной окружности Dw по которому перекатывается прямая, точка которой образует при этом эвольвентный профиль зуба. Для улучшения качества зацепления, в частности: предохранения от подрезания ножки зуба, повышения контактной и изгибной выносливости за счет изменения формы зуба, выравнивания скоростей скольжения, регулирования межосевого расстояния, применяется корригирование зубчатых колес. Корригированием называется смещение при нарезании зубчатого колеса средней линии инструментальной рейки относительно делительной окружности колеса. Смещение рейки наружу относительно делительной окружности колеса считается положительной коррекцией, а смещение внутрь отрицательной коррекцией. Существуют два вида коррекции высотная и угловая.
Высотная коррекция характеризуется тем, что положительному коэффициенту коррекции +x1 на шестерне соответствует равный, но противоположный по знаку коэффициент коррекции x2 = – x1 на колесе. Суммарный коэффициент смещения при высотной коррекции xс = x1 + x2 = 0. Следовательно при высотной коррекции, как и в некорригированном зацеплении делительные окружности теоретически совпадают с начальными, межосевое расстояние aw и угол зацепления αtw= α0= 20 град.остаются неизменными, а изменяется высота ножек и головок зубьев и диаметры окружности выступов и впадин, у шестерни увеличиваются, а у колеса уменьшаются на величину 2xm. Поэтому высотную коррекцию используют для улучшения (упрочнения) формы зуба шестерни за счет некоторого ухудшения формы зуба колеса. Учитывая это, высотную коррекцию применяют тогда, когда число зубьев колеса достаточно велико.
Угловая коррекция характеризуется тем, что суммарный коэффициент смещения x = x1 + x2 неравно 0. В этом случае суммарная толщина зубьев шестерни и колеса по делительной окружности не равна шагу зацепления и для обеспечения нормального беззазорного зацепления необходима раздвижка         (при xс больше 0) или сближение (при xс мешьше 0) колес на некоторую величину, что вызывает изменение угла зацепления αtw. При угловой коррекции начальные окружности зубчатых колес не совпадают с делительными окружностями. Угловая коррекция является наиболее общим и универсальным способом исправления формы зубьев, позволяющим за счет этого повысить их изгибную и контактную прочность, повысить износостойкость зубчатых колес за счет выравнивания скоростей отно-сительного скольжения, а также позволяет изменять межцентровое расстояние зубчатой передачи в определенном диапазоне с целью доведения его до конструктивно необходимой величины.

Рис. 16. Основные конструктивные элементы цилиндрического зубчатого колеса

        Кроме выполнения геометрических размеров цилиндрических зубчатых колес в строгом соответствии с расчетными величинами оговоренными требованием ГОСТ16532-70 (для наружного зацепления) и ГОСТ19274-73 (для внутреннего зацепления) необходимо выдерживать их конструктивные размеры в соответствии с определенными требованиями (см. Рис. 16). Так минимально допустимый диаметр шестерни устанавливаемой на вал должен быть не менее, чем:

Величины конструктивных элементов зубчатого колеса приведены в таб.1

1.3 Качественные показатели зацепления

       После выполнения расчета геометрических параметров зубчатого зацепления осуществляется проверка его качественных показателей, к которым относятся:
–  отсутствие подрезания зубьев,
–  обеспечение нормальной толщины зуба по вершинам,
–  отсутствие интерференции зубьев,
–  обеспечение коэффициента перекрытия передачи.

1.4 Допуски геометрических параметров цилиндрических
зубчатых колес и их контроль

         Как уже говорилось, долговечная работа зубчатой передачи обеспечивается наличием в зацеплении необходимого бокового зазора и пятна контакта, величина которых зависит от функционального назначения и степени точности передачи и устанавливается ГОСТ1643-81. Это стандарт предусматривает двенадцать степеней точности зубчатых колес (1-12), а для каждой степени точности зубчатых колес установлены нормы: кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев колес в передаче. Выбор степени точности цилиндрической передачи и соответственно допусков на ее геометрические параметры осуществляется исходя из назначения передачи (силовая, кинематическая, неответственная), условий ее эксплуатации и технических требований, предъявляемых к ней (кинематической точности, плавности, бесшумности, долговечности), а также передаваемой мощности и линейными скоростями зубчатых колес (рекомендации по выбору степени точности зубчатой передачи приведены в таб. 2).

Независимо от степени точности цилиндрической зубчатой передачи, для ее нормальной работы между рабочими поверхностями зубьев должен быть обеспечен боковой зазор jn, который достигается счет уменьшения толщины зуба колеса и шестерни путем дополнительного смещения исходного контура или другими словами зуборезного инструмента при нарезании зубьев. Он необходим для компенсации температурных изменений в передаче при ее работе – jn1, для обеспечения нормальных условий смазывания – jn2 для компенсации погрешности изготовления и сборки деталей входящих в передачу – jn3. Таким образом, минимальная величина бокового зазора в зубчатой передаче должна быть равна:

       Величина бокового зазора jn1, необходимого для компенсации температурных изменений в зубчатой передаче при ее работе определяют по следующей формуле:

            Величина бокового зазора jn2, обеспечивающая нормальные условия смазывания, зависит от способа смазывания и окружной скорости передачи. Ориентировочно, эта величина составляет в микронах от 10m для тихоходных передач до 30m для быстроходных передач (V =15 м/сек).
Величина бокового зазора jn3 необходимая для компенсации погрешности изготовления и сборки деталей входящих в передачу (зубчатые колеса, валы, подшипники, корпус) согласно ГОСТ 1643 – 81 рассчитывается по следующей формуле:

      Согласно ГОСТ 1643 – 81 установлено четыре вида сопряжения зубчатых колес А, B, C, D (см. Рис 18) и, соответственно, четыре вида допуска бокового зазора между зубьями передачи. После выполнения расчета минимальной величины бокового зазора в передачи по ГОСТ 1643 – 81 выбирается наиболее близкий вид сопряжения.

Рис. 18 Виды сопряжения зубчатых колес в передаче

         Для обеспечения плавности работы цилиндрической зубчатой передачи в ней должна быть обеспечена требуемая величина пятна контакта между боковыми поверхностями зубьев колес, которая нормируется ГОСТ 1643 – 81 в зависимости от степени ее точности.

Рис. 22. Схема образования «зазора неприлегания» зубьев в передаче

    Согласно ГОСТ 1643 – 81 пятно контакта в цилиндрической зубчатой передаче определяется по следующей формуле:

         Где, с – разрывы в пятне контакта по длине или высоте зуба, превышающие величину модуля. Однако такое определение пятна контакта не позволяет выполнить его оценку расчетным путем на стадии проектирования передачи и может служить только для определения и сравнения с требованием ГОСТ1643 – 81 фактически полученного пятна контакта после сборки передачи. В работе [7] предлагается оценивать величину пятна контакта в зубчатой передаче по «зазору неприлегания» зубьев е (см. Рис 22), который, если принять во внимания, что значительная величина с (разрыва) имеет место крайне редко, равна:

         где, т – толщина слоя краски наносимой при определении пятна контакта, величина которого равна 0,004 – 0,006 мм. Если сравнить схему образования «зазора неприлегания», покзанную на Рис 22 и исходное – замыкающее звено ВΔ  , размерной цепи, определяющей непараллельность боковых поверхностей зубьев в передаче, показанной на Рис 35, то несложно сделать вывод о том, что это одна и та же величина. Таким образом, величина пятна контакта в зубчатой передаче по длине определяется размерной цепью В, а по ширине соответственно размерной цепью γ, (см. Рис. 36) и также как и боковой зазор его величина зависит от точности изготовления деталей входящих в зубчатую передачу.
Чертеж зубчатого колеса, выполняется в соответствии с ГОСТ 2. 403 – 75, в соответствии с которым в правом углу помещается таблица параметров, состоящая из трех частей, которая содержит: основные данные, данные для контроля, справочные данные. В разделе таблицы «данные для контроля» приведен полный перечень показателей: бокового зазора, кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев (см. Рис. 23).

Рис. 23 Таблица параметров цилиндрического зубчатого колеса

1.5 Требования по точности к деталям цилиндрической зубчатой передачи

       Основными типовыми деталями цилиндрической зубчатой передачи являются: зубчатое колесо (шестерня), вал, торцевые крышки, распорная втулка и корпус передачи (редуктора). В данном разделе приведены требования по точности к основным деталям цилиндрической зубчатой передачи, обеспечивающие работоспособность передачи в целом.
Помимо параметров колеса, перечисленных в таблице, показанной на Рис. 23, которые в основном относятся к точности его зубчатого венца, необходимо еще назначить следующие требования по точности к его базовым размерам и поверхностям:
–  посадку базового отверстия D1 зубчатого колеса,
–  наружный диаметр D2 и ширина h зубчатого колеса,
–  радиальное биение заготовки колеса относительно посадочного отверстия,
–  торцевое биения зубчатого венца колеса относительно посадочного отверстия.
–  торцевое биение ступицы зубчатого колеса,
–  погрешность формы поверхностей D1 и D2
Посадка базового отверстия колеса D1 и допуск на наружный диаметр заготовки зубчатого колеса D2 (см. Рис 24), и величина его радиального биения устанавливается согласно табл. 3, в зависимости от степени точности передачи. Величина торцевого биения колеса устанавливается согласно таб 4. Допуск Δ на ширину колеса h и устанавливаются по h10 – h12 и уточняется на основе расчета размерной цепи Н, определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (см. Рис 37). Если длина ступицы колеса больше ширины зубчатого венца, а распорная втулка отсутствует, то ее торцевое биение устанавливается согласно ГОСТ 3325 – 85, так же как на торцевое биение заплечиков вала. Погрешность формы поверхностей D1 и D2 назначается согласно рекомендаций, приведенных в приложении № 1

Рис 24 Требования по точности к размерам и поверхностям цилиндрического зубчатого колеса

1.6 Прочностные расчеты цилиндрической зубчатой передачи

         Для определения работоспособности проектируемой цилиндрической зубчатой передачи выполняется ее расчет на контактную выносливость и выносливость при изгибе, а в отдельных случаях, в частности для быстроходных передач, на износ.
Прочностные расчеты цилиндрических эвольвентных зубчатых колес с модулем m ≥ 1мм, работающих со смазкой, при окружных скоростях v ≤ 25 м/с выполняются согласно ГОСТ21354 – 87.

1.6.1 Расчет зубьев на контактную выносливость

1.6.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

1.6.3 Проектировочный прочностной расчет
зубчатой передачи

           Проектировочный расчет, выполняемый, как правило, на начальных этапах проектирования (чаще всего на этапе эскизного проектирования) служит только для предварительного определения межцентрового расстояния передачи и модуля зубчатых колес, необходимых для дальнейшего проектирования привода или механизма и не может заменить проведение расчетов на контактную выносливость и выносливость зубьев при изгибе.

1.7 Расчет зубчатых передач на износ

          Как показывает практика, долговечность высокоскоростных зубчатых передач (V ≥ 25 м/c), особенно открытых передач, работающих в условиях ограниченной смазки, определяется не контактной и изгибной прочностью (выносливостью) а износом рабочих поверхностей зубьев. Однако, методика расчета зубчатых передач предлагаемая в ГОСТ 21354-87, несмотря на то, что она позволяет определить возникающие при больших скоростях дополнительные динамические нагрузки, которые, как правило, в высокоскоростных передачах намного больше технологических, не учитывает происходящий при этом интенсивный износ рабочих поверхности зубьев, который в данном случае определят ресурс передачи. Поэтому быстроходные зубчатые передачи необходимо рассчитывать на износ. Износ рабочих поверхностей зубьев приводит к изменению угла зацепления и зависящего от него нормального усилия в точках контакта взаимодействующих зубьев, при этом прямая линия зацепления превращается в кривую. В результате изменяется распределение удельного скольжения по профилям изношенных зубьев и его максимальные значения смещаются в сторону полюса зацепления. Из Рис 29 следует, что в точке k2 линии зацепления угол зацепления минимальный и следовательно, удельное скольжение для соответствующих точек на профилях зубьев, расположенных в околополюсной зоне профиля, максимальны. При изнашивании зубьев происходит перераспределение и увеличение напряжений, вызывающих преждевременную поломку или смятие зубьев. Износ зубьев колес ведет к уменьшению коэффициента перекрытия, что способствует увеличению динамических нагрузок и усилению шума при работе передачи.

Рис. 29. Форма износа боковой поверхности зубьев колес

         При изнашивании зубьев наблюдаются три характерные зоны на рабочих поверхностях (см. Рис 29), отличающиеся своей формой:
–  первая зона, расположенная у головки зуба, составляет 0,35 – 0,4 высоты рабочей поверхности зуба и имеет выпуклый профиль и гладкую блестящую поверхность с небольшими рисками в направлении скольжения,
–  вторая зона, расположенная в области полюса зацепления, составляет 0.3 – 0,35 высоты рабочей поверхности зуба и имеет как выпуклый, так и вогнутый профиль с матовой поверхностью,
–  третья зона, расположенная на ножке зуба, составляет 0,3 высоты рабочей        поверхности зуба

На основе интенсивности изнашивания вызванного проскальзыванием в зоне контакта зубьев в работе [8]

1.8 Косозубая цилиндрическая зубчатая передача

         Косозубая передача имеет повышенную нагрузочную способность при равных габаритных размерах по сравнению с прямозубой зубчатой передачей, может работать при более высоких скоростях (см. таб.2), а также за счет подбора угла наклона зубьев позволяет, без введения коррекции, вписаться в конкретное межцентровое расстояние. Последнее очень важно, если привод встраивается в уже сложившуюся компоновку узлов или механизмов изделия. К недостаткам косозубой передачи необходимо отнести наличие осевой нагрузки, величина которой пропорциональна tg В (В– угол наклона зубьев), что требует установки валов передачи. Порядок расчета, которых для косозубых колес внешнего зацепления определен ГОСТ 16532-70. Прочностной расчет косозубой зубчатой передачи, также как и прямозубой осуществляется по ГОСТ 21354-8. При оформлении рабочего чертежа косозубого зубчатого колеса, которое осуществляется в соответствии с ГОСТ 2.403-75, в таблице в разделе основные данные обязательно указывается угол наклона зубьев В, во всем остальном чертеж колеса оформляется аналогично чертежу прямозубого колеса. Пример оформления таблицы параметров косозубого цилиндрического зубчатого колеса показан на Рис. 31

Рис. 31. Пример оформления таблицы параметров косозубого зубчатого колеса

1.9 Цилиндрическая зубчатая передача
с внутренним зацеплением

         Передача с внутренним зацеплением используются в приводах намного реже, чем зубчатая передача с внешним зацеплением, прежде всего по причине нетехнологичности зубчатых колес с внутренним зацеплением и невозможностью их изготовить с высокой степенью точности из-за ограниченных возможностей в части операции зубодолбления. Используются зубчатые колеса с внутренним зацеплением в основном в планетарных редукторах и в приводах, где при передаче вращения от ведущего вала к ведомому, необходимо сохранить направление вращения. Зубчатые колеса с внутренним зацеплением в обоснованных случаях могут применяться с косыми зубьями и с зацеплением Новикова. Расчет геометрических параметров зубчатых колес с внутренним зацеплением определен ГОСТ19274-73, а допуски по ГОСТ 1643-81.

1. 10 Цилиндрическая зубчатая передача
с зацеплением Новикова

       Главной особенностью передачи Новикова, отличающей ее от эвольвентной зубчатой передачи являются очертания профиля зубьев, выполненные дугами окружностей (см. Рис 33), при этом профили зубьев зацепления не являются сопряженными. Коэффициент торцевого перекрытия у передач Новикова еα = 0, поэтому создание таких передач с прямыми зубьями невозможно. Для обеспечения непрерывного зацепления зубья в передаче Новикова выполняются наклонными     (В не равно 0), при этом за счет осевого перекрытия выполняется условие            еα больше 1. В этом случае касание зубьев теоретически имеет место в одной точке перемещающейся по линии зацепления, расположенной параллельно оси колеса, со скоростью Va, значительно превышающей окружную скорость колес     Va =  ctgВ минимальная ширина зубчатого венца для соблюдения непрерывности зацепления при этом должна удовлетворять зависимости: В ≥ (α ” ” mn)/sin. С  уменьшением угла наклона зуба  площадка контакта становится более широкой и снижается величина контактных напряжений.

Рис.33. Зубчатая передача с зацеплением Новикова

     Поэтому рекомендуется выбирать В= 10 – 20 град. Геометрические особенности передачи Новикова обеспечивают им следующие преимущества по сравнению с эвольвентными цилиндрическими передачами:
–  взаимно перпендикулярное расположение контактных линий (поперек зубьев) создает благоприятные условия для образования между зубьями устойчивого масляного слоя,
–  почти полное совпадение радиусов кривизны рабочих поверхностей зубьев приводит к понижению контактных напряжений.

1.12 Сборка цилиндрических зубчатых передач

       Работоспособность цилиндрической зубчатой передачи в значительной степени зависит от взаимного расположения боковых поверхностей зубьев колеса и шестерни и определяется двумя показателями: боковым зазором и пятном контакта, которые обеспечиваются при сборке и зависят от точности изготовления зубчатых колес и деталей входящих в привод (корпус редуктора, валы, подшипники).

На Рис 39 показаны четыре основных варианта сборки цилиндрических зубчатых передач, включая зубчатые колеса, валы и подшипники, которые устанавливаются в корпус.

Рис 39 Варианты сборки цилиндрических зубчатых передач

1.13 Применение цилиндрических зубчатых передач
в приводе различных механизмов

          При создании привода исполнительного механизма машины конструктор обычно сталкивается с задачей поиска такой его конструкции, которая в максимальной степени отвечает требованиям задачи на проектирование, и даже если уже существует вариант конструкции аналогичного привода, то к нему есть определенные претензии, возникшие в процессе эксплуатации и требующие оптимизации его конструкции. При этом возникает необходимость решать следующие задачи:
–  уменьшение габаритных размеров передачи за счет увеличения ее нагрузочной способности,
–   сведение к минимуму влияния на привод динамических знакопеременных нагрузок,
–  исключение, или максимальное уменьшения боковых зазоров в зацеплении,
Кроме того, при проектировании различных технических объектов возникает необходимость создания привода на основе цилиндрических зубчатых передач с большим передаточным отношением, или привода работающего с большими скоростями, как линейными так и угловыми, что накладывает на зубчатые колеса специальные требования, обязательное выполнение которых обеспечивает их долговечную работу.

1.13.1 Тяжело нагруженные зубчатые передачи.

В большинстве случаев при проектировании привода исполнительного механизма машины или оборудования основным требованием, предъявляемым к нему, является ограничение габаритных размеров, величина которых должна обеспечить его установку в конкретном (выделенном для него на этапе эскизного проекта) пространстве проектируемого технического объекта. Поскольку исполнительный механизм любой машины или оборудования является наиболее нагруженным, то и зубчатые передачи, входящие в состав его привода должны обладать повышенной нагрузочной способностью. Наиболее простым конструкторским приемом уменьшения габаритных размеров зубчатой передачи является снижение числа зубьев шестерни и колеса соответственно. Однако, такой прием зачастую мало результативен, поскольку уменьшение числа зубьев шестерни менее 17 влечет за собою необходимость введения угловой коррекции, при этом нагрузочная способность передачи увеличивается только в части передачи изгибных нагрузок и следовательно может использоваться только в тихоходных приводах. Увеличение нагрузочной способности привода за счет использования косозубой цилиндрической передачи также имеет ограниченный эффект, поскольку, по известным причинами, угол наклона зуба более  15 град. применяется редко. Увеличение нагрузочной способности привода может быть достигнуто заменой цилиндрической передачи внешнего зацепления на передачу внутреннего зацепления, но встроить такую передачу в привод конкретного технического объекта не всегда возможно. Существенное увеличение нагрузочной способности может быть достигнуто при использовании шевронной передачи, но при этом значительно растут ее габаритные размеры, а учитывая способ изготовления этого типа цилиндрических зубчатых колес (степень точности выше 8(й) получить достаточно трудоемко), ее применение эффективно только в тихоходных передачах, зубья которых работают на изгиб. Увеличение нагрузочной способности цилиндрической зубчатой передачи без существенного увеличения их габаритных размеров, может быть достигнуто за счет разделения общего потока передаваемой приводом мощности на несколько потоков, или другими словами за счет применения многопоточных зубчатых передач. Рассмотрим несколько примеров такого привода.

Рис. 40 Конструкция двухпоточного привода тяжело нагруженного чеканочного пресса.

        На Рис. 40 показан двухступенчатый цилиндрический редуктор с двухпоточной передачей. Он состоит из расположенного в корпусе 1 на подшипниках 4 ведущего вала – шестерни 2, зубчатые венцы 3 которого находятся в зацеплении с двумя зубчатыми коле-сами 8, закрепленными на промежуточном валу – шестерне 9, при этом последний на подшипниках 10 также установлен в корпусе 1. Зубчатые венцы 3 ведущего вала 2 и зубчатые колеса 8 промежуточного вала выполнены косозубыми с противоположным наклоном зубьев, что позволяет компенсировать осевые силы, действующие в этих передачах. Зубчатый венец 14 промежуточного вала 9 зацепляется с ведомым зубчатым колесом 15, передающим крутящий момент ведущему звену исполнительного механизма. Осевой за-зор в подшипниках 4 ведущего вала 2 и подшипниках 10 промежуточного вала 9 обеспечивается при сборке редуктора путем пригонки по высоте колец 5 и 11, которые                    устанавливаются между соответствующими подшипниками и крышками 6, 7 и 12.

В данном разделе приведено 8 примеров конструктивного исполнения тяжело нагруженных цилиндрических зубчатых передач

1.13.2 Зубчатые передачи, работающие в условиях знакопеременных
динамических нагрузок.

          Значительную сложность вызывает проектирование зубчатых передач работающих в условиях знакопеременных динамических нагрузок, долговечность работы которых во многом зависит не только от запаса контактной прочности из зубьев, но и от ряда конструктивных особенностей привода и режима работы приводимого механизма. На динамические нагрузки, оказывающие дополнительное силовое воздействие на зубчатые колеса привода, влияют следующие факторы:
− неуравновешенность звеньев приводимого механизма (полностью уравновесить механизм в большинстве случаев практически невозможно),
− погрешность изготовления зубчатых колес и их сборки,
− высокая скорость работы проектируемого технического объекта в целом.
Снизить негативное влияние первого и третьего факторов на условия работы проектируемого зубчатого привода практически нереально, поэтому одним из основных направлений повышения его долговечности является повышение точности изготовления зубчатых колес и их сборки в составе привода. Однако, перевод изготовления зубчатых колес с 8(й) степени точности на 6(ю), позволяющий существенно снизить погрешность шага зубчатого венца колес передачи, и тем самым уменьшить порождаемые данным видом погрешности динамические нагрузки и даже удары в зацеплении зубьев и вибрации в валоприводе машины, влечет за собою очень существенное увеличение их стоимости, связанное в частности с введением в технологический процесс операции зубошлифование. Поэтому для снижения влияния динамических нагрузок на зубчатые колеса и валопривод машины в целом в их конструкцию вводятся различные демпфирующие элементы и сводятся к минимуму зазоры в зацеплении, а также зазоры в соединении зубчатых колес с валом. Рассмотрим примеры таких конструкций.

Рис 48 Конструкция конечной передачи транспортного средства, в зубчатое колесо которого встроены демпфирующие вставки.

В данном разделе приведено 6 примеров конструктивного исполнения цилиндрических зубчатых передач работающих в условиях дигнамических нагрузок

1.13.3 Беззазорные зубчатые передачи

Для снижения влияния динамических нагрузок и обеспечения точного перемещения выходного звена (вала, шестерни, ходового винта) в приводе современных машин и оборудования возникает необходимость создания беззазорных зубчатых передач, различные конструкции которых применяются, прежде всего, в оборудовании с ПУ. Исключение бокового зазора между зубьями колес находящихся в зацеплении обычно достигается вы-полнением одного из них или его зубчатого венца составным и угловым смещением его частей дуг относительно друга и соответственно относительно зубьев парного зубчатого колеса. Для осуществления углового смещения частей составного зубчатого колеса оно оснащается дополнительными устройствами различной конструкции. Рассмотрим конст-рукции этих устройств в составе зубчатой передачи.

Рис 55 Конструкция беззазорной зубчатой передачи, в которой боковой зазор в зацеплении выбирается с помощью трапециевидной ползушки,
расположенной в пазах сборного зубчатого колеса.

        На Рис 55 показана конструкция беззазорной зубчатой передачи, в которой боковой зазор в зацеплении выбирается с помощью трапециевидной ползушки, расположенной в пазах сборного зубчатого колеса. В этой передаче сборное зубчатое колесо 1, установлен-ное на валу 2 и закрепленное на нем посредствам шпонки 3, шайбы 4 и болта 5, выполне-но с открытым трапециевидным пазом 9, а на его ступице установлены и зафиксированы стопорными кольцами 6 два зубчатых колеса 7 с закрытыми трапециевидными пазами 10 и открытыми пазами 14, в которых расположена ось 12 , на которой шарнирно установлена ползушка 11, постоянно поджатая вверх пружинами 15. Все зубчатые колеса постоянно находятся в зацеплении с шестерней 8. Ось 12 контактирует с открытыми пазами 14 выполненными в зубчатых колесах 7 посредствам лысок 13, образованных на ее обоих концах. Трапециевидные пазы в зубчатых колесах 7 смещены относительно оси трапециевидного паза в зубчатом колесе 1 на величину а превышающую боковой зазор в зацеплении
Работает зубчатая передача следующим образом. При вращении зубчатого колеса 1 под действием сил инерции и пружин 15 ползушка 11 вместе с осью 12 перемещается в радиальном направлении от центра колеса к его периферии и при этом вызывает разворот зубчатых колес 7 относительно зубчатого колеса 1 до полного выбора бокового зазора в зацеплении с шестерней 8.

В данном разделе книги приведено 5 примеров конструктивного исполнения беззазорных цилиндрических зубчатыхпередач

2. Коническая зубчатая передача.
2.1 Область применения конических передач

Коническая зубчатая передача предназначается для передачи вращения между пересекающимися валами, которые в большинстве машин и оборудования расположены в пространстве перпендикулярно друг другу (см. Рис 61а, б). При этом, в силу меньшей нагрузочной способности по сравнению с цилиндрическими зубчатыми передачами и большей чувствительности к погрешностям сборки конические передачи применяются в силовом приводе исполнительного механизма машины только в обоснованных случаях. Наиболее часто конические передачи находят применение в оборудование, в котором кинематическая схема предусматривает наличие вспомогательных механизмов перемещающихся в параллельном или перпендикулярном направлении к оси исполнительного механизма, например в холодновысадочных и гвоздильных автоматах, во фрезерных и зубообрабатывающих станках. Помимо конической передачи с прямыми зубьями (см. Рис 61а) существуют конические передачи с круговым зубом (см. Рис 61б), а также гипоидные и спироидные конические передачи (см. Рис 61в, г).

Рис. 61. Типы конических зубчатых передач

          Конические зубчатые передачи с круговым зубом, а также гипоидные и спироидные передачи по сравнению с коническими передачами с прямым зубом обладают рядом преимуществ:
–  более высокая несущая способность,
–  более высокая плавность зацепления и как следствие пониженный уровень шума,
–  меньшая чувствительность к погрешностям сборки.
Поэтому, несмотря на определенную сложность проектирования и изготовления, эти типы конических зубчатых передач все больше находят применение в различных областях машиностроения. В частности, гипоидные передачи получили широкое распространение в автомобилестроении (применяются в редукторах задних мостов легковых и грузовых автомобилей), в вертолетостроении для изменения направления передаваемого вращения, а спироидные передачи применяются в различном технологическом оборудовании.
Конические передачи в машиностроении применяются в виде:
–  конического, или коническо – цилиндрического редуктора (см. Рис62),
–  специального редуктора встроенного в привод (см. Рис. 63, 64)
–  передачи, встроенной в привод машины, или оборудования (см. Рис 65, 66),
–  дифференциального механизма (см. Рис. 69)
Конические редукторы имеют следующие основные конструктивные исполнения:
–  редуктор с горизонтально расположенным выходным валом (Рис.62а),
–  редуктор с вертикально расположенным выходным валом (Рис.62б),
–  редуктор, оси валов которого пересекаются под углом не равным 90 град (Рис.6 2в),
–  коническо – цилиндрический редуктор (Рис 62г)

Рис 62 Основные конструктивные исполнения конических редукторов

          На Рис 63 показана конструкция цлиндро – конического редуктора с двухсторонним выходным валом. В предлагаемой конструкции редуктора имеется две ступени быстроходная цилиндрическая 1 – 2 и тихоходная коническая 3 – 4(5), при этом выходной вал первой ступени выполнен за одно целое с ведущей шестерней конической передачи, а на выходном валу 7 посредствам подшипников 6 установлены два конических зубчатых ко-леса 4 и 5 одновременно находящихся в зацеплении с ведущей шестерней 3 и зубчатая муфта переключения 8. Изменение направления вращения выходного вала 7 на противоположное осуществляется переключением зубчатой муфты 8, при котором в контакт с выходным валом 7 вступает противоположное коническое зубчатое колесо, которое и меняет направление его вращения.

Рис 63 Конструкция цлиндро – коническо-го редуктора с двухсторонним
выходным валом.

        На Рис 64 показана конструкция распределительного редуктора тепловоза. Его назначение – передача получаемой от дизеля мощности, нескольким агрегатам локомотива, для этого он содержит коническую и две цилиндрические передачи, конструкция которых обеспечивает расположение выходных валов,            позволяющее соединить их с приводимыми агрегатами (они расположены соосно входным валом приводимых агрегатов). Мощность подводится к верхнему валу 1 редуктора (см. разрез А – А), которая двумя потоками через цилиндрические зубчатые передачи 2 – 3 и 2 – 5 передается нижнему валу 4 (см. разрез А – А) и промежуточному валу 6 (см. разрез Б – Б), при этом на последнем закреплена коническая шестерня 7 зацепляющаяся с конической шестерней 8, установленной на выходном валу 9. Нижний вал 4, промежуточный вал 6 и выходной вал 9 передают мощность соответствующим агрегатам локомотива.

Рис 64 Конструкция распределительного редуктора тепловоза.

       Примером встроенной конической передачи служит привод вспомогательных меха-низмов (механизма реза, механизма переноса, механизма выталкивания из матриц, механизма подачи) многопозиционного холодновысадочного автомата, который осуществляется от соответствующих кулачков, расположенных на двух взаимно перпендикулярно расположенных валах, соединенных коническими передачами с круговым зубом (см. Рис.65). Этот привод содержит промежуточный вал 4, получающий привод от коленчатого вала 1 через пару цилиндрических зубчатых колес 2, 3, при этом последнее установлено на промежуточном валу 5. Через пару конических зубчатых колес 6, 7 вращение передается трехопорному продольному (распределительному) валу 8, на котором расположены кулачки механизма реза и механизма переноса, а через пару конических зубчатых колес 9, 10, передается вращение кулачковому валу 11, на котором установлены кулачки механизма выталкивания из матриц, эксцентрик привода валковой подачи и кулачок механизма переталкивания заготовки. Все валы конических зубчатых передач установлены на подшипниках качения, которые посредствам букс расположены в соответствующих расточках станины 12 автомата. Такая кинематическая связь вспомогательных механизмов автомата работающего в тяжелом динамичном режиме требует беззазорной установки конических зубчатых колес на валах, для чего используются клиновые шпоночные соединения и точные расточки отверстий под установку валов в станине на подшипниках качения.

Рис 65 Встроенный привод вспомогательных механизмов холодновысадочного автомата

         На Рис 66 показана конструкция встроенного привода ведущей управляемой колонны электрокара, который содержит приводной электродвигатель постоянного тока и цилиндро – конический редуктор. На верхнем торце сборного корпуса редуктора закреплен двигатель постоянного тока 1, на валу которого установлена ведущая шестерня 2 зацепляющаяся с промежуточным зубчатым колесом 3, который закреплен на валу 4, выполненным за одно с конической шестерней, установленном на подшипниках качения в стакане 8 расположенном в вертикальной расточке корпуса 1, при этом коническая шестерня вала 4 зцепляется с коническим колесом 5 закрепленном на ведомом валу 6, выходной конец которого несет ступицу колеса 7 электрокара.

Рис 66 Конструкция встроенного привода ведущей управляемой колонны электрокара

         Коническая передача применяется в составе дифференциального механизма, кото-рый обеспечивает суммирование движения, позволяя изменять скорость и направления движения выходного вала (валов), что широко используется в ведущих мостах транспорт-ных средств и коробках зубообрабатывающих станков
На Рис 67 показана конструктивная схема конического дифференциала главной передачи автомобиля. Он состоит из гипоидного колеса 1, жестко связанного с корпусом дифференциала 2, сателлитов 3, шарнирно установленных в корпусе 2 на оси и полуосевых шестерен 4. При прямолинейном движении автомобиля по ровной дороге оба колеса заднего моста проходят одинаковые пути, встречая одинаковое сопротивление движению и вращаются с одинаковой скоростью. При этом корпус дифференциала 2, сателлиты 3 и полуосевые шестерни 4 вращаются как одно целое (см. Рис 67а). В этом случае сателлиты 3 не вращаются вокруг своих осей, заклинивают полуосевые шестерни 4 и на оба колеса передается одинаковый крутящий момент.
При повороте автомобиля внутреннее по отношению к центру колесо, вращается медленнее и вместе с ним замедляет свое вращение соответствующая полуосевая шестерня 4. При этом сателлиты 3 начинают вращаться вокруг своей оси в корпусе 2 и ускоряют вращение полуосевой шестерни 4 наружного колеса (см. Рис 67б). В результате колеса автомобиля начинают вращаться с разными скоростями, что необходимо при движении на повороте.

Рис. 67. Конструктивная схема конического дифференциала

       На Рис 68 показана конструкция редуктора заднего моста автомобиля, который выполнен на основе конического дифференциала. Он содержит расположенный в корпусе 1 на подшипниках 2 и 3 ведущий вал – шестрню 4 с установленной на нем полумуфтой 5, при этом его конический зубчатый венец 6 зацепляется с ведомым коническим зубчатым колесом, состоящим из венца 7, и установленной на подшипниках 10 в корпусе 1, сборной ступицы 8, две части которой соединены болтами 9. В ступице 8, являющейся водилом Н конического дифференциала, установлена крестовина 11 с сателлитами 12, а в горизонтальной расточке ступицы 8 установлены центральные шестерни 13(а) и 13(b), шлицевые отверстия которых соединены с ответными концами полуосей 14, соединенных со ступицами ведущих колес автомобиля.
При движении автомобиля вращательное движение сообщается ведущему валу – шестерне 4 редуктора заднего моста, которвый вращаясь в подшипниках 2 и 3 передает его коническому зубчатому колесу 3, ступица котрого являеющаяся водилом Н сообщает вращение центральным зубчатым колесам a и b конического дифференциала, посредствам конических шестерен – сателлитов 12. При этом центральные зубчатые колеса а и b посредствам полуосей 14 вращают ведущие колеса автомобиля. В таком дифференциальном редукторе угловые скорости
вращения водила Н и центральных зубчатых колес связаны следующей зависимостью: wH = 0,5(wa+ wb). Если автомобиль движенся по прямолинейному участку дороги то скорости обоих его колес одинаковы, поэтому выполняется равенство wa = wb = w. В этом случае все звенья вращаются как одно целое. При различных скоростях врашения колес, например при повороте автомобиля, выполняется неравенство: wa  не равно  wb, тогда центральные колеса а и b начинают вращаться относительно водила с разной скоростью. При остановке обного из колес автомобиля , например при развороте на месте, (скорость колеса b равна нулю) скорость второго колеса а будет в два раза боль-ше скорости водила Н т. е. wa = 2wH Если оба колеса на касаются грунта, например задний мост автомобиля поддомкрачен то колеса будут вращаться в противоположные стороны, при этом wa = -wb.

Рис.68. Конический дифференциальный редуктор заднего моста автомобиля

          Помимо автомобилей конические дифференциалы применяются в станках, прежде всего зубообрабатыващих и различных приборах в частности в сканирующих устройствах. На Рис 69 показана конструкция дифференциала зубофрезерного станка 5К324. Он содержит, связанный посредствам зубчатого колеса 13 с гитарой деления, вал 1 с закреп-ленным на нем коническим колесом 4, который установлен на подшипниках 11 в стакане 7 и имеет возможность вращаться на подшипниках 12 в корпусе станка, получая привод от червячной передачи 2, 3 и несет на себе вал – водило 5 с сателлитом 10, а также уста-новленную на подшипниках 11 в стакане 7 вал – шестерню 9, конический зубчатый венец 6 которого зацепляется с сателлитом 10, при этом, на валу – шестерне 9 закреплено зубчатое колесо 8, соединенное с цепью обката станка. В данном случае дифференциал используется для суммирования двух движений вала 1, получающего привод от гитары деления и червячной передачи, что необходимо при некоторых вариантах нарезания зубчатых колес.

Рис 69 Конструкция конического дифференциала
зубофрезерного станка

      В данном разделе книги содержится следующая информация:
–  расчет геометрических параметров конической передачи,
–  допуски геометрических параметров конических зубчатых колес,
–  требования по точности к деталям конической передачи,
–  прочностной расчет конической передачи,
–  особенности гипоидной и спироидной передач,
–  технология изготовления основных деталей и сборки конической передачи,

2.9 Применение конических зубчатых передач в приводах
различных механизмов

         Конические передачи, в отличии от цилиндрических, обычно, используются для передачи вращения между приводными валами, которые расположены под углом к друг другу (см. Рис. 65, на котором показан привод вспомогательных механизмов холодновысадочного автомата), причем угол взаимного расположения кинематически соединяемых валов может быть отличным от 90 град (см. Рис. 62в, на котором показан промежуточный редуктор вертолета), при этом, их передаточное отношение, обычно бывает, не более 2 – 4 (см. Рис. 2 – 6, 8), а в отдельных случаях может достигать 7. Однако в ряде случаев применение специальных конструкций конических передач, в том числе совмещенных с другими видами передачи и механизмов, позволяет решать сложные задачи на проектирование, создавая комбинированные механизмы и агрегаты с совершенно новыми свойствами. Рассмотрим такие конструкции.

На Рис 92 Конструкция конических передач, встроенных в колесный узел управляемого ведущего моста трактора.

В данном разделе книги приведено 5 примеров использования конических передач в приводах различных механизмов

3.Червячная передача
3.1 Область применения червячных передач

Если уменьшить диаметр и число зубьев шестерни винтовой зубчатой передачи (см. Рис 107а) и одновременно увеличить ширину венца и угол наклона зубьев колеса, то шестерня превращается в червяк (винт), а передача превращается в червячную. (см. Рис 107б) При этом угол наклона зубьев колеса превращается в угол подъема линии витка (см. Рис. 115). Такие изменения в винтовой передаче позволяют значительно (в несколько раз) увеличить передаточное число, которое в ряде специальных червячных передач может доходить до 200 и более, но при этом значительно снижается КПД передачи за счет увеличения трения в зацеплении. При угле подподъема винтовой линии менее 7град, червячная передача становится самотормозящейся, что в зависимости от функционального назначения приводимого ею механизма может быть как преимуществом, так и недостатком. Именно эти преимущества и недостатки червячной передачи и определяют область ее применения. Червячные передачи широко применяются в качестве привода поворота подъемных механизмах, в приводе технологического оборудования, в том числе содержащего поворотные столы и револьверные головки, а также в различных приборах.

Рис. 107. Общий вид винтовой и червячной передачи

      Червячные передачи в машиностроении и приборостроении применяются в трех основных видах:
–  червячный редуктор (см. Рис 108 – 110),
–  специальный редуктор встроенный в привод (см. Рис. 111)
–  передача встроенная в привод машины, оборудования, прибора (см. Рис 112-114),
Червячные редукторы имеют следующие конструктивные исполнения:
–  червячный редуктор с нижним расположением червяка (Рис.108а),
–  червячный редуктор с верхним расположением червяка (Рис.108б),
–  червячный редуктор с вертикальным расположением червяка (Рис. 109),
–  специальный червячный редуктор (Рис 110а, б, Рис.111)

Рис 108 Конструкция червячных редукторов с нижним и верхним расположением червяка

Рис 109 Конструкция червячного редуктора с вертикально расположенным червяком

            Расположение червяка в пространстве (верхнее, нижнее, вертикальное) практически полностью зависит от взаимного расположения (компоновки) приводимого механизма и редуктора и в значительной степени от функционального назначения и специфики конструкции проектируемого технического объекта.
На Рис 110а показана конструкция специального червячно – цилиндрического редуктора, быстроходная ступень которого выполнена на основе червячной передачи. На Рис 110б показана конструкция червячно – цилиндрического редуктора, в котором быст-роходная ступень выполнена на основе цилиндрической передачи.

Рис 110 Конструкция специальных червячных редукторов

            На Рис 111 показана конструкция специального червячного редуктора встроенного в привод подъема кабины лифта, в котором при этом увеличена длина выходного вала и ступицы сборного червячного колеса. Это позволяет на ступице червячного колеса закрепить барабан подъемного механизма, а левую опору выходного вала вынести из корпуса редуктора, замкнув на нее усилия от подъема кабины лифта.

Рис 111 Конструкция специального червячного редуктора встроенного в привод подъема кабины лифта

         На Рис 112 показана конструкция червячной передачи встроенной в привод листовых ножниц. При этом выходной вал червячной передачи жестко связан с кривошипным валом исполнительного кривошипно – шатунного механизма. На правом хвостовике червячного вала установлен маховик с муфтой включения, связанный посредствам ременной передачи с приводным электродвигателем, а на его левом хвостовике установлена муфта тормоз.

Рис 112 Конструкция червячной передачи встроенной в привод листовых ножниц.

        На Рис 113 показана конструкция поворотного стола с приводом выполненным в виде червячной передачи, колесо которой изготовлено за одно целое с валом, а на его верхнем конце нарезаны зубья шестерни, зацепляющейся с ведомым зубчатым колесом, закрепленным на планшайбе поворотного стола.

Рис 113 Конструкция червячной передачи встроен-ной в привод поворотного стола

           На Рис 114 показана конструкция сканирующего устройства электронно – оптического прибора, в котором привод зеркала содержит встроенную червячную передачу, кинематически связанную с приводным электродвигателем посредствам двухступенчатой цилиндрической передачи

Рис 114 Конструкция червячной передачи встроенной в привод сканирующего устройства

В данном разделе содержится следующая информация:
–  расчет геометрических параметров червячной передачи,
–  особенности глобоидной червячной передачи,
–  допуски геометрических параметров червячного колеса и червяка,
–  требования по точности к деталям червячной передачи,
–  прочностной расчет червячной передачи
–  технология изготовления основных деталей и сборки червячной передачи,
–  применение червячной передачи в приводах различных механизмов.

3.8 Применение червячной передачи в приводах различных механизмов

При проектировании приводов на основе червячных передач приходится решать задачи обеспечивающие:
–  регулирование бокового зазора в передаче,
–  повышение КПД передачи,
–  предохранение от перегрузок,
–  совмещение червячной передачи с другими видами передач и различными механизмами

3.8.1 Регулирование бокового зазора в червячной передаче

В червячных передачах, используемых в качестве привода точных поворотно – делительных столов, оборудования с программным управлением, машинах работающих в ре-версивном динамическом режиме возникает необходимость регулировки бокового зазора в зацеплении, а в ряде случаев и его полного исключения и даже создания натяга. Рассмотрим несколько конструкций червячных передач со встроенным устройствами для регулировки бокового зазора.

Рис. 135 Конструкция прецизионной червячной передачи со встроенным механизмом регулировки зазора, обеспечивающим нахождение оси червяка в
средней плоскости червячного колеса.

        На Рис 135 показана конструкция прецизионной червячной передачи со встроенным механизмом регулировки зазора, обеспечивающим нахождение оси червяка в средней плоскости червячного колеса. Он содержит корпус 1, в соответствующей расточке которого на валу установлено червячное колесо 2, а в отверстии 3 буксы корпуса, ось которого совпадает со средней плоскостью колеса 2 расположена втулка 4 с эксцентричным отверстием 5, в котором размещена опора 6 с эксцентричным отверстие 7, а в последней находится червяк 8. Втулка 4 и опора 6 имеют возможность поворота на фиксированный угол. Втулка 4 и опора 6 связаны между собою зубчатыми колесами 10 – 11 – 9 с общим передаточным отношением 1 : 2, при этом зубчатое колесо 9 с внутренними зубьями жестко связано с эксцентриковой втулкой 4, а зубчатое колесо 10 с наружными зубьями жестко связано с опорой 6, при этом, ведущее колесо 11 выполнено за одно целое с валом имеющим прямоугольный хвостовик для его вращения при регулировке положения вала червяка. Фиксация втулки 4 и остальных звеньев механизма регулировки осуществляется посредствам винтов 12.

           Работает механизм регулировки бокового зазора следующим образом. При вращении ведущего колеса 11эксцентриковая втулка 4 с зубчатым колесом 9 и опора 6 с зубчатым колесом 10 поворачиваются одновременно в противоположных направлениях с передаточным отношением 1 : 2, обеспечивая тем самым возвратно – поступательное перемещение оси червяка в средней плоскости червячного колеса 2. При повороте опоры 6 вокруг оси O1 на угол α ось O2 червяка 8 смещается от средней плоскости червячного колесо 2 в точку O2-I (см. Рис 135 сечение А – А). Для компенсации смещения оси червяка 8 от средней плоскости червячного колеса 2 эксцентричная втулка 4 в это же время поворачивается в отверстии 3 корпуса 1 в сторону противоположную вращению опоры 6, вокруг оси О на угол β, благодаря чему ось червяка 8 занимает положением O2-II в средней плоскости колеса 2, после чего зубчатое колесо 9 фиксируется винтом 12. При одновременном вращении эксцентриковой втулки 4 и опоры 6 в противоположных направлениях с передаточным отношением 1 : 2 происходит возвратно – поступательное перемещение оси червяка 8 в средней плоскости червячного колеса 2, обеспечивая изменение межцентрового расстояния в червяной передаче

В этом разделе книги приведено 5 вариантов конструктивного исполнения механизмов регулировки бокового зазщора в червячной передаче

3.8.2 Повышение КПД червячной передачи

         Червячная передача, имея ряд существенных преимуществ по сравнению с другими типами механических передач, обладает существенным недостатком – низким КПД, величина которого при многозаходном червяке составляет 0,75 – 0,9, а при однозаходном червяке составляет 0,5 – 0,7 (для цилиндрической зубчатой передачи КПД составляет 0,95 – 0,97), поэтому проблема создания червячных передач с повышенным КПД при удовлетво-рительной нагрузочной способности достаточно актуальна, а технические решения, по-зволяющие ее решить, достаточно востребованы, прежде всего, в машиностроении. Рассмотрим некоторые конструкции червячных передач с увеличенным КПД.

Рис 142 Конструкция шариковой червячной передачи

          На Рис 142 показана конструкция червячной передачи, в которой для повышения КПД между рабочими поверхностями зубьев червячного колеса и червяка установлены тела качения – шарики, образующие шариковую червячную передачу, в которой трение скольжения в зоне зацепления заменено трением качения. Эта шариковая червячная передача состоит из червячного колеса 1, червяка 2, с закрепленными на нем направляющими втулками 4 и 5, кольцами 6, сепаратором 7, выполненным в виде обоймы с винтовой прорезью, а также шариками 8, находящимися в замкнутом контуре. Замкнутый контур обра-зован винтовой канавкой 9 червяка 2, винтовой канавкой 10 направляющей втулки 4, спиральной канавкой 11 направляющего кольца 6, канавкой 12 направляющей втулки 5, продольным отверстием 13 в червяке 2 и далее канавками 12, 11 и 10 направляющего кольца 6 и направляющей втулки 5 и 4 с другой стороны червяка. При этом сепаратор 7 выполнен в виде обоймы жестко закрепленной на червяке 2 и вращающейся вместе с ним.
Работает шариковая червячная передача следующим образом. При синхронном вращении червяка 2 и червячного колеса 1 скольжение в направлении винтовой линии преобразуется во вращательное движение шариков 8 относительно мгновенных центров вращения, находящихся в точках их контакта на поверхности винтовой канавки 9 червяка и на поверхности зуба червячного колеса, что приводит к поступательному движению шариков вдоль замкнутого контура, позволяющему постоянно вводить в зацепление новые шарики. Сепаратор 7 выполненный в виде обоймы с винтовой прорезью, удерживает шарики 8, находящиеся в винтовой канавке 9 червяка 2, от выпадения. Свободное перемещение шариков 8 в замкнутом контуре, образованном обоймой сепаратора 7 и впадиной червяка 2 что исключает трение скольжения, как в контакте с зубом червячного колеса, так и в контакте с вращающейся обоймой, и таким образом, позволяет значительно увеличить КПД передачи и снизить ее износ

В этом разделекниги приведено 3 примера конструктивного исполнения червячных передач с повышенныцм КПД

3.8.3 Предохранение червячной передачи от перегрузок

Червячные передачи, особенно применяемые в приводе технологического оборудо-вания, зачастую испытывают нагрузки (крутящий момент на выходном валу) превышающий предельно допустимую величину, что может привести к поломке элементов передачи. Поэтому в большинстве случаев для исключения поломки деталей червячной передачи она оснащается различными предохранительными устройствами, которые срабатывают при возникновении нагрузок превышающих допустимые и при этом отключают привод. Рассмотрим конструкции червячных передач оснащенных предохранительными устройствами.

Рис 145 Конструкция червячной передачи со встроенной фрикционной предохранительной муфтой.

В этом разделе книги приведено 4 примера конструктивного исполнения предохранительных устройств встроенных в червячную передачу

3.8.4 Совмещение червячных передач с другими передачами
и различными механизмами

        В ряде случаев при создании новых оригинальных конструкций механизмов и агре-гатов для выполнения требований задачи на проектирования и получения необходимых свойств и характеристик проектируемого объекта достаточно эффективно соединение в виде единого агрегата червячной передачи с другими видами передач или различными механизмами. Рассмотрим примеры таких конструкций комбинированных червячных передач.

Рис 150 Конструкция червячно – цилиндрического привода

На Рис 150 показана конструкция червячно – цилиндрического привода. Этот     привод содержит корпус 1, червяк 2, одновременно находящийся в зацеплении с двумя червячными колесами 3 и 4, одинакового диаметра, цилиндрические косозубые колеса, колесо 5, установленное на валу 6 и поджатое пружиной 13 и гайкой 11, зацепляется с колесом 7, а последнее посредствам шпоночного соединения установлено на валу 8, а также направляющие втулки 9 и 10, в которых перемещается в вертикальном направлении червяк 2. Вал 6 установлен в корпусе 1 на подшипниках 18, а вал 8 на подшипниках 19, при этом наружные кольца обеих комплектов подшипников поджаты соответствующими торцевыми крышками. Подвижное косозубое колесо 5 может посредствам гайки 11 пере
мещаться в осевом направлении вдоль вала 6, чем достигается угловое положение червячных колес 3 и 4, при котором обеспечивается одновременный контакт витков в червяка 2 с поверхностями зубьев Н обоих червячных колес 3 и 4, Таким образом, эта регулировка обеспечивает выборку зазора в червячных передачах и равномерное распределение нагрузки между обоими зацеплениями. При этом крутящий момент от приводного двигателя 20 передается червяку 2 двумя потоками: первый поток от вала 8 через червячное колесо 4, второй поток от вала 8 через зубчатые колеса 7 – 5, вал 6 и червячное колесо 3. В нижней части червяка 2 выполнен сферическая головка 15 с зубчатым венцом, на котором посредствам зубчатой муфты 14 с внутренними зубьями 16 закреплен рабочий орган 17. В кинематическом исполнении (см. Рис. 150 Вид Б – Б) червячно – цилиндрическая передача отличается малыми размерами входящих в нее деталей, ввиду их незначительного нагружения. В силовом исполнении (см. Рис. 150 Вид А – А) делали червячно – цилиндрическая передача имеют увеличенные размеры, величина которых определяется передаваемыми нагрузками.
Работает передача следующим образом. В силовом исполнении привода вал 8 приводит во вращение червячное колесо 4, а червячное колесо 3 приводится во вращение посредствам косозубой пары колес 5 – 7 и ведомого вала 6. При синхронном вращении червячных колес 3 и 4 обеспечиваемым замкнутым контуром зацепления, сохраняется их по-стоянный контакт с червяком 2 и его плавное возвратно – поступательное перемещение. В кинематическом исполнении рабочий орган 17 совершает два движение вращательное и поступательное, который посредствам зубчатой муфты 14 перелаются червяку 2, а по-следний взаимодействуя с червячными колесами 3 и 4, суммирует эти движения и        преобразует их во вращение вала 8.

В этом разделе книги приведено 6 примеров совмещения червячной передачи с другими механизмами

В данном разделе также содержится следующая информация:
–  расчет геометрических параметров конической передачи,
–  допуски геометрических параметров конических зубчатых колес,
–  требования по точности к деталям конической передачи,
–  прочностной расчет конической передачи,
–  особенности гипоидной и спироидной передач,
–  технология изготовления основных деталей и сборки коническорй передачи,
–  применение конической передачи в приводах различных механизмов.

4 Материалы для изготовления колес зубчатых и червячных передач

Для изготовления цилиндрических и конических зубчатых колес используются различные стали, которые для повышения нагрузочной способности, как правило, упрочняются термическим и химико – термическими методами. При этом необходимо помнить основное правило выбора материала и назначения термообработки зубчатых колес работающих в паре, согласно которого твердость боковой поверхности зубьев шестерни должна быть на 30-50 ед HB или на 3-5ед HRC больше, чем у зубчатого колеса, что обеспечивает хорошую приработку зубчатых колес, позволяющую получить требуемое пятно контакта в передаче. Для зубчатых передач с большим передаточным отношением соотношение твердости шестерни и зубчатого колеса может быть намного больше, рекомендованного выше, и в таких случаях твердость зубчатой пары назначается на основании расчета прочности зубчатых колес. Перечень материалов наиболее часто применяемых для изготовления зубчатых колес с указанием прочностных характеристик приведен в таб. 6

 

Для приобретения полной версии книги сбросьте ее в корзину

Стоимость полной версии книги 500 руб