конические передачи

Проектирование конических зубчатых передач

100 руб.

Описание товара

Проектирование конических зубчатых передач

1. Общая характеристика и 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 1а, б). При этом, в силу меньшей нагрузочной способности по сравнению с цилиндрическими зубчатыми передачами и большей чувствительности к погрешностям сборки конические передачи не рекомендуется применять в силовом приводе исполнительного механизма машины. 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 холодно – высадочных и гвоздильных автоматах, во фрезерных и зубообрабатывающих станках. Помимо конической передачи с прямыми зубьями (см. Рис 1а) существуют конические передачи с круговым зубом (см. Рис 1б), а также гипоидные и спироидные конические передачи (см. Рис 1в, г).

Рис 1new      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. Коническая зубчатая передача предназначается для передачи вращения между пересекающимися валами, которые в большинстве машин и оборудования расположены в пространстве перпендикулярно друг другу. Помимо конической передачи с прямыми зубьями существуют конические передачи с круговым зубом, а также гипоидные и спироидные конические передачи.

     Конические передачи в машиностроении применяются в виде:

  • конического, или коническо – цилиндрического редуктора  (см. Рис 2 ),
  • специального редуктора встроенного в привод (см. Рис. 3, 4)
  • передачи, встроенная в привод машины, или оборудования (см. Рис 5, 6, 7),
  • дифференциальных механизмов

Рис 2new    На Рис 3 показана конструкция специального реверсивного 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 колеса 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 3new         На Рис 4 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 валам приводимых агрегатов). Мощность  подводится к верхнему валу 1 редуктора (см. разрез А – А), которая двумя потоками через цилиндрические зубчатые передачи 2 – 3 и 5 – 6 передается нижнему валу  4 (см. разрез А – А) и промежуточному валу 7 (см. разрез Б – Б), при этом на последнем закреплена коническая шестерня 8 зацепляющаяся с конической шестерней 9 установленной на выходном валу 10. Нижний вал 4, промежуточный вал 7 и выходной вал 10 передают мощность соответствующим агрегатам локомотива.

Рис 4new     Примером встроенной конической передачи служит привод вспомогательных механизмов (механизма реза, механизма переноса, механизма выталкивания из матриц, механизма подачи) многопозиционного холодно – высадочного автомата, который осуществляется от соответствующих кулачков, расположенных на двух взаимно перпендикулярно расположенных валах, соединенных коническими передачами с круговым зубом

Рис 5new       Этот привод содержит промежуточный вал 4, получающий привод от коленчатого вала 1 через пару цилиндрических зубчатых колес 2, 3, при этом последнее установлена на промежуточном валу 5. Через пару конических зубчатых колес 6, 7 вращение передается трехопорному продольному (распределительному) валу 8, на котором расположен кулачки механизма реза и механизма переноса, а через пару конических зубчатых колес 9, 10, передающих вращение кулачковому валу 11, на котором установлены кулачки механизма выталкивания из матриц и эксцентрик привода валковой подачи и кулачок механизма переталкивания заготовки. Все валы конических зубчатых передач установлены на подшипниках качения, которые посредствам букс расположенных 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 точной расточки отверстий под установку валов в станине на подшипниках качения.

Рис 6new     На Рис 6 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, установленной на подшипниках качения в стакане 5 установленном 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.

   Конический дифференциальный механизм обеспечивает суммирование движения, что позволяет изменять скорость и направления движения выходного вала (валов), что широко используется в ведущих мостах транспортных средств и коробках зубообрабатывающих станков

Рис 7new       На Рис 7 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 зад-него 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 7а). 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 во-круг своей оси в корпусе 2 и ускоряют вращение полуосевой шестерни 4 наружного колеса (см. Рис 7б). В результате колеса автомобиля начинают вращаться с разными скоростями, что необходимо при движении на повороте.

Рис 8new       На Рис 8 показана конструкция редуктора заднего моста автомобиля, который выполнен на основе конического дифференциала. Он содержит расположенный в корпусе 2 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 ступицей 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 вращение сообщается ведущему валу – шестерне 4 редуктора заднего моста, который вращаясь в подшипниках 2 и 3 передает его коническому зубчатому колесу 3, ступица которого являющаяся 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 движется 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 вращения 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 одного из колес автомобиля , например при развороте на месте, (скорость колеса b равна нулю) скорость второго колеса а будет в два раза больше скорости водила Н т. е. wa = 2w_H Если оба колеса на касаются грунта, например задний мост автомобиля поддомкрачен то колеса будут вращаться в противоположные стороны, при этом w_a = -wb.

Рис 9new    Помимо автомобилей конические дифференциалы применяются в станках, прежде всего зубообрабатыващих и различных приборах в частности в сканирующих устройствах. На Рис 9 показана конструкция дифференциала зубофрезерного станка 5К324. Он содержит, кинематически связанный с гитарой деления, вал 1 с коническим колесом 4, установленный на шарикоподшипниках в корпусе 7, который имеет возможность врашаться от червячной передачи 2, 3 и несет на себе вал – водило 5 с сателлитом 10, а также вал 9 выполненный за одно целое с коническим колесом 6 и соединенный посредствам конического колеса 8 с продолжением цепи 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.

2 Геометрические параметры конической передачи

2.1 Конические зубчатые передачи с прямыми зубьями

       Расчет геометрических параметров конических передач с прямыми зубьями выполняется в соответствии с ГОСТ 19624-74. Исходный контур конического зубчатого зацепления определен ГОСТ13754-81 (для конических передач с прямым зубом при среднем окружном модуле m выше 1 мм ГОСТ предусматривает следующие параметры исходного контура: угол зацепления α = 20 град, коэффициент головки зуба h_ = 1, коэффициент радиального зазора c = 0,2.

Рис 10new     Основными геометрическими параметрами конической зубчатой передачи с прямым зубом согласно ГОСТ 19624 – 74 (см. Рис. 10) являются следующие:

Рис 10А        Минимальное число зубьев конической шестерни  выбираются, согласно рекомендаций ГОСТ 13754-68, приведенных в таб.1

                                                                                                              Таблица 1

Рис 10БДля выполнения чертежа конического зубчатого колеса необходимо рассчитать его конструктивные размеры В, С, М (см. Рис 11).

Рис 11newРис 10В         Коэффициенты коррекции зубчатых колес выбираются в зависимости
от передаточного отношения передачи. При величине передаточного отношения передачи u больше 1, согласно ГОСТ 13754-81 коническую шестерню рекомендуется выполнять с положительным коэффициентом коррекции x1, а сопряженное колесо с равным по величине отрицательным коэффициентом коррекции x2 = – x1. При величине передаточного отношения передачи u больше 2,5 согласно ГОСТ13754-81 коническую шестерню рекомендуется выполнять с положительным коэффициентом коррекции толщины зуба исходного контура x1, а сопряженное колесо c равным по величине отрицательным коэффициентом коррекции толщины зуба исходного контура x2 = -x1. При этом x1 рекомендуется вычислять по следующей формуле:

x_1 = 0,03 + 0,008(u – 2,5)

     Кроме выполнения геометрических размеров конических зубчатых колес в строгом соответствии с расчетными величинами оговоренными требованием ГОСТ 19624-74 необходимо выдерживать их конструктивные размеры в соответствии с определенными требованиями. Конструктивные элементы конического зубчатого колеса показаны на Рис 11, а их величины приведены в таб. 2.

Рис 12А2.2Конические передачи с круговым зубом

       Расчет геометрических параметров конических передач с круговыми зубьями выполняется в соответствии с ГОСТ 19326-73, а исходный контур конического зубчатого зацепления определен ГОСТ16202-81. Модуль зубчатого зацепления определяется при проведении прочностного расчета передачи и выбирается по ГОСТ 9563-60.
Исходными данными для расчета геометрических параметров конических передач с круговыми зубьями являются:
– внешнее конусное расстояние Re, которое определяется конструктивно исходя из принятой компоновки привода,
– ширина зубчатого венца b, которое предварительно принимается равным               b = 0,3 R и уточняется после выполнения прочностных расчетов передачи,
– базовое расстояние А, выбираемое конструктивно,
– внешний окружной модуль mte,
– средний нормальный (расчетный) модуль mn,
– число зубьев колеса и шестерни z1, z2,
– средний угол наклона зуба (расчетный) Вn,
– направление линии зуба (правое, левое)
При конструировании конических зубчатых колес с круговым зубом необходимо учитывать возможность нарезания их на станке. В интервале 6-100 можно нарезать колесо с любым числом зубьев, а в интервале 100-200, только колеса с числом зубьев, которое можно разложить на множители. Понижающие конические передачи рекомендуется выполнять с передаточным отношением не более 10, а повышающие с передаточным числом не более 3,15. Минимальное количество зубьев шестерни определено ГОСТ 16202-81 и зависит от числа зубьев колеса z2 и угла наклона зуба Вn. Рекомендуемый угол наклона зуба Вn находится в пределах: 0, 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45 град. Предпочтителен к применению угол наклона зуба равный 35 град.
Коэффициенты коррекции зубчатых колес выбираются в зависимости от передаточного отношения передачи. При величине передаточного отношения передачи u1, согласно ГОСТ 19326-73 коническую шестерню рекомендуется выполнять с положительным коэффициента коррекции xn1, а сопряженное колесо с равным по величине отрицательным коэффициентом коррекции xn2 = – xn1. При величине передаточного отношения передачи u больше 2,5 согласно ГОСТ19623-73 коническую шестерню рекомендуется выполнять с положительным коэффициентом коррекции толщины зуба исходного контура x1, а сопряженное колесо c равным по величине отрицательным коэффициентом коррекции толщины зуба исходного контура x2= – x1. При этом x1 рекомендуется вычислять по следующей формулам:

Рис 12Б     Для выбора диаметра резцовой головки по ГОСТ 19326-73, конструктор при проектировании конической зубчатой передачи с круговым зубом назначает осевую форму зубьев (см. Рис.12) в зависимости от величины Вn и коэффициента             ko = R/do ; где: R, среднее конусное расстояние, а do, диаметр зуборезной головки.Рис 13new

    К основным геометрическим параметрам конической, зубчатой передаче с круговыми зубьями относятся: коэффициент коррекции xe, коэффициент изменения толщины зуба x, угол делительного конуса 𝜹, угол схождения линии основания зуба Df, постоянная хорда зуба Sce, высота до постоянной хорды hce, средний окружной модуль m, средний делительный диаметр d, угол конуса впадин δf, внешняя высота зуба he, внешняя окружная толщина зуба Se, внешний делительный диаметр de. Кроме того в таблице параметров на чертеже зубчатого колеса указываются размеры зуборезной головки: диаметр d0, развод резцов W, радиус закругления резцов ρko. Для выполнения чертежа конического зубчатого колеса с круговыми зубьями, также как и для колеса с прямыми зубьями необходимо рассчитать его конструктивные размеры В, С, М. Эти параметры рассчитываются по формулам рассмотренным выше.
После выполнения расчетов геометрических параметров конической зубчатой передачи с круговым зубом рассчитываются ее качественные показатели к которым относятся: проверка отсутствия подрезания, проверка нормальной толщины зуба на поверхности вершин, проверка степени сужения толщины зуба на поверхности вершин, проверка коэффициента перекрытия, – которые рассчитываются по формулам приведенным в ГОСТ19326-73

2.3 Гипоидные зубчатые передачи

       Гипоидная передача состоит из двух конических зубчатых колес, оси которых пересекаются в пространстве под углом В, который в большинстве случаев равен 90 град. (см. Рис.13).

Рис 14new     В отличие от конических зубчатых передач с прямым и круговым зубом, начальные конусы которых имеют совпадающие вершины и касающиеся по общей образующей, вершины начальных конусов гипоидной передачи не совпадают, их оси смещены на величину, так называемого, гипоидного смещения Е, которое равно E = k d_2. При этом коэффициенты гипоидного смещения выбираются обычно равными k = 0,2 – 0,3, а величина гипоидного смещения Е, исходя из технологических возможностей зуборезного оборудования, не должна быть больше 100мм. Зубья гипоидных колес имеют пропорционально уменьшенную высоту от наружного диаметра к внутреннему, криволинейную форму и явно выраженный несимметричный профиль в поперечном сечении. Нарезаются зубья гипоидных колес с помощью резцовых головок, подобно круговым зубьям конических колес, при этом обеспечивается линейный контакт зубьев, локализованный в пределах овального пятна контакта. Близкие к прямолинейным контактные линии перемещаются в процессе зацепления в пределах пятна контакта приблизительно параллельно самим себе. Приведенный радиус кривизны сопряженных поверхностей зубьев оказывается значительно больше, чем у обычных конических колес, имеющих те же параметры. Расчеты гипоидной передачи приведены в работах [3] и [9]. Расчет геометрии гипоидных передач регламентирован ГОСТ 17696 – 89, а расчет допусков ГОСТ 16502 – 83.

2.4 Спироидные зубчатые передачи

     При уменьшении диаметра ведущей шестерни d1, угла при вершине начального конуса Ф1 и числа зубьев z1гипоидная шестерня превращается в конический червяк, а гипоидная передача в червячно-спироидную (см. Рис.14).

Рис 15new      Точка касания начальных конусов червяка и колеса для удобства регулирования зацепления регулируется не на середине, как у гипоидных передач, а на расстоянии 1⁄3 длины червяка и ширины обода колеса, считая от малых оснований основных начальных конусов. Величина коэффициента гипоидного смещения kE, у этих передач не ограничивается. Угол конусности червяка, по технологическим соображениям, принимается небольшим Ф1 = 5 – 10 град. Дальнейшее уменьшение этого угла, вообще говоря, выгодное с точки зрения повышения нагрузочной способности передачи, но очень усложняет регулирование бокового зазора в зацеплении, так как требует для этого больших перемещений червяка вдоль его оси, что трудно осуществимо конструктивно. Для повышения КПД передачи выгодно угол подъема винтовой линии λ делать как можно больше, однако не рекомендуется делать его больше 20 – 25 град, так как незначительный выигрыш в КПД не оправдывает возникающих при этом технологических трудностей. Число заходов червяка чаще всего принимается равным 1 – 2 и лишь тогда когда d1 получается очень малым, недостаточным для обеспечения прочности и жесткости червяка выбирают z1 = 3 – 4. Осевой коэффициент перекрытия спироидной передачи получается высоким, особенно при большом z2. Число одновременно находящихся в зацеплении пар зубьев может достигать десяти и выше, т. е. быть выше, чем у гипоидной передачи. Червяк спироидной передачи выполняется в виде винта с постоянным осевым шагом (t = Пm), причем для удобства нарезания винта и выбора соответствующей фрезы, осевой модуль выбирается из нормального ряда. Длина нарезанной части червяка для удобства регулирования выбирается примерно в 1,5 раза больше ширины обода зубчатого колеса. Витки червяка и зубчатого колеса делаются равновысокими. Расчеты спироидных передач приведены в работах [2] и [3]. Расчет геометрии спироидных передач приведен в ОСТ – 3 – 4290 – 79

3 Рекомендации по проектированию основных
элементов конической передачи

      Работоспособность конической передачи обеспечивается величиной бокового зазора и пятна контакта в зацеплении, а для подшипников величиной осевого зазора и перекоса колец. Эти параметры обязательно указывается в технических требованиях сборочного чертежа и обеспечивается при сборке передачи (см. раздел 6.2). Кроме того на работу конической передачи оказывает существенное влияние конструктивное исполнение его основных элементов, подшипниковых опор и валов в сборе с зубчатыми колесами, на которое оказывает влияние нагруженность передачи ее габариты и передаточное отношение колес.
Ведущая коническая шестерня в передаче чаще всего выполняется в виде вала – шестерни (см. Рис 1в, г, Рис 3, 6, 8), реже в виде отдельной детали (см. Рис 2а, б, г), а зубчатые колеса ввиду их значительно большего диаметра по сравнению с валом, на котором они устанавливаются, как правило, изготавливаются в виде отдельной детали (см. Рис 2а, б, г, Рис 6).

Рис 16new      При конструировании подшипниковых опор валов конических зубчатых колес необходимо учитывать величину радиальных и осевых нагрузок имеющих место при работе передачи, а также расположение входного и выходного вала редуктора.
На Рис 15а показана наиболее часто применяемая конструкция ведущего вала конического редуктора в сборе с опорными подшипниками, выполненная на основе вала – шестерни установленного в стакане посредствам конических роликоподшипников. Основным ее преимуществом является удобство регулировки осевого зазора в подшипниках ведущего вала, осуществляемого путем подбора комплекта прокладок устанавливаемых под торцевую крышку, и бокового зазора в конической передаче, выполняемого путем регулировки осевого положения стакана подбором соответствующего набора прокладок устанавливаемых под его торцевую привалочную плоскость. Осевые нагрузки, возникающие в конической передаче в данном случае воспринимает левый подшипник, а большую часть радиальных – правый подшипник.
На Рис 15б показана конструкция ведущего вала конического редуктора в сборе с опорными подшипниками, в которой коническая шестерня установлена на ведущем валу конического редуктора, а последний установлен в корпусе посредствам самоустанавливающихся двухрядных сферических шарикоподшипниках, позволяющих компенсировать изгиб вала. Осевые нагрузки, возникающие в конической передаче в данном случае воспринимает левый подшипник, а правый имеющий возможность плавать в расточке корпуса, воспринимает большую часть радиальной нагрузки. Регулировка осевого зазора в левом подшипнике осуществляется подбором комплекта прокладок устанавливаемых под базовую плоскость торцевой крышки, а регулировка бокового зазора в конической передаче – путем подшлифовки кольца, установленного между левым торцем ступицы шестерни и торцем внутреннего кольца правого подшипника.

        На Рис 15в показана конструкция ведущего вала конического редуктора в сборе с опорными подшипниками, в которой вал – шестерня установлен двух опорах, при этом правая опора выполнена в виде радиального роликоподшипника увеличенного типоразмера, а левая в виде комплекта конических роликоподшипников. Такая конструкция применяется при значительных радиальных нагрузках, возникающих в конической передаче, которые воспринимает радиальный роликоподшипник, имеющий возможность самоустанавливаться в расточке корпуса, при этом осевые нагрузки воспринимает левый конический роликоподшипник. Осевой зазор в комплекте конических роликоподшипников обеспечивается путем подбора комплекта прокладок, устанавливаемых под торцевую крышку, а боковой зазор в конической передаче – путем регулировки осевого положения стакана подбором соответствующего набора прокладок, устанавливаемых под его торцевую привалочную плоскость.
На Рис 15г показана конструкция ведущего вала – шестерни конического редуктора в сборе с опорными подшипниками, в которой его правая плавающая опора, выполненная на основе плавающего радиального шарикоподшипника, вынесена за зубчатый венец, что значительно снижает прогиб вала и улучшает пятно контакта в зацеплении, а левая опора выполнена на основе комплекта радиально упорных роликоподшипников, установленных в стакане. В данном случае правая опора воспринимает основную часть радиальных нагрузок действующих в коническом зацеплении, а левая опора воспринимает осевые нагрузки. Регулировка осевого зазора в радиально упорных шарикоподшипниках ведущего вала, осуществляется путем подбора комплекта прокладок, устанавливаемых под торцевую крышку, а бокового зазора в конической передаче – путем регулировки осевого положения стакана подбором соответствующего набора прокладок, устанавливаемых под его торцевую привалочную плоскость.
На Рис 15д показана конструкция трехопорного, распределительного вала многопозиционного холодно – высадочного автомата работающего в динамическом режиме. Он содержит вал 1, на котором расположены ведущее 2 и ведомое 3 конические зубчатые колеса, кулачок привода механизма реза 4 и кулачок привода механизма переноса 5, которые крепятся на нем посредствам шпонок. Для осуществления возможности регулировки осевого зазора в конических передачах их зубчатые колеса 2 и 3 установлены на валу с использованием разъемных регулировочных колец 6. Для исключения большого прогиба вала и уменьшения его диаметра он снабжен третьей опорой, расположенной в его сред-ней части. Эта опора, выполненная на базе двух роликовых конических подшипников 7, воспринимает основную часть радиальной нагрузки от кулачка 4 привода механизма реза и кулачка 5 привода механизма переноса, а также осевую нагрузку от усилий в конических передачах. Правая и левая шейки вала 1 установлены на подшипниковых опорах с использованием роликового радиального двухрядного сферического подшипника 8. Все три подшипниковые опоры вала установлены в расточке станины посредствам корпусов 9, 10, причем оба радиальных двурядных сферических подшипника 8 левой и правой опоры вала установлены в корпусе с осевым зазором для компенсации погрешности изготовления линейных размеров вала и его температурных изменений в процессе эксплуатации.
Коническое зубчатое колесо обычно устанавливается на выходном валу между двух опор, выполненных на основе конических роликоподшипников, воспринимающих осевые и радиальные нагрузки, возникающие в передаче (см. Рис 2а, 2б, 8), но когда коническая передача встраивается в конкретный привод, с целью получения компактной конструкции, коническое колесо может устанавливаться на выходном валу консольно (см. Рис. 6)
Для изготовления зубчатых колес используются различные стали, которые для повышения нагрузочной способности, как правило, упрочняются термическими 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 при-работку 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.

     Для изготовления зубчатых колес, которые работают в условиях невысоких нагрузок и скоростей применяются качественные углеродистые стали: Сталь 35, 45, 50, стали с повышенным содержанием марганца: Сталь 40Г2, 50Г и низколигированные стали типа: 40Х, 40ХН, 40ХНТ, 35ХГС. При этом для улучшения структуры материала и получения после зубонарезания более высокой степени шераховатости боковой поверхности зубьев, что существенно влияет на их прочность, зубчатые колеса, изготавливаемые из этих материалов до зубонарезания подвергаются отжигу, нормализации или улучшению (закалка с высоким отпуском). Такие зубчатые колеса удовлетворительно прирабатываютя при работе в паре с закаленной шестерней, и обладают высокой нагрузочной способностью. При такой термической обработке достигается следующая твердость боковой поверхности зубьев:
– для качественных углеродистых сталей, при нормализации HB = 187-240 ед, при улучшении HB = 240-280 ед,
– для низколегированных сталей, при нормализации HB = 200-250 ед, при улучше-нии HВ = 250-300 ед.
Более нагруженные зубчатые колеса подвергаются объемной или поверхностной закалке, например токами высокой частоты (ТВЧ) до твердости боковой поверхности зубьев HRC = 45 – 55ед. Для зубчатых передач, работающих при больших скоростях, в условиях ударных нагрузок, зубчатые колеса которых, помимо высокой твердости зубьев, должны обладать пластичной сердцевиной, применяются цементуемые стали типа: Сталь 20Х, 12ХН3А, 18ХГТ, 20Х2Н4А, 20ХГСА, – которые позволяют получить после термообработки твердость боковой поверхности зубьев HRC = 56 – 63ед. Для изготовления тяжело нагруженных зубчатых передач, работающих в условиях отсутствия значительных ударных нагрузок и абразивного износа применяют среднеуглеродистые стали содержащие алюминий такие как стали 38ХЮА, 38ХМЮА и некоторые марки среднелигирован- ных сталей такие как сталь 30Х2Н2ВФА, 45Х2Н2МФЮА, которые после азотирования имеют твердость поверхности зубьев HRC = 63 – 65 ед.
Зубчатые колеса, упрочняемые цементацией и закалкой для обеспечения надлежащей точности требуют последующего шлифования зубьев. Зубчатые колеса упрочняемые поверхностной закалкой ТВЧ до 7 степени точности и упрочняемые азотированием не нуждаются в последующем шлифовании зубьев, поскольку указанные методы упрочнения вызывают очень незначительное изменение (коробление) формы боковой поверхности зуба. Все виды поверхностного упрочнения зубьев, повышая износостойкость рабочих поверхностей благотворно действуют и на изгибную выносливость, понижая вредное влияние концентрации напряжений у основания зуба.
Зубчатые колеса больших диаметров, изготавливают из углеродистых и низколегированных сталей в нормализованном состоянии, заготовки которых получены методом литья, в частности: Сталь 40Л, 45Л, 50Л, 40Г2Л, 35ХНЛ и т.п. Твердость боковых поверхностей зубьев колес изготовленных из таких материалов составляет HB = 160 – 220 ед, поэтому для исключения возможности заклинивания зубьев в передаче и получения требуемого пятна контакта после приработки зубчатых колес, шестерню изготавливают из закаленной стали с HRC = 35ед.

     Предельно допустимые величины контактной и изгибной прочности вышеперечисленных сталей при различных видах термообработки приведены в таб. 3.
Таблица 3

Рис 174 Допуски на геометрические параметры конических зубчатых колес

       Допуски на геометрические параметры конических зубчатых колес назначаются в соответствии с ГОСТ 1758-81, который устанавливает 12 степеней точности. В зависимости от степени точности передачи нормируются показатели кинематической точности, плавности работы и нормы контакта зубьев в передаче. Степень точности передачи выбирается в зависимости от ее назначения (силовая или кинематическая). Для предварительного выбора степени точности можно пользоваться рекомендациями приведенными в таб.4

Рис 18         Боковой зазор в конической зубчатой передаче jn обеспечивается за счет         уменьшения толщины зуба колеса и шестерни путем дополнительного смещения исходного контура или другими словами зуборезного инструмента при нарезании зубьев. Боковой зазор в передаче jn 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 равна:

Рис 18А     Величина бокового зазора , необходимого для компенсации температурных изменений в зубчатой передаче при ее работе определяют по следующей формуле:

Рис 18Б      Величина бокового зазора jn2, обеспечивающая нормальные условия смазывания, зависит от способа смазывания и окружной скорости передачи. Ориентировочно, эта вели-чина 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) и упрощенно может быть рассчитана по следующей формуле:
Рис 18В    В точных конических передачах, для которых необходимо установить минимальный боковой зазор, его величина рассчитывается по следующей формуле:

Рис 18Г     После выполнения расчета минимальной величины бокового зазора в передачи по ГОСТ 1758-81 выбирается наиболее близкий вид сопряжения.
Для конических передач отсчетных механизмов нормируется величина мертвого хода, при этом минимальная величина бокового зазора jmin определяется по следующей формуле:

Рис 19Д       После выполнения расчета минимальной величины бокового зазора в передаче по ГОСТ 1758-81 выбирается наиболее близкий вид сопряжения. Таким образом, точность изготовления зубчатого колеса задается степенью точности, а требования к боковом зазору – видом сопряжения. Независимо от степени точности зубчатой передачи, ГОСТ 1758-81 устанавливает шесть видов сопряжения зубчатых колес A, B, C, D, E, H (см. Рис.16). Например, обозначение 7 – С ГОСТ 1758-81 соответствует зубчатому колесу 7(й) степени точности и виду сопряжения С. Требования по величине и допуску бокового зазора в зубчатой передаче указываются в таблице, которой сопровождается чертеж зубчатого колеса, требования по оформлению которой определены ГОСТ 2.405-75.
Рис 19       Для контроля величины утонения зубьев конического зубчатого колеса, которое обеспечивается при его нарезании, используется толщина зуба по постоянной хорде Sce, замер которой производится на определенной высоте зуба hce.
Для обеспечения нормальной работы конических зубчатых колес их рабочие и базовые поверхности должны быть выполнены с определенной шераховатостью. Требования к шераховатости поверхностей конических зубчатых колес с m ≥ 1, установленные ГОСТ 2789-73 и ГОСТ 2.309-73, приведены в таб. 5.
Рис 20А      Для конических зубчатых колес 6 – 9 степени точности в качестве показателей кинематической точности рекомендуется использовать: допуск на биение зубчатого венца Fr, в качестве показателя плавности работы – предельное отклонение шага fpt, в качестве показателя контакта зубьев – предельное отклонение межосевого расстояния fa. Все эти показатели, являющиеся параметрами для контроля зубчатого колеса и вместе с его основными показателями и справочными данными в соответствии с требованием ГОСТ 2.405-75, при оформлении чертежа колеса заносятся в таблицу (см. Рис 17)

Рис 21new       Помимо перечисленных требований, которые в основном относятся к точности зубчатого венца колеса, необходимо назначить следующие требования по точности к его базовым размерам и поверхностям:
посадку базового отверстия D зубчатого колеса,
– допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев D1
– допуск Δ на расстояние L от базового торца до вершины делительного конуса,
– допуск Δ на смещение l от внешнего диаметра вершин зубьев до базового торца колеса,
– допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса колеса,
– допуск Δ на угол β дополнительного конуса,
– допуск Δ на длину ступицы B1,
– биение конусной поверхности заготовки колеса относительно отверстии D,
– биение торца ступицы колеса относительно базового отверстия D,
Посадка базового отверстия колеса D назначается по H6 – H8 в зависимости от степени точности передачи и условий ее работы, аналогично посадке цилиндрического зубчатого колеса. Допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев колеса D1 назначается по h10 – h11. Допуск Δ на расстояние L от базового торца до вершины делительного конуса устанавливается по h11. Допуска Δ на расстояние l от внешнего диаметра вершин зубьев до базового торца, согласно рекомендациями работы [2], назначается по таб. 6 в зависимости от степени точности передачи и внешнего окружного модуля.
Рис 22     Допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса колеса, согласно рекомендациями работы [2], назначается в зависимости от степени точности передачи по табл. 7

                                                                                         Таблица 7

Рис 23
При назначении допуска Δ на угол β дополнительного конуса, используются данные таб. 7, которые увеличиваются на ± 15 град. Допуск на длину ступицы B1 устанавливается по h11 и уточняется при расчете размерной цепи Г, показанной (см. Рис 32). Биение конусной поверхности заготовки колеса рассчитывается по следующей формуле:

Рис 23А      Где Fr, радиальное биение зубчатого венца колеса, назначаемое согласно ГОСТ 1785 – 81, в зависимости от степени точности передачи. Биение торца ступицы колеса, рассчитывается согласно рекомендаций работы [1] по следующей формуле:
Рис 23Б     Погрешности формы базового отверстия колеса D назначается, согласно рекомендаций при веденных в таб.8 заимствованной из работы [6]

Таблица 8

Рис 24       Установим требования к размерам и поверхностям ведущего вала – шестерни показанного на Рис 18. Требования к геометрическим параметрам зубчатого венца и допуски на них указываются в таблице, аналогичной показанной на Рис 17. Для обеспечения работоспособности вала – шестерни в составе передачи необходимо назначить следующие требования по точности к его базовым размерам и поверхностям:
– посадку базовых поверхностей вала D,
– посадку поверхностей вала D1 и D2,
– допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев D3
– допуск Δ на расстояние Б1 от базового торца до вершины делительного конуса,
– допуск Δ на расстояние l от внешнего диаметра зубчатого венца шестерни до базового торца,
– допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса колеса,
– допуск Δ на угол β дополнительного конуса,
– биение конусной поверхности заготовки колеса относительно базовой поверхности D,
– биение базового торца вала – шестерни относительно базовой поверхности D,
– радиальное биение поверхностей D, D1, D2, относительно оси центов А вала – шестерни,
– погрешности формы поверхностей D, D1, D2.

Рис 25new
Посадка и погрешность формы поверхности вала D назначается согласно требований ГОСТ 3325-85, в зависимости от условий нагружения колец подшипников. Посадка диаметра вала D1, под установку уплотнительной манжеты, устанавливается согласно требований ГОСТ 8752 – 79 по h10. Посадка вала D2, под установку шкива или полумуфты назначается с натягом (переходная или прессовая). Радиальное биение поверхностей D1 устанавливается согласно требований ГОСТ 8752 – 79, а радиальное биение поверхности D2 назначается по 9 классу точности ГОСТ 24643-81. Погрешность формы диаметров вала D1 и D2 устанавливается на основе рекомендаций таб.8. Допуск Δ на внешний диаметр вершин зубьев D3 назначается по h10-h11. Допуск Δ на расстояние Б1 от базового торца до вершины делительного конуса устанавливается по h11, а допуск Δ на расстояние l от внешнего диаметра шестерни до базового торца, назначается согласно таб. 6. Допуск Δ на угол α при вершине внешнего конуса конической шестерни назначается согласно таб. 7. При назначении допуска Δ на угол β дополнительного конуса, используются данные таб. 7, которые увеличиваются на 15 град. Биение конусной поверхности заготовки и базового торца вала – шестерни, рассчитывается также, как и для конического зубчатого колеса, рассмотренного ранее. Радиальное биение поверхности D, относительно оси центов А вала – шестерни, назначается по 8 – 9 классу точности ГОСТ 24643-81, и уточняется на основании расчета размерной цепи φ (см. раздел 6.2), определяющей отклонение межосевого угла в передаче, предельная величина которого , нормируется ГОСТ1758-81.
Рис 26new      Назначим требования к размерам и поверхностям стакана, в котором на подшипниках качения устанавливается ведущий вал – шестерня (см. Рис 19).
Для обеспечения работоспособности стакана в составе передачи необходимо установить следующие требования по его точности:
– допуск Δ на размер Б3 от левого торца фланца стакана до упорного бурта в отверстии D,
– посадку поверхностей D и D1,
– радиальное биение бурта В и поверхности Г фланца относительно отверстия D ,
– торцевое биение поверхности фланца Д относительно поверхности D1стакана, – погрешность формы поверхностей D и D1
Допуск Δ на размер Б3  устанавливается на основании расчета размерной цепи Б, показанной (см. Рис 32). Посадка отверстия D устанавливается в соответствии с рекомендациями ГОСТ 3325 -85, а посадка на наружный диаметр втулки D1 обычно назначается в пределах h6 – h8 или js6, поскольку он должен иметь определенную подвижность в осевом направлении при регулировке положения конической шестерни относительно колеса. Радиальное биение поверхности D1 относительно поверхности D назначается на основании расчета размерной цепи В (см. Рис 32), определяющей осевое смещение зубчатого венца колеса. Торцевое биение упорного бурта В и поверхности Г фланца относительно отверстия D назначается согласно требований ГОСТ3325-85, как на заплечики отверстия под установку подшипника в корпусе. Поскольку при затяжке болтов, крепления фланца стакана к корпусу редуктора увеличенное торцевое биение поверхности Д однозначно скажется на торцевом биении поверхности Г фланца и может значительно его ухудшить, что недопустимо, поскольку повлияет на точность расположения наружных колец подшипников, рекомендуется назначать величину торцевого биения поверхности Д равной торцевому биению поверхности Г. Погрешность формы поверхности D назначается согласно рекомендациям ГОСТ 3325-85, а погрешность формы поверхности D1 выбирается по таб.8.

   Установим требования к размерам и поверхностям корпуса конического редуктора, показанного на Рис 20. Для обеспечения работоспособности корпуса редуктора в составе передачи необходимо выполнить следующие требования по точности:
– размер и допуск Г8 – Δ между торцами отверстия под установку подшипников вала зубчатого колеса,
– размер и допуск В6 ± Δ от базового торца отверстия D под установку подшипников вала зубчатого колеса до оси отверстия D1 под установку стакана вала – шестерни,
– размер и допуск Б5 ± Δ от оси отверстия D под установку подшипников вала – зубчатого колеса до торца отверстия D1 под установку стакана ведущего вала – шестерни,
– размер и допуск Н ± Δ от опорной плоскости В корпуса редуктора до горизонтальной оси отверстий D и D1,
– неперпендикулярность оси отверстия D1 к оси отверстия D,
– непересечение оси отверстия D1 c осью отверстия D,
– неперпендикулярность торцев отверстия D к его оси,
– неперпендикулярность торца отверстия D1 к его оси,
– неплоскостность поверхности В,
– непаралельность горизонтальной оси отверстий D и D1к опорной плоскости
редуктора В,
– посадка и погрешность формы отверстий D и D1,

Рис 27new      Допуск Δ на размер Г8, между торцами отверстия под установку подшипников вала зубчатого колеса, устанавливается в зависимости от степени точности подшипников по h10 – h11 и уточняется после расчета размерной цепи Г (см. Рис 32). Допуск Δ на размер B6, от базового торца отверстия под установку подшипников вала зубчатого колеса до оси отверстия под установку стакана ведущего вала – шестерни, предварительно устанавливается по 10 квалитету и уточняется после расчета размерной цепи В (cм Рис 30). Допуск Δ на размер Б5, от оси отверстия под установку подшипников вала зубчатого колеса до торца отверстия под установку стакана ведущего вала – шестерни, устанавливается по h10 – h11 и уточняется после расчета размерной цепи Б (см. Рис 30). Допуск Δ на размер Н, от опорной плоскости В корпуса редуктора до горизонтальной оси отверстий D и D1, устанавливается из конструктивных соображений, или на основании расчета соответствующих размерных цепей (см. работу [6]). Неперпендикулярность торцев отверстия D и D1 назначается согласно требований ГОСТ3325-85, как на заплечики отверстия под установку подшипника в корпусе. Неплоскостность поверхности В, назначается согласно рекомендаций таб.8. Непаралельность горизонтальной оси отверстий D и D1 к опорной плоскости редуктора В, также как и размер Н назначается из конструктивных соображений, либо на основании расчета соответствующих размерных цепей (см. работу [6]). Посадки на поверхности D и D1, назначаются согласно рекомендаций ГОСТ 3325-85 в зависимости от вида нагружения колец подшипников. Погрешность формы отверстий D и D1 назначаются в согласно ГОСТ 3325-85. Непересечение оси отверстия D1 c осью отверстия D рассчитывается по следующей формуле:        δ = ± (0,5 – 0,7)∙fa и уточняются по результатам расчета размерной цепи А (см. Рис 29). Непаралельность оси отверстия D 1 к оси отверстия D рассчитывается по следующей формуле: Δ = L_отв/L_кон (0,5 – 0,7)∙E_Σ   и уточняется после расчета размерной цепи φ (см. Рис 31).
Допуски на геометрические параметры конических зубчатых колес с круговым зубом (нормы кинематической точности, плавности работы, нормы контакта в передаче) определяются аналогично зубчатым колесам с прямым зубом и назначаются в соответствии с ГОСТ 1758-81. Степень точности передачи выбирается в зависимости от ее назначения (силовая или кинематическая). Независимо от степени точности зубчатых колес боковой зазор между их зубьями рассчитывается в зависимости от условий работы передачи и накладываемых на нее ограничений, а затем выбирается по ГОСТ 1758-81. Чертежи конических зубчатых колес оформляются в соответствии с ГОСТ 2.405-75. Чертеж конического зубчатого колеса с круговым зубом и таблица параметров показаны на Рис 21
Рис 28new

5. Прочностной расчет зубчатых колес конической передачи

      Прочностной расчет конических зубчатых колес ведется по ГОСТ 21354-86 по среднему сечению, находящемуся на середине длины зуба. При этом конические колеса заменяют цилиндрическими, их диаметр начальной окружности и модуль равны диаметру начальной окружности и модулю в среднем сечении зуба конических колес, а профиль зуба соответствует профилю приведенных колес, полученных разверткой дополнительного конуса на плоскость. Расчет ведется по шестерне.
Для определения работоспособности проектируемой зубчатой передачи выполняется ее расчет на сопротивление усталости (контактную выносливость) активных поверхностей зубьев, на сопротивление усталости зубьев при изгибе (выносливость при изгибе),
Расчет передачи на сопротивление усталости (на контактную выносливость) ак-тивных поверхностей выполняется по следующей формуле:

Рис 28АУдельная расчетная окружная сила wHt определяется по следующей формуле:Рис 28БПри этом исходная расчетная окружная сила FHt на делительном цилиндре определяется по формуле: Рис 28ВПри этом коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении KHv, определяется по формуле: Рис 28ГДопустимое контактное напряжение определяется по формуле:
Рис 28ДПри этом, предел контактной выносливости поверхности зубьев при заданном числе циклов перемены напряжений определяется по формуле:Рис 28ЕРис 28Ж          Расчет зубьев передачи на сопротивление усталости при изгибе (на выносливость при изгибе) выполняется по следующей формуле:Рис 28ИРис 28КРис 28ЛДопустимое напряжение изгиба зубьев определяется по формуле:Рис 28МРис 28НРис 28П        Проектировочный расчет передачи, выполняемый, как правило, на начальных этапах проектирования (чаще всего на этапе эскизного проектирования) служит только для предварительного определения размеров зубчатых колес, необходимых для дальнейшего проектирования привода или механизма и не может заменить проведение расчетов на контактную выносливость и выносливость зубьев при изгибе.
На первом этапе расчета определяется величина внешнего конусного расстояния передачи Re, исходя из контактной прочности зубьев по следующей формуле: Рис 28Р       Далее выполняется ориентировочный расчет внешнего окружного модуля зубчатого зацепления me, который необходим для расчета геометрических параметров зубчатых колес и последующего выполнения компоновки привода.
Внешний окружной модуль передачи определяется по следующей формуле:Рис 28С

6. Основы технологии изготовления основных деталей
и сборки конических передач

6.1 Технология изготовления конических зубчатых колес

       Технология изготовления конических зубчатых колес, также как и цилиндрических зависит от размеров, материала и термообработки (твердости) и геометрической формы колеса, от его степени точности, вида заготовки и масштабов производства. Для выполнения при изготовлении требований по точности параметров заложенных в чертеже конического зубчатого колеса необходимо в заготовке иметь надежные технологические базы, которые должны быть заложены в чертеже с учетом необходимых требований по их форме и взаимному расположению. Оптимальным вариантом выбора технологических баз для нарезания зубьев конического колеса является их совмещение с поверхностями на которые эта деталь устанавливается при сборке редуктора. Нарезание зубьев прямозубых и косозубых конических зубчатых колес с твердостью поверхности HB ≤ 350 осуществляется зубостроганием по методу обката, зубостроганием по методу копирования, а также зубофрезерованием с использованием дисковых и пальцевых модульных фрез. Конические зубчатые колеса с круговым зубом, а также гипоидные и спироидные нарезаются зуборезными головками. Зубчатые колеса с твердостью поверхности РRC = 35 и высокой степени точности после предварительной нарезки зубьев подвергаются зубошлифовке.

6.2 Сборка конических зубчатых передач

         Общая сборка конического редуктора выполняется в следующей последовательности:
− установка конического зубчатого колеса в сборе с выходным валом и подшипниками в расточку нижней части корпуса редуктора (картер), после чего с обоих сторон наружные кольца подшипников поджимаются торцевыми крышками, устанавливаемыми справа и слева в расточку картера (см. Рис 22),

Рис 29Аnew− установка вала – шестерни в сборе с отрегулированными подшипниками,        расположенными в стакане, и поджатыми торцевой крышкой в перпендикулярную
расточку в картере, при этом оба вала проворачиваются для обеспечения       зацепления зубьев колеса и шестерни (см. Рис 23),

Рис 29Бnew– регулировка зазора в зацеплении и осевого зазора в подшипниках выходного вала редуктора путем подбора толщины комплекта прокладок А и Б (см. Рис 24)

Рис 29Вnew− установка крышки корпуса редуктора и затяжка болтов (см. Рис. 25)Рис 29Гnew        Для обеспечения при сборке передачи правильного сопряжения конических зубчатых колес (предельного осевого смещения зубчатого венца колеса и шестерни fAM вал – шестерню и вал зубчатого колеса перемещают в осевом направлении. Величина осевого перемещения зависит от величины требуемого осевого зазора в передаче и определяется по следующей формуле: Рис 30А       После выполнения регулировки бокового зазора в конической передаче осуществляется его контроль, который может выполняться с помощью щупа, индикатора или свинцовой пластинки. Способ контроля бокового зазора в конической передаче показан на Рис.27. Для этого на корпусе редуктора устанавливается индикатор 1, специальный наконечник которого упирается в боковую поверхность зуба шестерни (колеса), после чего, при прокачивании колеса 3, установленного на валу 4 в пределах бокового зазора передачи контролируются показания индикатора 1. Индикатор 2 служит для контроля торцевого биения зубчатого колеса и осевого смещения вала 4, которые характеризуют осевой зазор в подшипниках. При выполнении этой проверки колесо совершат один полный оборот.
Рис 31new    После сборки конического редуктора осуществляют проверку качества зацепления колес по пятну контакта. Для выполнения этой проверки зубья одного колеса смазывают краской и делают 2 – 3 полных оборота колес, в результате чего на зубьях не смазанного краской колеса появляются отпечатки, по которым судят о качестве зацепления. Наиболее благоприятным считается отпечаток, когда колеса без нагрузки передают усилия тонкой частью зуба. В этом случае при полной нагрузке вследствие деформации зуба силы будут передаваться большей частью его боковой поверхности. Основные погрешности зацепления конических зубчатых колес с прямым зубом при проверке на краску следующие: недостаточный зазор (колеса чрезмерно сближены) (см. Рис. 28а), межосевой угол больше расчетного (см. Рис.28б) межосевой угол меньше расчетного (см. Рис.28в)

Рис 32new      В отличие от бокового зазора, величина которого обеспечивается регулировкой осевого положения конических зубчатых колес, требуемая величина и расположение на боковой поверхности зубы пятна контакта обеспечивается обкаткой передачи. Параметрами, обеспечивающими получение необходимой величины бокового зазора и пятна контакта для передачи с цилиндрическим червяком согласно ГОСТ 1758 – 81 являются:
– предельное отклонение межосевого расстояния fa,
– предельное осевое смещение зубчатого венца fAM,
– предельное отклонение межосевого угла в передаче E
При этом предельное отклонение межосевого угла в передаче E определяет величину бокового зазора, предельное отклонение межосевого расстояния fa, определяет контакт зубьев в передаче, а предельное осевое смещение зубчатого венца fAM, определяет плавность зацепления зубьев. Величина всех перечисленных показателей устанавливается при разработке конструкторской документации путем составления и расчета соответствующих размерных цепей, исходным – замыкающим звеном которых они являются.Рис 33newФактическая величина отклонения межосевого расстояния определяется, размерной цепью А (см. Рис 29), которая состоит из следующих звеньев:
A1, несоосность зубчатого венца вала – шестерни вызванное его радиальным биением относительно общей оси посадочных мест под подшипники,
A2, несоосность зубчатого венца вала – шестерни, вызванная радиальным биением внутренних колец подшипников, на которых он установлен в корпусе редуктора,
A3, несоосность базовых поверхностей стакана, в котором установлен вал – шестерня,
A4 , несоосность осей отверстий под установку валов колеса и шестерни в корпусе редуктора,
A5, несоосность зубчатого венца колеса, вызванная радиальным биением внутренних колец подшипников, на которых ее вал установлен в корпусе редуктора,
A6, несоосность зубчатого венца колеса, вызванная радиальным биением посадочных мест под подшипники вала относительно его общей оси,
A7, несоосность зубчатого венца колеса относительно оси его посадочного отверстия на вал,
, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее предельное отклонение межосевого расстояния (нормируется величиной fa по ГОСТ1758-81)
Рис 34new         Фактическая величина осевого смещения зубчатого венца, определяется размерными цепями Б и В (см. Рис 30).
Размерная цепь Б состоит из следующих звеньев:
Б1, расстояние от упорного заплечика вала – шестерни до вершины делительного конуса,
Б2, расстояние между левым торцем внутреннего кольца подшипника вала – шестерни и правым торцем его наружного кольца с учетом осевой игры
Б3, расстояние от фланца стакана до его упорного заплечика,
Б4, толщина набора компенсирующих прокладок установленных между торцевой поверхностью корпуса и фланцем стакана,
Б5, расстояние между осью отверстия в корпусе редуктора под опоры вала колеса и торцевой поверхностью корпуса контактирующей с фланцем стакана,
Б6, несоосность зубчатого венца колеса, вызванная биением внутренних колец подшипников, на которых вал установлен в корпусе редуктора,
Б7, несоосность зубчатого венца колеса, вызванная биением посадочных мест под подшипники вала относительно его общей оси,
Б8, несоосность зубчатого венца колеса относительно оси его посадочного отверстия на вал,
БΔ, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее осевое смещение зубчатого венца вала – шестерни (нормируется величиной fAM по ГОСТ1758-81)
Размерная цепь В состоит из следующих звеньев:
B1, расстояние от базового торца колеса до вершины его делительного конуса,
B2, высота распорного кольца,
B3, расстояние от нижнего торца внутреннего кольца верхнего подшипника до верхнего торца его наружного кольца с учетом осевой игры,
B4, расстояние между торцевыми плоскостями крышки,
B5, толщина набора прокладок,
– B6, расстояние в корпусе от торца до оси отверстия под установку стакана вала – шестерни,
B7, несоосность осей базовых поверхностей стакана,
B8, несоосность зубчатого венца вала – шестерни, вызванная биением внутренних колец подшипников, на которых он установлен в корпусе редуктора,
B9, несоосность зубчатого венца вала – шестерни, вызванная его радиальным биением относительно общей оси посадочных мест под подшипники,
, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее осевое смещение зубчатого венца колеса (нормируется величиной fAM по ГОСТ1758-81)
Рис 35newФактическая величина отклонения межосевого угла в передаче определяется размерной цепью Ф (см. Рис 31), которая состоит из следующих звеньев:
Ф1, непаралельность оси зубчатого венца вала – шестерни, вызванная биением наружных колец подшипников,
Ф2, непаралельность, оси зубчатого венца вала – шестерни, вызванная биением его посадочных мест относительно общей оси,
Ф3, неперпендикулярность осей отверстий в корпусе редуктора под установку подшипников вала колеса и стакана вала – шестерни в корпусе,
Ф4, непаралельность оси зубчатого венца колеса, вызванная биением наружных колец подшипников,
Ф5, непаралельность оси зубчатого венца колеса, вызванная биением посадочных мест ее вала относительно общей оси,
ФΔ, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее предельное отклонение межосевого угла в передаче (нормируется величиной E по ГОСТ1758-81
Рис 36newВеличина осевого зазора в опорных подшипниках выходного вала конического редуктора определяется размерной цепью Н, которая показана на Рис 32
Размерная цепь Н содержит следующие звенья:
Г1, ширина левого подшипника с учетом его осевой игры,
Г2, толщина распорного кольца,
Г4, длина упорного бурта вала,
Г5, ширина правого подшипника с учетом его осевой игры,
Г6, расстояние между базовыми торцами правой крышки,
Г7, толщина комплекта прокладок, устанавливаемых под торец правой крышки,

Г8, расстояние между заплечиками отверстия под установку подшипников в корпусе редуктора,
Г9, расстояние между базовыми торцами левой крышки,
ГΔ, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее величину осевого зазора в подшипниках.

7 Применение конических 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. 5, на котором показан привод вспомогательных механизмов холодно – высадочного автомата), причем угол взаимного расположения кинематически соединяемых валов может быть отличным от 90 град (см. Рис. 2в, на котором показан промежуточный редуктор вертолета), при этом, их передаточное отношение, обычно бывает, не более 3 – 4 (см. Рис. 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 свойства- ми. Рассмотрим такие конструкции.
Рис 37new        На Рис 33 показана конструкция конических передач встроенных в колесный узел управляемого ведущего моста трактора. Он содержит жестко соединенный с рукавом 3 ведущего моста корпус 1 верхнего редуктора и корпус 2 нижнего редуктора, установленный на опорах 4 и 5 с возможностью поворота в расточке корпуса 1. В полости рукава 3 на подшипниках 8 установлены полуось 7 выполненный за одно целое с конической шестерней 6, а на подшипниках 11 установлен вертикальный вал 10, выполненный за одно целое с конической шестерней 9, которая находится в зацеплении шестерней 6. Шлицевый хвостовик 12 вала 10 соединен с конической шестерней 13, установленной в расточке корпуса 2 на подшипниках 14, которая зацепляется с коническим зубчатым колесом 15, закрепленным посредствам шлицевого соединения на цапфе16 диска 17, на котором устанавливается колесо трактора. Зубчатое колесо 15 закрыто крышкой 18 закрепленной на корпусе 2. Верхняя подшипниковая опора 4 состоит из подшипника 19, наружное кольцо которого установлено в стакане 20, расположенном в расточке корпуса 1, при этом, во внутреннем кольце подшипника 19 находится ось 21, установленная через регулировочные прокладки 23 в отверстии кронштейна 24 и закрепленная в нем с помощью болтов 22, а кронштейн 24 установлен на корпусе 2 посредствам призонных болтов 26. Нижняя подшипниковая опора 5 выполнена на основе подшипника 25 наружное кольцо которого установлено в расточке корпуса 2, а в его внутреннее кольцо запрессована нижняя цапфа корпуса 1.
Работает колесный узел следующим образом. При движении трактора через полуось 7 крутящий момент передается ведущей шестерне 6 верхнего редуктора, которая зацепляясь с ведомой шестерней 9, передает его вертикальному валу 10, который будучи соединен посредствам шлицевого соединения с шестерней 13 нижнего редуктора сообщает крутящий момент ведомому коническому зубчатому колесу 15, приводящему через шлицевое соединение на цапфе 16 диска 17 колесо трактора. При необходимости свершения трактором поворота корпус 2 нижнего редуктора получая движение от отдельного привода (на Рис 33 этот привод не показан) поворачивается о подшипниковых опорах 4 и 5, продолжая в это время передавать вращение колесу трактора через встроенные конические передачи рассмотренные ранее.

Рис 38new
На Рис 34 показана конструкция главного редуктора легкого вертолета с соосными, вращающимися в противоположные стороны винтами, включающего две конические и две цилиндрические передачи. Он содержит корпус 1 ведущий вал 2 соединяющий редуктор с двигателем (двигатель не показан) Два соосных противоположного вращения выходных вала 3 и 4, установленных на подшипниках 5,6 и 7,8 соответственно и имеют посадочное место 9 под нижний несущий винт и посадочное место 10 под верхний несущий винт. Выходная ступень редуктора состоит из цилиндрических колес 11, 12 установленных на выходных валах 3 и 4 соответственно и двух ведущих цилиндрических шестерен 13 и 14, а входная ступень редуктора состоит из двух конических передач содержащих конические шестерни 15, 16 и конические зубчатые колес 17, 18. Ведущие цилиндрические колеса 13, 13 и ведомые конические колеса 17, 18 соосно установлены в корпусе редуктора на подшипниках 20, 21, 22, 23. Цилиндрические зубчатые передачи11 – 13 и 14 – 15 имеют одинаковое передаточное отношение, также как и конические зубчатые передачи 15 – 17 и 16 – 18. Наличие двух ведущих конических шестерен 15 и 16 позволяет осуществлять независимую регулировку бокового зазора в конических передачах за счет подбора комплекта прокладок (прокладки не показаны). Для исключения резонансных явлений вызванных динамикой несущих винтов коническое зубчатое колесо 18 соединено с цилиндрической шестерней 13 посредствам тонкостенного торсионного вала 24 со шлицевыми концами.           Аналогичным образом выполнен вал 25 соединяющий конические шестерни 15 и 16.
Работает редуктор следующим образом. При вращении ведущего вала 2, приводится во вращение вал 25, на котором установлены конические шестерни 15, 16 и находящиеся с ними в зацеплении конические зубчатые колеса 17, 18 соответственно. Это вращение через цилиндрические передачи 11 – 13 и 12 – 14 передается выходным валам 3 и 4 соответственно. Таким образом, на конических ступенях редуктора передаваемая валам 3 и 4 мощность разделяется на два потока, что существенным образом повышает долговечность конических передач.

      На Рис 35 показана конструкция реверсивного редуктора состоящего из червячной передачи и двух конических передач. Он содержит червяк 1, червячное колесо 2 и при-водной вал 3, пропущенный через полый червяк. На валу 3 установлены муфты 4 и 5 с ведущими 6 и ведомыми 7 полумуфтами. На червяке 1 закреплена коническая шестерня 8, которая находится в зацеплении с паразитным коническим колесом 9, а оно зацепляется с конической шестерней 10, установленной на подшипниках 11 и соединенной с ведомой полумуфтой 7 муфты 5. Правый хвостовик червяка 1 связан с ведомой полумуфтой 7 муфты 4.
Работает передача следующим образом. Приводной вал 3, связанный с трансмиссией (на Рис 35 не показана) вращается в одном направлении. При включении муфты 4 вращение от вала 3 передается червяку 1 и червячному колесу 2. Так как муфта 5 разомкнута, шестерня 10 и колесо 9 вращаются вхолостую. Для получения реверсивного вращения червячного колеса 2 осуществляется выключение муфты 4 и включение муфты 5. При этом вращение от вала 3 через коническую шестерню 10, зубчатое колесо 9 и шестерню 8 передается червяку 1, который при этом вращает червячное колесо 2 в противоположном направлении.

Рис 40new        На Рис 36 показана конструкция планетарно – эксцентрикового конического редуктора. Он содержит сборный корпус состоящий из основания 1 и крышек 2 и 3, ведущий эксцентриковый вал 4, установленный на подшипниках 5 и 6 в расточках крышки 3 и выходного вала 11, при этом на эксцентриковой шейке 7 ведущего вала 4 посредствам подшипника 8 установлен блок конических зубчатых колес, состоящий из наружного колеса 9 и внутреннего 10, которые зацепляются с неподвижным зубчатым венцом 14 крышки 2 и зубчатым венцом 13 выходного вала 11 соответственно.
Работает редуктор следующим образом. При вращении ведущего эксцентрикового вала 4 блок конических колес начинает совершать прецессионное движение, при котором его наружное коническое колесо 9 обкатывается по зубчатому венцу 14 крышки 2, а внутреннее коническое колесо 10 зацепляясь с зубчатым венцом 13 выходного вала 11 сообщает последнему пониженную скорость вращения.

Рис 41new
На Рис 37 показана конструкция автоматического инерционного импульсного вариатора. Он содержит установленный в корпусе 1 на подшипниках 2 конический дифференциал 3, центральное коническое колесо 4 которого закреплено на ведущем валу 5, а кинематически связанное с ним посредствам сателлитов 10, установленных на крестовине 11 расположенной в водиле 9 центральное колесо 6 закреплено на выходном валу 7, при этом водило 9 жестко соединено с коническим ко-лесом 8. Инерционное звено вариатора, выполненное в виде маховика 16, связано с конической шестерней 8 посредствам двойного универсального шарнира, промежуточное звено 14 которого соединяет вал 15 с валом 13, на котором установлена коническая шестерня 12 зацепляющаяся с коническим колесом 8 . Цапфа 17 маховика 16 в подшипниках 18 установлена с возможностью вращения в эксцентриковой буксе 19, на которой закреплено червячное колесо 20 зацепляющееся с червяком 21. На выходном валу 7 установлена обгонная муфта 22 звездочка, которой закреплена на выходном валу 7, а наружная обойма в расточке корпуса 1 вариатора.
Работает вариатор следующим образом. Если угол между осями валов 13 и 15 равен нулю, то сателлиты 10 свободно обкатываются по центральным колесам 4 и 6, в результате чего вращение выходному валу 7 не передается. Если угол между осями валов 13 и 15 не равен нулю, то при равномерном вращении конического колеса 8, вал 15 вместе с маховиком 16 будет совершать пульсирующее вращение, которое через сателлиты будет передаваться колесу 6. Обгонная муфта при этом выпрямляет знакопеременные моменты, и выходной вал 7 получает импульсы только одного направления. Вращением червяка 21 осуществляется изменение угла между осями валов 13 и 15 и следовательно принудительно изменяется скорость вращения выходного вала 7.
Рис 42new     На Рис 38 показана конструкция конического планетарного редуктора с внутренним зацеплением. Он содержит эксцентриковый вал 1 установленный на подшипнике 2 в корпусе 4 и на подшипнике 3 в отверстии центрального конического зубчатого колеса 5, которое выполнено за одно с валом, закрепленным в корпусе 4, при этом на эксцентриковой шейке 6 вала 1 посредствам подшипников 7 шарнирно установлен сателлит 8 с внутренним коническим зубчатым венцом, который зацепляется с центральным коническим колесом 5. Полый вал 14 соединен с коническим сателлитом 8 посредствам универсального шарнира состоящего из крестовины 11 выполненной в виде кольца, шарнирно соединенного с сателлитом посредствам подшипников 9 и осей 10 и шарнирно соединенного с полым валом 14 посредствам подшипников 13 и осей 12. На осях 12 закреплено коромысло 17, которое при работе редуктора совершает сложное качательно – вращательное движение.

         Работает редуктор следующим образом. При вращении вала 1 сателлит 8, находящийся в постоянном зацеплении с центральным коническим колесом 5 совершает плане-тарное движение вокруг оси О, обкатываясь по зубчатому венцу колеса 5. За счет разности зубьев колеса 5 и сателлита 8 последний поворачивается вокруг собственной оси вместе с крестовиной 11 и полым валом 14 соответственно, сообщая, таким образом, непрерывное вращение коромыслу 17. Одновременно с вращением сателлита 8 происходит колебательное движение крестовины 11 вместе с осями 12 и коромыслом 17 в перпендикулярной плоскости. Непрерывное вращение коромысла 17 относительно оси полого вала 14 происходит со следующей частотой:

Рис 42А         Колебательное движение коромысла 17 вместе с осью 12 происходит с угловой скоростью ведущего вала 1 и амплитудой 2β, где β – угол наклона оси эксцентрика относительно оси вала 1. При изменении числа зубьев колес и угла β меняется угловая скорость и амплитуда колебаний коромысла.

Рис 43new       На Рис 39 показана конструкция беззазорной конической передачи. Она содержит закрепленное на валу 1 неподвижную часть 2 ведущего конического колеса, а на его ступице на шариках 3, образующих совместно с сепаратором 4 торцевую и радиальную опоры качения установлена его подвижная часть 5, при этом обе части ведущего конического колеса зацепляются с соответствующими зубчатыми венцами 6 и 7 ведомого конического колеса, жестко закрепленного на выходном валу 8. Обе передачи имеют одинаковое передаточное отношение. Обе части ведущего зубчатого колеса имеют на торцах по три кулачка 9 и 10, которые посредствам шариков 11 контактируют с ответными кулачками 12 выполненными на торце втулки 13. Со стороны противоположной кулачкам 12 втулка 13 контактирует с комплектом тарельчатых пружин 14, усилие которых регулируется гайкой 15. Для исключения выпадения шариков 11 на втулке 13 установлены кольца 16 и 17.

        Работает передача следующим образом. При передаче вращения от вала 1 валу 8 через конические зубчатые колеса под действием пружин 14 кулачки 12 втулки 13 через шарики 11 расклинивают кулачки 9 и 10 частей 2 и 5 ведущего конического колеса, выбирая при этом зазор в передаче. Во время работы передачи идет постоянное покачивание подвижной части 5 конического колеса из – за колебаний толщины зубьев входящих в зацепление. При этом, в случае входа в зацепление утоненных зубьев, поворот подвижной части 5 колеса осуществляется под действием пружин 14 в сторону соответствующую выборке зазора, а в случае входа в зацепление утолщенных зубьев, поворот подвижной части 5 колеса осуществляется под действием расклинивающего эффекта вошедших в зацепление зубьев, в результате чего пружины 14 сжимаются.

Рис 44new            На Рис 40 показана конструкция редуктора заднего моста грузового автомобиля, выполненная на основе цилиндрической и гипоидной передач, а также конического дифференциала. Он содержит гипоидную вал – шестерню 1, установленную посредствам подшипников 2 и 3 в корпусе 4, коническое гипоидное колесо 5, установленное на промежуточном валу 6, который смонтирован на подшипниках 7 в картере передачи 8, в расточке которого на подшипниках 11 размещается дифференциал 10 с ведомым колесом 9, закрепленным на его корпусе. Двойные главные передачи могут иметь вертикальное и горизонтальное расположение цилиндрической передачи. Горизонтальное расположение позволяет получить практически любое передаточное отношение, но приводит к увеличению длины агрегата, а также отрицательно влияет на установку карданных валов, увеличивая их углы наклона. Вертикальное расположение позволяет упростить компоновку главной передачи в многоприводных машинах, уменьшая углы наклона карданного вала. Однако при таком расположении картер главной передачи крепится к балке моста сверху, что снижает жесткость балки и ухудшает условия работы зубчатых пар. Наиболее благоприятные условия работы для ходовой части автомобиля создаются при выполнении плоскости соединения картера редуктора и балки моста под углом 45 град.

Рис 45new      На Рис 41 показана конструкция разнесенной двойной передачи редуктора заднего моста автомобиля большой грузоподъемности. Он содержит гипоидную вал – шестерню 1, установленную на подшипниках 2 и 3 в картере редуктора 4, коническое гипоидное колесо 5, смонтированное на корпусе дифференциала 6, расположенного на подшипниках 7 в расточке картера 4. Дифференциал 6 посредствам шлицевых соединений связан с полуосями 8, на выходных шлицевых концах которых установлены солнечные шестерни 9, находящиеся в зацеплении с сателлитами 12 установленными на осях 10 во фланце 11. Сателлиты 12 в свою очередь зацепляются с корончатой шестерней 13, которая жестко соединена со ступицей колеса 14. Разнесенная передача позволяет разгрузить конический дифференциал и как следствие уменьшить габаритные размеры редуктора и увеличить дорожный просвет. Недостатками разнесенных главных передач является относительная сложность конструкции, связанная с увеличением количество цилиндрических зубчатых колес и необходимостью иметь три раздельных картера, а также наличие определенных затруднений при размещении подшипников узлов колесных редукторов

Рис 46new    Для увеличения числа ступеней передач трансмиссии без применения сложных мнотоступенчатых коробок передач применяют двухступенчатые главные передачи (см. Рис 42). Двухступенчатая главная передача содержит гипоидную вал – шестерню 1, установленную на подшипниках 2 и 3 в сборном картере редуктора 4, коническое гипоидное колесо 5, установленное на валу 6, который смонтирован на подшипниках 7 в картере редуктора 4 и несет две цилиндрические зубчатые шестерни 8 и 9, соединяемые с валом 6 посредствам зубчатой муфты переключения 10, а также ведомые зубчатые колеса 11 и 12, установленные на корпусе дифференциала 13, расположенного на подшипниках 14 в расточке картера редуктора 4. В шлицевые отверстия дифференциала входят соответствующие полуоси 15. Включение повышенной и пониженных передач осуществляется за счет переключения зубчатой муфты 10, при этом вращение от вала 6 передается дифференциалу 13 или через быстроходную передачу 8, 11 или через тихоходную передачу 9, 12. Однако такие двухступенчатые главные передачи, позволяя упростить конструкцию коробки передач, сами имеют увеличенные габаритные размеры и массу.
Рис 47new     Для увеличения передаточного отношения в двухступенчатой главной передаче вместо цилиндрической передачи применяют планетарную (см. Рис 43). Такая двухступенчатая главная передача содержит: гипоидную вал – шестерню 1, установленную на подшипиках 2 и 3 в картере редуктора 4, коническое гипоидное колесо 5, смонтированное на сборном корпусе планетарного механизма 6, который на подшипниках 7 размешается в расточке картера 4, при этом гипоидное колесо 5 являясь одновременно и корончатым колесом, зацепляется с сателлитами 8, установленными на осях 9 в водиле 10, которым является корпус дифференциала 11. Для переключения передач служит муфта 13, зубчатый венец которой выполняет еще и функции солнечной шестерни. На высшей передаче солнечная шестерня 13 блокируется с корпусом планетарного механизма 6, и при этом весь механизм вращается как одно целое со скоростью вращения ведомого конического колеса 5. На низшей передаче солнечная шестерня 13 блокируется с картером моста 4, благодаря чему корончатое зубчатое колесо 5, выполненное за одно целое с коническим зубчатым колесом, вращает сателлиты 8 и водило 10, являющееся корпусом дифференциального редуктора 11, которое при этом вращается с пониженной скоростью.Рис 48new     На Рис 44 показана конструкция спироидного редуктора с регулируемым зазором в передаче. Он содержит: корпус 1, спироидное колесо 2 и спироидный червяк 3 с конической поверхностью 4, правый конец которого установлен посредствам плавающего цилиндрического подшипника 5 в расточке 6 корпуса 1, а его левый конец установлен по-средствам радиально – упорных подшипников 10 и 11 в подвижной опоре 7. Корпус 13 подвижной опоры 7 контактирует с корпусом 1 посредствам цилиндрической поверхности 15, а с направляющими планками 21 посредствам выступов 14. Направляющие планки 21 притягиваются к корпусу редуктора 1 посредствам болтов 22, головки 23 которых находятся снаружи корпуса, что существенным образом упрощает доступ к ним. Для улучшения условий смазки радиально – упорных подшипников 10 и 11, воспринимающих осевую нагрузка возникающую на спироидном червяке, в корпусе 13 подвижной опоры 7 выполнены радиальные отверстия 12.

        Регулировка бокового зазора в зацеплении осуществляется следующим образом. Вращением болтов 22 ослабляют прижим планок 21 к выступам 14 опоры 7 и последняя получает возможность перемещения относительно корпуса 1 редуктора. Затем с помощью винта 16 осуществляется осевое перемещение корпуса 13 опоры 7 вместе со спироидным червяком 3 по цилиндрической поверхности 15, при этом опорный бурт 17 винта 16 остается поджатым к торцу расточки 18 в корпусе 1 посредствам гайки 19. При этом, благодаря конической поверхности 4 спироидного червяка 3 происходит выборка зазора в передаче. После окончания регулировки зазора направляющие планки 21 болтами 22 притягиваются к корпусу 1 редуктора.

Рис 49Аnew        На Рис 45 показана конструкция спироидного редуктора применяемого в станках с ЧПУ, который оснащен устройством для тонкой регулировки бокового зазора в передаче. Он содержит корпус 1, спироидный червяк 2, спироидное колесо 3 со ступицей 4, установленной на валу 5 с возможностью осевого перемещения, дисковый упругий элемент 6, соединяющий колесо 3 с фланцем 7, который закреплен на валу 5 со стороны колеса 3, противоположной червяку 2. Дисковый упругий элемент 6, выполнен гофрированным в радиальном сечении для придания ему более высокой крутильной жесткости и одновременно достаточной для регулировки положения спироидного колеса осевой податливости. Дисковый упругий элемент 6 снабжен жестко соединенными с ним кольцами 8 и 9, посредствам которых он соединен с фланцем 7 и спироидным колесом 3. Фланец 7 установлен на валу 5 посредствам цилиндрической шариковой направляющей 10, которая состоит из сепаратора 11 и шариков 12. Фланец 7 снабжен расположенными равномерно по окружности пальцами 13 с контргайками 18 пружинами сжатия 14, а также упорами 19 с контргайками 20. Фланец 7 крепится на валу 5 с помощью лепестков 15 и хомута 16, затяжка которого осуществляется винтом 17. Между цилиндрической шаровой направляющей 10 и имеющей коническую форму посадочной поверхности ступицы 4 спироидного колеса 3 установлена промежуточная втулка 21, выполненная с продольными прорезями с конической наружной и цилиндрической внутренней поверхностями. На выступающем за пределы торца ступицы 4 конце этой втулки имеется поперечный паз, в который входит головка специального винта 22, ввинченного в резьбовое отверстие, выполненное в торце ступицы 4. При ввинчивании винта 22 его головка перемещает относительно ступицы 4 промежуточную втулку 21, обеспечивая, благодаря взаимодействия их конических поверхностей, выборку радиального зазора в соединении упомянутой ступицы с ведомым валом 5. Для обеспечения совместного перемещения втулки 21 и сепаратора 11 цилиндрической шариковой направляющей 10 они связаны между собой штифтом 23.
Регулировка бокового зазора в передаче осуществляется следующим       образом. Сначала при ослабленном винте 17 хомута 16 фланец 7 вместе с упругим эле-ментом 6, ступицей 4 и цилиндрической шариковой направляющей 10 перемещается по валу 5 к спироидному червяку 2 до тех пор, пока не произойдет соприкосновение боковых поверхностей зубьев спироидного колеса 3 с червяком 2. Затем путем завинчивания винта 17 хомут 16 стопорится на валу 5. Далее освобождаются контргайки 18 и путем ввинчивания пальцев 13 с размещенными в них пружинами сжатия 14 во фланец 7 создается необходимое усилие прижима спироидного колеса 3 к червяку 2, после чего пальцы 13 фиксируются контргайками 18. Затем освобождаются контргайки 20 и регулируется положение упоров 19 до момента получения необходимого зазора между ними и ступицей 4 (обычно зазор регулируется в пределах 0,005 – 0,020 мм), который необходим для исключения заклинивания передачи при возникновении пиковых нагрузок. После этого упоры 19 фиксируются в требуемом положении контргайками 20.

Рис 50new
На Рис 46 показана конструкция конического дифференциала совмещенного с кулачковым механизмом, что позволяет изменять скорость выходного вала агрегата по заданному закону. Он содержит ведущий вал 1, одна опора которого установлена на подшипниках скольжения опоры 2 закрепленной на плите 5, а вторая в центральном отверстии ведомого вала 3, расположенного на подшипниках скольжения в корпусе 4, также закрепленном на плите 5, при этом на валу 1 установлен сборный блок шестерен, состоящий из цилиндрического зубчатого колеса 15 и конического зубчатого колеса 6 соединенных друг с другом посредством муфты с мышиным зубом, позволяющей выполнять угловую регулировку их взаимного положения. Зубчатое колесо 15 зацепляется с шестерней 14 закрепленной на валу 11, который установлен на плите 5 посредством опор 12 и 13 и оснащен закрепленным на нем кулачком 16, взаимодействующим с роликом 17, который с помощью оси 18 установлен на ведущем плече рычага 10, расположенного с возможностью поворота на валу 1. Ведущий вал 1 передает вращение ведомому валу 3 посредством кинематической связи конических зубчатых колес 6, 8, и 7, при этом первое закреплено на валу 1 посредством шпоночного соединения, второе установлено с возможностью вращения на оси 9, закрепленной на ведомом плече рычага 10, а третье посредством шпоночного соединения закреплено на валу 3. Продолжительность движения и остановок выходного вала 3 определяется передаточным отношением зубчатой передачи 14, 15 и конфигурацией кулачка 16.

Рис 51new    На Рис. 47 показана конструкция зубчато-рычажного механизма с фазовонезависимой регулировкой хода выходного звена. Он содержит ведущий вал 1с водилом 2, на котором установлен сателлит 3, на кривошипном пальце 5 которого расположена кулиса 6, и находящийся в зацеплении с корончатым колесом 4, при этом последнее имеет наружный зубчатый венец 7, зацепляющийся с шестерней 8, закрепленной на валу 9. Механизм оснащен трехзвенным дифференциалом, состоящим из ведущего блока 10, установленного на валу 1 с возможностью свободного вращения, конического зубчатого колеса 11, закрепленного на валу 1 и сборного блока 13, включающего коническое зубчатое колесо 12, установленное с возможностью вертикального вращения в корпусе 16, который установлен с возможностью горизонтального вращения на направляющей 17, закрепленной на корпусе 18, и оснащен наружным зубчатым венцом 14, зацепляющегося с шестерней 15, закрепленной на валу 9. При этом число зубьев внутреннего зубчатого венца корончатого зубчатого колеса 4 равно удвоенному числу зубьев сателлита 3, а передаточное отношение корончатого зубчатого колеса 4 к ведущему валу 1, при заторможенном блоке 10 равно единице.
Работает механизм следующим образом. Вращение блока 10, получаемое от привода (на Рис. 47 не показан) через коническое зубчатое колесо 12 блока 13 и зубчатое колесо 11 передается ведущему валу 1 и водилу 2, вращающему сателлит 3, обкатывающийся при этом по корончатому зубчатому колесу 4, в результате чего, кривошипный палец 5 передает кулисе 6 возвратно-поступательное движение. При повороте вала 9, посредством шестерни 8, зацепляющейся с наружным зубчатым венцом 7 поворачивается корончатое зубчатое колесо 4, а также происходит поворот вала 1, за счет зацепления шестерни 15 с наружным зубчатым венцом 14 корпуса 16 сборного блока 13 и конических зубчатых колес 12 и 11. Поскольку передаточное отношение колеса 4 к валу 1 равно единице, то угол поворота колеса 4 и вала 1 будет один и тот же, что обеспечивает                   фазовонезависимое регулирование величины перемещения кулисы 6.

ЛИТЕРАТУРА

1. Анухин В.И. Допуски и посадки. Питер 2008г.
2. Георгиев А. Н. Передачи спироидные с цилиндрическим червяком М..        Машиностроение 1977г
3. Дмитриев В. А. Детали машин Судостроение Ленинград 1970г
4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Расчет допусков размеров. М.: Машиностроение 2001г
5. Игнатьев Н. П. Основы проектирования. Учебное пособие Азов 2011г.
6. Игнатьев Н. П. Обеспечение точности при проектировании приводов и       механизмов. Справочно – методическое пособие. Азов 2012г.
7. Игнатьев Н. П. Проектирование сборочной оснастки и оборудования. Справочно – методическое пособие. Азов 2014г
8. Метрологический контроль конструкторской документации. Методические
рекомендации НИИМАШ. Москва 1976г.
9. Писмак К. М. Гипоидные передачи М.: Машиностроение 1964г

      В статье в использована информация из соответствующих разделов работ автора «Основы проектирования, часть 2. Методика проектирования механизмов и систем» изданной в 2011 г, и «Обеспечение точности при проектировании приводов и механизмов» изданной в 2012г.

В пособии «Основы проектирования» также содержатся:
– общая методика проектирования,
– методика проектирования привода,
– примеры специальных видов приводов (тяжело нагруженных, быстроходных, работающих в динамическом режиме, приводов с точным перемещением вы-ходного звена),
– вся необходимая информация для проектирования цилиндрических, реечных, червячных, планетарных, винтовых, а также ременных и цепных передач,
– вся необходимая информация для проектирования валов их опор и муфт
– информация необходимая для отработки конструкции на технологичность, включая большое количество примеров улучшения технологичности,
– последовательность выполнения компоновки элементов конструкции, которая демонстрируемая на примере механизмов сборочного полуавтомата

 

Для приобретения полной версии статьи добавьте её в корзину,

Стоимость полной версии статьи 100 рублей.