Рис 1

Проектирование цилиндрических зубчатых передач

180 руб.

Категория: Метки: , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , , ,
Описание товара

Проектирование цилиндрических зубчатых передач

1 Общие рекомендации по проектированию

        Цилиндрические зубчатые передачи благодаря своей простоте и технологичности наиболее широко, по сравнению с другими видами передач, применяются в различных приводах машин, оборудования, оснастки и приборов. При этом они с успехом  используются как в тяжело нагруженных приводах станков, прокатных станов и кузнечно – прессовых машин, так и в высокоскоростных приводах турбин и точных приборов. В совокупности с другими видами передач и механизмов они позволяют создавать самые разнообразные по конструкции и функциональному назначению ТО. Основным недостатком цилиндрической зубчатой передачи являются ее ограниченные возможности в части создания тяжело нагруженного  привода с большим передаточным отношением. Кроме того цилиндрические зубчатые передачи уступают другим видам передач при необходимости сообщить движение нескольким механизмом расположенным на значительном расстоянии друг от друга и в разных плоскостях

После выбора типа привода и конструктивной схемы позволяющей вписать его в пространство, выделенное для его размещения в составе проектируемой машины или оборудования, выполняется расчет, в результате которого устанавливаются размеры зубчатых колес, обеспечивающие передачу мощности необходимой для работы приводимого механизма. При этом достаточно часто выясняется, что полученные габаритные размеры зубчатой передачи, определяемые расчетным модулем и числом зубьев,  не вписываются в выделенное пространство и тогда перед конструктором возникает наиболее сложная задача – найти способ уменьшить габаритные размеры зубчатых колес. Помимо установления на основании выполненных расчетов модуля и числа зубьев колес, гарантирующих их прочность необходимо установить и обеспечить возможность достижения при сборке качественных показателей цилиндрической зубчатой передачи, обеспечивающих ее долговечную работу, которыми являются боковой зазор в зацеплении и пятно контакта, при этом, их величина должна обязательно указываться в технических требованиях сборочного чертежа привода. Однако для получения при сборке указанных качественных показателей, необходимо к чертежам деталей входящих в состав зубчатой передачи предъявить вполне конкретные (обоснованные расчетом) требования по точности. Важным показателем для зубчатой передачи является ее степень точности, которая определяет величину погрешности изготовления зубьев колеса по профилю, по шагу, по направлению зуба и по биению зубчатого венца. Степень точности передачи назначается конструктором, прежде всего, в зависимости от окружной скорости зубчатых колес, а также требований к приводу по кинематической точности и плавности зацепления.  Кинематическая точность зубчатой передачи, особенно важна при больших скоростях вращения зубчатых колес, поскольку погрешности изготовления, при вхождении зубьев в контакт, порождают большие динамические нагрузки. Также этот показатель обязательно учитывается при проектировании приводов обеспечивающих высокую точность перемещения ведомого звена, что имеет место в зубообрабатывающих станках, станках с ПУ, отсчетных кинематических цепях приборов). Информация о кинематической точности зубчатых передач и примеры ее расчета приводятся в работе автора «Основы проектирования».

2. Расчет геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес

             Расчет геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес осуществляется в соответствии с ГОСТ 16532-70, а зубчатых колес с внутренним зацеплением в соответствии с ГОСТ19274-73. Исходный контур цилиндрического зубчатого зацепления определен ГОСТ13755-81. Модуль зубчатого зацепления определяется при проведении прочностного расчета передачи и выбирается по ГОСТ 9563-60. Исходными данными для расчета геометрических параметров зубчатой передачи являются:

– модуль зацепления m,

– число зубьев колеса и шестерни z1, z2,

– угол наклоны зубьев В, если передача косозубая,

– коэффициенты коррекции x1, x2,

– ширина колеса bw.

К основным геометрическим параметрам цилиндрической зубчатых колес относятся:

– угол зацепления αw,

– диаметр делительной окружности d,

– -диаметр вершин зубьев d

– диаметр впадин df,

– межцентровое расстояние aw,

– шаг зацепления pa, высота зуба h.

         При этом перечисленные геометрические показатели и исходные данные для их расчета определяются следующим образом:
– модуль зацепления m, исходя из расчета зубьев передачи на изгиб,
– число зубьев z1, z2, исходя из конструктивных соображений,
– ширина зубчатого колеса bw. выбирается конструктивно и уточняется после расчета передачи на контактную и изгибную прочность,
– угол наклона зубьев В назначается, если прямозубая передача не обеспечивает конструктивные требования или не проходит по прочности,
– коэффициенты коррекции x1, х2 вводятся, если другими способами невозможно обеспечить геометрические параметры зубчатых колес, прочность их зубьев или качественные показатели зацепления,
– остальные геометрические параметры рассчитываются по формулам, приведенным в ГОСТ 16532-70
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 коррегирование 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                αw= 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 применяют 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 не равно 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 меньше 0) колес на некоторую величину, что вызывает изменение угла зацепления. 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 выносливость, повысить износостойкость зубчатых колес за счет выравнивания скоростей относительного скольжения, а также позволяет изменять межцентровое расстояние зубчатой передачи в определенном диапазоне с целью доведения его до конструктивно необходимой величины.
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.

        Так минимально допустимый диаметр шестерни устанавливаемой на вал должен быть не менее, чем: dд =  dа + 2(t1 + δоз + 1,2,5 m). Конструктивные элементы зубчатого колеса показаны на Рис 1, а их величины приведены в таб.1

 Рис 1Рис. 1. Конструктивные элементы цилиндрического
зубчатого колеса

Рис 1А

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.

3.1 Подрезание зубьев

        У некоррегированных зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом, форма зубьев целиком определяется их числом z. При уменьшении z эвольвентный профиль зуба приобретает большую кривизну, зуб становится более выпуклым и утоньшается в основании. Наконец при некотором значении z меньше  z_min зуб становится подрезанным. Закругленная вершина зубьев режущего инструмента в процессе обкатки образует очень неблагоприятную вогнутую форму переходной кривой (галтели) на ножке зуба. Изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев показано на Рис 2. (профиль а соответствует зубчатой рейке, профиль б зубчатому колесу с z = 50, профиль в зубчатому колесу с z = 25, профиль г зубчатому колесу с z = 10).

Рис 2Рис. 2. Форма зуба в зависимости от числа зубьев

Рис 2АПроверка данного качественного показателя на практике проводится, только при использовании в проектируемой передаче больших коэффициентов коррекции и выполняется в соответствии с ГОСТ 1632-70 для внешнего зацепления и ГОСТ 19274-81 для внутреннего.

3.2 Интерференция зубьев

       Интерференция зубьев для цилиндрической зубчатой передачи наружного зацепления заключается в пересечении продольной кромки зуба одного колеса, переходной поверхности зуба другого колеса. В реальной зубчатой передаче интерференция может привести к ее заклиниванию, но наличие достаточного бокового зазора может позволить избежать этого, однако при этом нарушится закон зацепления, что существенно увеличит динамические нагрузки в передаче. На практике проверка этого качественного показателя также осуществляется только при проектировании передач с большими коэффициентами коррекции и выполняется в соответствии с ГОСТ 1632 -70 и ГОСТ 19274-81.

3.3 Коэффициент перекрытия передачи

        Коэффициент перекрытия передачи, который равен сумме коэффициентов торцевого перекрытия  и коэффициента осевого перекрытия , характеризует относительную продолжительность зацепления зубчатых колес в торцевом и осевом сечении. Коэффициент торцевого перекрытия определяется по следующей формуле:

Рис 2Б4 Прочностные расчеты зубчатых колес

          Для определения работоспособности проектируемой 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 внешнего зацепления, модулем m ≥ 1мм, работающих со смазкой, при окружных скоростях     v ≤ 25 м/с выполняются согласно ГОСТ21354-87.

4.1 Расчет зубьев на контактную выносливость

Рис 2В

Рис 2Г Рис 2Д Рис 2Е Рис 2Ж4.2 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Рис 2И Рис 2К4.3 Проектировочный прочностной расчет зубчатой передачи

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

Рис 2Л Рис 2М Рис 2Н Рис 2П Рис 2Р4.4 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 3 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 3Рис. 3. Форма износа боковой поверхности зубьев колес

           При изнашивании зубьев наблюдаются три характерные зоны на рабочих поверхностях (см. Рис 3), 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 по-верхности зуба и имеет вогнутый профиль и блестящую поверхность

Основным критерием износа является интенсивность изнашивания, которая со-гласно ГОСТ 23002-78 определяется по формуле:

Рис 3А

На основе интенсивности изнашивания вызванного проскальзыванием в зоне контакта зубьев в работе [6] для стальных зубчатых колес предлагается следующая формула для расчета ресурса передачи:

Рис 3Б        При определении погонной нагрузки необходимо учитывать как статическую, так и динамическую составляющие усилия возникающего в зацеплении при работе передачи. В быстроходных передачах (V ≥ 25 м/сек) в зависимости от величины погрешности изготов-ления, определяемой классом точности передачи и степени износа зубьев в большей или меньшей степени между зубьями зацепляющихся колес возникают кромочные или срединные удары.
При кромочном ударе начало контакта пары зубьев происходит до теоретической линии зацепления: зуб шестерни ударяет по кромке зуба колеса, (см. Рис 4а); это происходит в следствии того, что погрешность основного шага у зубчатого колеса больше, чем у шестерни. Срединный удар происходит на теоретической линии зацепления, но за началом ее рабочего участка (см. Рис 4б): в этом случае погрешность основного шага больше у шестерни. При износе зубчатых колес могут происходить как кромочные, так и срединные удары. вызывающие непрерывный колебательный процесс и повышенный шум передачи. В зубчатых передачах, к которым не предъявляются повышенные требования по кинематической точности и величине мертвого хода, допустимым считается износ, составляющий 30% от первоначальной тол-щины вершины зуба. Такое увеличение зазора между зубьями зацепляющихся колес в следствии износа, порождает намного большие динамические нагрузки, чем погрешность зацепления и упругие деформации зуба.

Рис 4Рис. 4. Контакт зубьев при кромочном и срединном ударе

Приближенные формулы для расчета величины кромочного и срединного ударов приведены в работе [8]. Величина силы кромочного удара определяется по следующей формуле:

Рис 4А Рис 4Б       Наибольшую сложность при расчете ресурса зубчатой передачи вызывает определение интенсивности изнашивания рабочих поверхностей зубьев для конкретных условий работы зубчатой передачи. Поэтому в ответственных случаях рекомендуется использовать интенсивность изнашивания полученную экспериментальным путем в условиях, максимально приближенных к условиям работы передачи. Однако для выполнения предварительного расчета ресурса зубчатых колес привода можно использовать эмпирическую зависимость, приведенную в работе [9], которая особенно результативна для определения относительной износостойкости зубчатых колес привода. При этом интенсивность изнашивания определяется следующей зависимостью:

Рис 4В        Предложенная методика расчета интенсивности изнашивания проверена на практике и дает удовлетворительные результаты и особенно эффективна при выполнении сравнительных расчетов.

5 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 линейной скоростями зубчатых колес (рекомендации по выбору степени точности зубчатой передачи приведены в таб. 2).

Рис 4Г             Независимо от степени точности зубчатой передачи, ГОСТ 16743-81 устанавливает четыре вида сопряжения зубчатых колес А, B, C, D (см. Рис 5) и, соответственно, четыре вида допуска бокового зазора между зубьями передачи.

Рис 5Рис. 5. Виды сопряжения зубчатых колес в передаче

        Выбор вида сопряжения зубчатой передачи, определяющего боковой зазор между зубьями колеса и шестерни jn, который должен обеспечить нормальные условия работы, осуществляется расчетным путем или устанавливается на основании опыта проектирования передач аналогичного назначения. Боковой зазор в передаче должен позволять:
– компенсировать возможные изменения размеров зубчатых колес вследствие их нагрева при работе jn1,
– обеспечивать нормальные условия смазки зубьев jn2,
– компенсировать погрешности изготовления и сборки деталей входящих в передачу jn3,
– устранять удар по нерабочим профилям зубьев вследствии динамических явлений в высокоскоростных передачах,
– обеспечивать минимальную величину мертвого хода для кинематических передач и передач отсчетных механизмов.
Первоначально боковой зазор в зубчатой передаче обеспечивается за счет уменьшения толщины зубьев колеса и шестерни путем дополнительного смещения исходного контура или другими словами зуборезного инструмента при нарезании зубьев.

Рис 5А

Рис 5Б Рис 5В         После выполнения расчета минимальной величины бокового зазора в передачи по ГОСТ 1643-81 выбирается наиболее близкий вид сопряжения. Таким образом, требования по точности изготовния зубчатого колеса определяются степенью точности, а требования к боковом зазору видом сопряжения, например:    7 – С ГОСТ 1643 -81, что соответствует зубчатому колесу 7(й) степени точности и виду сопряжения С. Для среднескоростных зубчатых передач, 6-7 класса точности, применяемых в машиностроении чаще всего используется вид сопряжения С, а 8-9 класса сопряжение В. Требования по величине и допуску бокового зазора в зубчатой передаче указываются в таблице (см. Рис. 11), которой сопровождается чертеж зубчатого колеса, требования по оформлению которой определены        ГОСТ 2.403-75.
Существуют три параметра зубчатого колеса, величина которых используется для контроля соответствия, фактически обеспечиваемого при изготовлении утонения зубьев колеса позволяющего получить требуемый боковой зазор в передаче, это:
– толщина зуба по постоянной хорде Sc, замер, которой производится                     на определенной высоте зуба hc (см. Рис 6),
– длина общей нормали W (см. Рис7),
– размер по роликам М (см. Рис 7)

Рис 6Рис. 6. Измерение толщины зуба по постоянной хорде

Рис 7Рис. 7. Измерение длины общей нормали и размера по роликам

Рис 7А Рис 7Б          При расчете размера по роликам сначала определяется диаметр ролика, который для зубчатого колеса с углом зацепления α =20 град принимается равным D = 1,7mn, а затем округляется до ближайшего значения по ГОСТ2475-62. Расчет размера по роликам также приведен в работе [1], при этом расчетные формулы зависят от вида зацепления (внешнее или внутреннее, прямозубое или косозубое) и количества зубьев колеса (четное или нечетное).

Рис 7В            Назначение вида сопряжения зубчатой передачи зависит от ее функционального назначения, достижимой точности изготовления входящих в нее деталей, температурного режима работы и способа смазки. Согласно ГОСТ 1643-81 при назначении вида сопряжения в зубчатой передаче в зависимости от межцентрового расстояния установливается минимальный боковой зазор jn min и предельное отклонение межцентрового расстояния fa, величина которых указывается, соответственно в технических требованиях сборочного чертежа передачи и на чертеже корпуса передачи или редуктора.
Если к приводу, в состав которого входит зубчатая передача, предъявляются требования по кинематической точности (привод перемещения исполнительного органа станка с ЧПУ, привод механизма врезной подачи шлифовального станка), то в зависимости от класса ее точности в соответствии с ГОСТ 1643-81 в чертеже на зубчатые колеса должны быть указаны соответствующие контрольные параметры и допуски на их величину. Для зубчатых колес 6-8 степени точности в качестве показателей кинематической точности целесообразно использовать допуск на колебание длины общей нормали VW ввиду простоты выполнения его замера (способ замера длины общей нормали показан на Рис.7). Для рассматриваемого зубчатого колеса он равен VW = 0,045 мм.
Если к приводу, в который входит зубчатая передача, предъявляются требования по плавности работы (привода быстроходных и нагруженных машин и оборудования), то в чертеже на зубчатые колеса должны быть указаны соответствующие контрольные параметры и допуски на их величину. Для зубчатых колес 6-8 степени точности в качестве показателей плавности работы используются предельные отклонения шага fPt. Для контроля погрешности шага используются шагомеры (применения шагомера мод. БВ-5043 для контроля погрешности шага показано на Рис 8).

Рис 8Рис. 8 Контроль шага зубчатого колеса шагомером

        Для рассматриваемого зубчатого колеса предельное отклонение шага равно fPt = 0,026 мм. Для тяжело нагруженных передач в обязательном порядке нормируется показатель контакта зубьев в передаче, обеспечивающий соответствие расчетных и фактических контактных и изгибных напряжений в зубчатой паре. Таким комплексным показателем является пятно контакта в зубчатой передаче, величина которого нормируется ГОСТ1643-81 и указывается в технических требованиях на сборочном чертеже привода или редуктора. При этом на чертеже зубчатого колеса передач 6-9 степени точности указывается показатель погрешности направления зуба , а на чертеже корпуса привода или редуктора указываются требования по непараллельности и перекосу осей отверстий под установку валов зубчатых колес, которые устанавливаются исходя из аналогичных требований к взаимному расположению осей передачи f xr и fyr также нормируемых ГОСТ 1643-81.

Рис 7Г     Контроль погрешности направления зуба осуществляется с использованием прибора БВ-986, в котором подвижная головка 4 со сферический измерительный наконечником 2 перемещается вдоль оси цилиндров по направляющим корпуса 5, при этом отклонение наконечника 2 воспринимаются преобразователем самописца или индикаторной головкой 3 (см. Рис. 9)

Рис 9Рис. 9. Контроль направления зуба колеса

Рис 9А          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  (см. Рис 10), который, если принять во внимания, что значительная величина с (разрыва) имеет место крайне редко, равна:

Рис 9Б        Если сравнить схему образования «зазора неприлегания», покзанную на Рис 10 и исходное – замыкающее звено , размерной цепи В, определяющей непараллельность боковых поверхностей зубьев в передаче, показанной на Рис 16, то несложно сделать вывод что это одна и та же величина.

Рис 10Рис. 10. Схема образования «зазора неприлегания»
зубьев в передаче

        Таким образом, величина пятна контакта в зубчатой передаче по длине определяется размерной цепью В , а по ширине соответственно размерной цепью γ, (см. Рис. 17) и также как и боковой зазор его величина зависит от точности изготовления деталей входящих в зубчатую передачу. Практика выполнения расчетов величины пятна контакта при проектировании и обеспечения требуемой величины пятна контакта при изготовлении и сборке зубчатых передач показывает, что в зубчатых передачах 6 – 8 степени точности получить его методом полной взаимозаменяемости невозможно. Для получения в зацеплении пятна контакта требуемой величины, как по длине, так и по высоте зуба выполняется операция прикатки, которая состоит в том, что на боковую поверхность зубьев собранного редуктора, или передачи наносят абразивную массу (абразив определенной зернистости смешанный с вазелином), и в течении то 0,5 до 2-3часов, а иногда и более, привод работает со скоростью вращения зубчатых колес 0,3 – 0,7 от номинальной. В результате этого происходит искусственный износ боковой поверхности зубев колеса и шестерни. Поскольку твердость зубчатого колеса на 30 – 50 ед. HB (3 – 5 ед. HRC) ниже, чем у шестерни, то боковая поверхность его зубьев претерпевает более интенсивный износ, при котором повышается ее класс шероховатости (при этом незначительно изменяется эвольвентная форма зубьев). На шестерне, имеющей более высокую твердость, чем колесо, боковая поверхность зубьев изнашивается после прикатки намного меньше, но повышается класс ее щераховатости, что также способствует увеличению пятна контакта. Прикатка зубчатых колес в сборе позволяет не только увеличить пятно контакта боковой поверхности их зубьев, но и снизить шум в передаче на несколько единиц, что особенно важно для открытых передач. Уменьшение пятна контакта по длине или высоте по сравнению с требованиями ГОСТ 1643- 81 для передачи данного класса точности приводит к концентрации нагрузки на отдельных участках поверхности зубьев и к их повышенному износу зубьев.

      Кроме перечисленных выше требований «Методические указания по внедрению ГОСТ 1643-81» устанавливают допуск на наружный диаметр заготовки зубчатого колеса Ada, допуск на базовое (посадочное) отверстие зубчатого колеса Da, допуск на базовый (посадочный) диаметр вала , а также допуск на радиальное биение заготовки Fda и торцевое биение базового торца заготовки , обеспечение которых является одним из условий изготовления зубчатого колеса с требуемыми показателями точности. При этом допуски на размеры наружного диаметра заготовки, и базовые отверстия зубчатого колеса и вала приведены в табл. 3.

Рис 10А Рис 10Б Рис 10В         Величина торцевого биения базового торца заготовки , определяется умножением допуска торцевого биения взятого из таб. 4 на величину da/100. Для обеспечения нормальной работы зубчатых колес их рабочие и базовые поверхности должны быть выполнены с определенной шераховатостью. Требования к шераховатости поверхностей зубчатых колес с m ≥ 1, установленные ГОСТ 2789-73 и ГОСТ 2.309-73 приведены в таб.5.

                                                                                                Таблица 5

Рис 10Г        Чертеж зубчатого колеса, выполненный в соответствии с ГОСТ 2. 403-75 показан на Рис 11. На чертеже 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. В случае обеспечения сложившимся технологическим процессом выполнения требуемых качественных показателей, изготавливаемых зубчатых колес (норм кинематической точности, плавности зацепления и контакта зубьев), допускается в КД зубчатого колеса указывать только параметр контроля величины бокового зазора (толщина зуба по постоянной хорде, длина общей нормали, размер по роликам) с соответствующими допусками

Рис 11Рис. 11. Чертеж прямозубого зубчатого колеса с указанием
требований по точности

           Допуск на наружный диаметр заготовки зубчатого колеса назначается согласно рекомендаций таб. 3. Допуск на длину ступицы зубчатого колеса, исходя из технологии ее изготовления, обычно устанавливаются на по h10 – h12 и уточняется на основании расче-та размерной цепи определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (см. работу [3]). Если длина ступицы ко-леса 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 упирающихся в торец внутреннего кольца подшипника.

6 Косозубая цилиндрическая зубчатая передача

         Косозубая передача имеет повышенную нагрузочную способность при равных габаритных размерах 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 на подшипниках, удовлетворительно работающих при данных осевых нагрузках. Поэтому, на практике применяют угол наклона зубьев передачи не более 20 град, хотя в обоснованных случаях он может быть равен и 45 град. При расчете геометрии косозубых зубчатых колес необходимо учитывать влияние угла наклона зубьев В на следующие параметры:

Рис 11А Рис 11Б         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 зубчатого колеса показан на Рис.12.

Рис 12Рис. 12. Пример оформления таблицы параметров косозубого зубчатого колеса

7 Цилиндрическая зубчатая передача
с внутренним зацеплением

      Передача с внутренним зацеплением используются в приводах намного реже, чем зубчатые передачи 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 этой 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.

Рис 12А         При использовании зубчатой передачи с внутренним зацепление, необходимо помнить, что за счет утолщенной ножки зуба такое колесо обладает большей прочностью на изгиб, чем колесо внешнего зацепления с такими же параметрами. Чертеж зубчатого колеса с внутренним зацеплением оформляется аналогично рассмотренным ранее чертежам цилиндрических зубчатых колес. Пример оформления таблицы параметров зубчатого колесо с внутренним зацеплением показан на Рис 13.

Рис 13Рис. 13. Пример оформления таблицы параметров зубчатого колесо с внутренним зацеплением

          Рис 15АРис 14Рис.14. Зубчатая передача с зацеплением Новикова

            Рис 14А         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,
К недостаткам передачи Новикова относится несколько пониженная, по сравнению с эвольвентными передачами, изгибная прочность зубьев и повышенная чувствительность к погрешностям сборки, а также нетехнологичность передачи, требующей для нарезания зуба колеса и шестерни наличие двух различных зуборезных инструментов, что обоснованно только в условиях массового производства. Развитием данной зубчатой передачи стала передача Новикова с двумя линиями зацепления (ДЛЗ), в которой зубья колеса и шестерни имеют одинаковую форму профиля и состоят из выпуклых головок, вогнутых ножек и небольшой переходной зоны (см. Рис.15), что позволяет нарезать их одним инструментом. В настоящее время серийно изготавливаются редуктора с зубчатыми колесами, выполненными с передачей Новикова с двумя линиями зацепления.
Исходный контур зубчатой передачи Новикова с ДЛЗ определен ГОСТ 15023-76 он распространяется на колеса с твердостью не более HB 320, величина модулей, определяемых по нормальному шагу передачи, установлена ГОСТ 14186-69. Правило оформления рабочих чертежей цилиндрических зубчатых колес Новикова ДЛЗ определены ГОСТ 2.422-70, а расчет геометрических параметров передачи и зубчатых колес установлен ГОСТ 17744-72.

рис 15Рис.15. Зубчатая передача Новикова с ДЛЗ

Рис 13А     Рис 15Б Рис 15В

9 Цилиндрические зубчатые передачи с большим
передаточным отношением

       В цилиндрических зубчатых передачах рекомендуется применять следующие передаточные отношения:
– для закрытых передач 3 – 6, максимально 12,
– для открытых передач 3 – 7, максимально 15 – 20.
В редукторах и унифицированных приводах применяются зубчатые передачи с передаточным отношением 3 – 7, поскольку применяемые в них зубчатые колеса просты в изготовлении, что делает изделие в целом более экономичным. Однако при создании оригинальных приводов, сложного нестандартного оборудования и оснастки зачастую возникает необходимость применения зубчатых передач с большим передаточным отношением, что позволяет упростить конструкцию изделия в целом. Такие конструкторские решения находят применение в дорожно-строительной технике, подъемно-транспортных машинах, авиастроении и приборостроении. Насколько большим может быть передаточное отношение в зубчатой передаче при конкретных условиях работы привода? Очевидно, что при большом передаточном отношении зубья шестерни в i раз больше испытывают циклов нагружения, чем зубчатое колесо в данной передаче. Поэтому в непрерывно работающих, скоростных и нагруженных передачах с большим передаточным отношением, быстро вращающиеся ведущие шестерни преждевременно изнашиваются либо ломаются и передача выходит из строя. Обеспечить достаточный ресурс работы таких передач, применяя традиционные материалы и виды термообработки, достаточно сложно и дорого. Однако, для открытых, средненагруженных, тихоходных передач (механизмы поворота кранов и экскаваторов) и среднескоростных, малонагруженных (приборы точной механики) использовать большие передаточные отношения вполне целесообразно. Оценку возможности использования передачи с большим передаточным отношением в конкретном приводе выполняют путем сравнения фактических контактных и изгибных напряжений в зубьях шестерни с их допустимой величиной, которые рассчитываются согласно ГОСТ 21354-81 по следующим формулам:

Рис 15Г         На практике при проектировании цилиндрических зубчатых передач с большим передаточным отношением (i = 15 и более) для увеличения величины допустимых напряжений для зубьев шестерни, чаще всего, используются значительное увеличение твердости зубьев шестерни по отношению к твердости зубьев колеса, достигаемое путем выполнения соответствующей термической обработки (например, при твердости зубьев колеса НВ =187 – 240, твердость зубьев шестерни может быть HRC = 35 – 45).

10 Материалы зубчатых колес

Для изготовления 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. 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=40-280 ед,
– для низколигированных сталей, при нормализации HB=200-250 ед, при        улучшении HB=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 среднелигированных 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 корня 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 поверхно-стей зубьев колес изготовленных из таких материалов составляет HB = 160 – 220 ед, по-этому для исключения возможности заклинивания зубьев в передаче и получения требуемого пятна контакта после приработки зубчатых колес, шестерню изготавливают из закаленной стали с        HRC = 35ед.
Зубчатые колеса среднескоростных, малонагруженных приводов, в частности приводов приборов, к которым предъявляются жесткие требования по весу, изготавливают из алюминиевых сплавов Д16Т, В95 (при закалке имеет твердость HB =180 ед), которые в паре с закаленной стальной шестерней удовлетворительно работают, даже при больших передаточных отношениях (при i = 14-15).
Если необходимо обеспечить передаче минимальный вес, бесшумность при больших скоростях, высокие демпфирующие свойства, способность работать в агрессивной среде используют пластмассовые зубчатые колеса, которые изготавливают из: текстолита ПТ и ПТК, древеснослоистого пластика ДСП – Г, капролона, полиамида 68.
Прочностные характеристики сталей, наиболее часто применяемых при изготовлении зубчатых колес приведены в таб. 6

                                                                                                     Таблица 6

Рис 15Д

11 Технология изготовления цилиндрических зубчатых колес

             Технология изготовления цилиндрических зубчатых колес зависит от следующих факторов:
– форма цилиндрического зубчатого колеса, расположение зубчатого венца относи-тельно базовых поверхностей, количество зубчатых венцов,
– форма и направление зубьев колеса,
– материал и термообработка зубчатого колеса,
– степень точности зубчатого колеса,
– габаритные размеры зубчатого колеса,
– масштаб производства зубчатых колес.
Для обеспечения требуемой точности параметров зубчатого колеса при его изготовлении важную роль играет его базирование при нарезании зубьев. Оптимальным вариантом назначения баз зубчатого колеса и шестерни является совмещение технологических баз с конструктивными посадочными местами. Валы – шестерни при нарезании зубьев следует устанавливать в люнетах, базирующих деталь по посадочным шейкам с упором в торец зубчатого венца. При и нарезании зубьев цилиндрических колес в качестве технологических баз используют его посадочное отверстие и базовый торец. Нарезание зубьев зубчатых колес осуществляется червячными фрезами, модульными фрезами и долбяками. Методом фрезерования червячными фрезами изготавливаются зубчатые колеса 7 – 9 степени точности из материала с твердостью HB ≤ 320 и в отдельных случаях с твердостью до HRC 45. Метод фрезерования зубьев модульными фрезами применяется при изготовлении зубчатых колес 8 – 9 степени точности. Зубодолбление применяется как правило для изготовления прямозубых и косозубых зубчатых колес с закрытыми зубчатыми венцами (зубчатые колеса с внутренним зацеплением). Для изготовления зубчатых колес из материала с твердостью HRC ≥ 45 и степенью точности 7 и выше после чернового зубофрезерования применяют в качестве чистовой обработки – зубошлифование, а в качестве отделочных – шевенгование, обкатку, притирку и зубошевенгование.

12 Сборка цилиндрических зубчатых передач

         Работоспособность цилиндрической зубчатой передачи в значительной степени зависит от взаимного расположения боковых поверхностей зубьев колес 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). Для точных зубчатых передач, для которых необходимо установить минимально допустимый боковой зазор, его величина рассчитывается с учетом погрешностей изготовления входящих в нее деталей по следующей формуле:

Рис 15Е          Размерная цепью А, определяющая величину бокового зазора необходимого для компенсации погрешностей изготовления и сборки зубчатой передачи, состоит из следующих звеньев:
A1, несоосность зубчатого венца вала – шестерни относительно посадочных поверхностей под опорные подшипники,
A2, несоосность посадочных мест под подшипники относительно обшей оси вала – шестерни,
A3, несоосность внутренних колец опорных подшипников вала – шестерни,
A4, допуск на межцентровое расстояние в корпусе редуктора,
A5, несоосность внутренних колец опорных подшипников ведомого вала,
A6, несоосность посадочных мест под подшипники относительно обшей оси ведомого вала,
A7, несоосность зубчатого венца зубчатого колеса относительно посадочных поверхностей под опорные подшипники,
, исходное – замыкающее звено размерной цепи, определяющее величину бокового зазора необходимого для компенсации погрешностей изготовления и сборки зубчатой передачи.

Рис 16Рис 16 Размерная цепь А определяющие величину бокового зазора в передаче и размерная цепь β определяющая непаралельность боковых
поверхностей зубьев в передаче

Рис 16А Рис 17Рис 17. Размерная цепь γ определяющая перекос боковых поверхностей зубьев в передаче

        Анализ звеньев входящих в размерные цепи определяющие боковой зазор и пятно контакта в цилиндрической зубчатой передачи свидетельствует о том, что на эти ее качественные показатели оказывает влияние не только точность изготовления самих зубчатых колес но и точность изготовления деталей входящих в передачу и в том числе подшипников на которых установлены валы зубчатой передачи. Установим степень влияния подшипников на положение в пространстве вала и установленного на нем зубчатого колеса. При этом необходимо отметить, что, всвязи со спецификой конструкции, подшипники качения и подшипники скольжения оказывают различное влияние. Особенностью конструкции подшипника качения является то, что в его состав входят два кольца, наружное и внутреннее и расположенные между ними тела качения (шарики, ролики), а подшипник скольжения выполнен в виде одной целой или составной детали – втулки.
Подшипники качения, несмотря на высокую точность изготовления колец и тел качения, обладают определенными погрешностями, которые в значительной степени определяют перекос оси (непараллельность к базовой плоскости или оси), а также радиальное и торцевое биение вала и установленных на нем деталей. Основными видами погрешности изготовления деталей подшипника, оказывающими влияние на точность установки вала являются:

Рис 17А         Все перечисленные величины являются отклонением расположения поверхностей деталей подшипника и нормируются в зависимости от типоразмера и класса точности подшипника ГОСТ 520 – 2002.
Радиальное биение наружных колец подшипников приводит к перекосу (непараллельности) оси вала, а радиальное биение внутренних колец подшипников приводит к радиальному биению вала, который при этом вращается относительно оси, перекос которой вызван радиальным биением наружных колец подшипников.
Определим, какое влияние на непараллельность боковых поверхностей зубьев колес передачи ,показанной на Рис 16, оказывает радиальное биение наружных колец подшипников, вызывающее непараллельность осей валов β3, β5. Исходные данные для расчета приведены в таб. 4

                                                                                       Таблица 4

Рис 17Б Рис 17В          Применение подшипников более высокого класса позволило существенно уменьшить величину перекоса осей зубчатых колес Δβ, но целесообразность такой замены, особенно если учесть, что стоимость подшипника 6(го) класса точности существенно выше, чем стоимость подшипника 0(го) класса точности, можно определить только после расчета величины исходного – замыкающего звена размерной цепи β. При этом также, необходимо иметь в виду, что требуемая величина пятна контакта в передаче обычно обеспечивается прикаткой зубчатых колес в сборе.
Подшипник скольжения, как уже говорилось, состоит из одной детали – втулки и ее радиальное биение, по аналогии с наружным кольцом подшипника качения, приводит к перекосу оси установленного на них вала, величина которого рассчитывается по аналогии с подшипниками качения по формуле приведенной ранее.
На Рис. 18 показан коленчатый вал с расположенным на нем зубчатым колесом, который на подшипниках скольжения установлен в буксах станины и размерная цепь В определяющая радиальное биение зубчатого венца колеса.
Размерная цепь В состоит из следующих звеньев:
B1, радиальное биение посадочных мест коленчатого вала,
B2, радиальное биение зубчатого венца колеса относительно его базового отверстия,
, исходное – замыкающее звено, определяющее радиальное биение зубчатого венца колеса относительно станины.

Рис 18Рис. 18 Размерная цепь В, определяющая радиальное биение зубчатого венца колеса относительно станины.

Рис 18А          Наиболее трудоемкими и ответственными технологическими переходами процесса сборки зубчатых передач является установка на вал зубчатых колес и подшипников и последующая их точная фиксация в корпусе редуктора, или корпусной детали привода. На Рис 19 показаны четыре основных варианта сборки цилиндрических зубчатых передач, включая зубчатые колеса, валы и подшипники, которые устанавливаются в корпус.

       На Рис 19а показан наиболее предпочтительный с точки зрения трудоемкости сборки вариант, при котором за счет увеличения диаметра базового отверстия на левой стенке корпуса и введения в конструкцию редуктора промежуточной крышки, вал, предварительно собранный с шестерней, зубчатым колесом и подшипниками, путем перемещения в осевом направлении вводится в корпус через левое базовое отверстия, после чего монтируется промежуточная, а затем и две торцевые крышки.

            На Рис 19б показан вариант сборки, при котором вал предварительно собранный с шестерней и зубчатым колесом, за-водят в наклонном положении через верхнее отверстие корпуса редуктора, затем разворачивают и вводят в базовые отверстия корпуса, после чего запрессовывают на вал подшипники, а затем накручивают до упора гайки и устанавливают торцевые крышки.

        На Рис 19в показан вариант сборки, при котором вал с предварительно установленными на него шестерней и правым подшипником, путем осевого перемещения вводится в корпус через правое базовое отверстие, и при этом, на него напрессовывается зубчатое колесо и левый подшипник, а также накручивается до упора левая гайка, после чего монтируются торцевые крышки.

          На Рис 19г показан вариант сборки, при котором вал с предварительно установленным на него правым подшипником путем осевого перемещения вводится через правое базовое отверстие в корпус редуктора, при этом на него напрессовываются шестерня, зубчатое колесо и левый подшипник, а затем накручиваются до упора гайки и устанавливаются торцевые крышки. Последний вариант сборки имеет самую высокую трудоемкость ее выполнения.

           Однако необходимо отметить, что все рассмотренные варианты сборки были определены конструкцией собираемого редуктора, что говорит о том, что вопрос снижения трудоемкости сборки должен рассматриваться на ранних этапах        проектирования привода (как минимум на этапе технического проекта) совместно конструктором и технологом, что позволит сделать максимально технологичной выбранную конструктивную схему.

Рис 19Рис 19 Варианты сборки цилиндрических зубчатых передач

             Для напрессовки на вал зубчатых колес малого и среднего диаметра не требующей создания значительных усилий применяются оправки с резьбовым концом (см. Рис. 20, 21), для напрессовки зубчатых колец с большим посадочным отверстием требующим создания значительтных усилий применяются приспособления с гидравлическим приводом (см. Рис. 22), а в ряде случаев и горизонтальные гидравлические пресса.

Рис 20Рис. 20. Конструкция оправки для напрессовки на вал зубчатого колеса.

            На Рис. 20 показана конструкция сборной оправки для напрессовки на вал зубчатого колеса. Она содержит штангу 1 с базовой поверхностью в центральной части и правым и левым резьбовыми концами, стакан 2, штурвал 3 с рукоятками 4, контактирующий со стаканом 2 посредствам упорного подшипника 5, закрытого крышкой 6. Перед запрессовкой зубчатого колеса 7 на вал 8 штанга 1 своим левым резьбовым концом вкручивается в резьбовое отверстие вала 8 до упора в его торец, а в угловом положении центрируется таким образом, чтобы шпоночный паз колеса 7 совпадал со шпонкой 9, установленной на валу 8. Затем на штангу 1 устанавливаются стакан 2 с подшипником 5, крышкой 6 и штурвалом 3. После этого выполняется процесс напрессовки зубчатого колеса 7 на вал 8. Для этого, путем вращения по часовой стрелке штурвала 3 за счет наличия резьбы на правом конце штанги 1 контактирующей с ответной резьбой в отверстии штурвала, создается осевое усилие, приложенное к правому торцу зубчатого колеса 7, достаточное для его напрессовки на вал 8. После выполнения операции напрессовки зубчатого колеса 7 на вал 8 штурвал 3 вращается в обратном направлении. Далее со штанги 1 снимаются стакан 2 с подшипником 5 и крышкой 6, а после этого из резьбового отверстия вала 8 выкручивается штанга 1.

Рис 21Рис. 21. Конструкция приспособленния для запрессовки зубчатого колеса с комплектом подшипников на ось, имеющую односторонний доступ.

           На Рис. 21 показана конструкция приспособления для запрессовки на ось, имеющую односторонний доступ, зубчатого колеса с комплектом подшипников. Оно содержит скалку 1, установленную в центральном отверстии цанговой втулки 2, имеющей наружный конус 3, бурт 4 и центрирующую поверхность 14, а также втулку 5, запорный стакан 6 , установленный на нижнем резьбовом конце скалки 1, гайку 8 установленную на верхнем резьбовом конце скалки 1 и гайку 7 установленную на наружной резьбовой поверхности цанговой втулки 2. Скалка 1 и цанговая втулка 2 связаны между собою штифтом 9, запрессованным во втулку 2 и входящим в паз 10 в скалке 1. В верхней части цанговой втулки 2 закреплена рукоятка 11 для предотвращения ее проворота во время запрессовки зубчатого колеса 13 с комплектом подшипников на ось 12.
Работает приспособление следующим образом. Перед запрессовкой шестерни 13 в комплекте с подшипниками на ось 12 вращением гайки 8 запорный стакан 6 вместе со скалкой 1 перемешается вверх по отношению к цанговой втулке 2, и воздействуя при этом на наружный конус 3 цанги, сводит ее лепестки, таким образом, что она свободно проходит в отверстие оси 12, после чего гайка 8 вращается в обратном направлении и лепестки цанги втулки 2 расходятся, упираясь торцами 4 в нижний торец оси 12, и таким образом, центрируют втулку 2 в отверстии оси 12. Затем на центрирующую поверхность 14 цанговой втулки 2 устанавливается зубчатое колесо 13 с комплектом подшипников, а далее устанавливается втулка 5 и гайка 7. После этого вращением гайки 7 перемещают вниз втулку 5, которая воздействуя своим нижним торцем на внутренне кольцо комплекта подшипников установленных в отверстии зубчатого колеса 13 запрессовывает их на ось 12, при этом цанговая втулка 2 удерживается от проворота рукояткой 11. После запрессовки зубчатого колеса 13 с комплектом подшипников на ось 12 с помощью гайки 8 и запорного стакана 6, как было описано ра¬нее, лепестки цанги втулки 2 снова сводятся и приспособление выводится из отверстия оси 12.

Рис 22Рис. 22. Конструкция гидравлического приспособления
для запрессовки зубчатого колеса на вал.

           На Рис. 22 показана конструкция механизированного приспособления для запрессовки зубчатого колеса на вал. Оно содержит соосно установленные на основании силовой гидроцилиндр 1 с полым штоком 3, который предназначен для установки и осевого перемещения при запрессовке вала 2, и вспомогательный гидроцилиндр 4 с полым штоком 5, выполненным за одно с поршнем. При этом, на торце штока 5 выполнена проточка диаметром меньше диаметра вала 2, образующая с отверстием в корпусе гидроцилиндра 4 полость Б соединенную с гидроприводом низкого давления (р = 100 – 200 кг/см2) через штуцер 6. Кроме того на торце штока 5 расположена пята 8, контактирующая при запрессовке с зубчатым колесом 9 и уплотнительное кольцо 14. Для подачи вала 2 на ось центров 11 – 12 приспособление оснащено призмой 10, имеющей возможность вертикального перемещения от соответствующего гидроцилинра (гидроцилиндр на Рис. 22 не показан) и кареткой 13 имеющей возможность горизонтального перемещения (привод каретки на Рис. 22 не показан) для базирования по оси центров зубчатого колеса 9 и его прижиму к уплотнительному кольцу 14.
Работает приспособление следующим образом. Зубчатое колесо 9 подается на каретку 13, которая предварительно настроена по высоте на требуемый типоразмер вала 2, который укладывается в призму 10. После этого призма 10 перемещается в вертикальном на-правлении и выводит вал 2 на ось центров 11 – 12, а каретка 13 перемещает колесо 9 вправо и прижимает его к уплотнительному кольцу 14, создавая герметичную полость Б. После этого центр 12 перемещается влево и воздействуя на вал 2 перемещает его в призме 10 до упора в центр 11, центрируя его таким образом, по оси центров, после чего призма 10 опускается вниз. Затем шток 3 гидроцилиндра 1 вместе с валом 2 перемещается вправо и центрирует его в отверстии зубчатого колеса 9 посредствам фаски на его правом торце, при этом поршень 5 посредствам пяты 8 прижимается к правому торцу вала 2, чем обеспечивает герметичность полости Б, в которую после этого подается масло от гидропривода под низким давлением и начинается процесс запрессовки вала 2 в отверстие зубчатого колеса 9, который осуществляется за счет выдвижения штока 3 гидроцилиндра 1 и соответствующего перемещения вала 2. Масло поступающее в полость Б частично просачивается в зазор между сопрягаемыми при запрессовке поверхностями вала и зубчатого колеса и при этом снижает усилие запрессовки в 5 – 7 раз. После окончания запрессовки все детали механизированного приспособления занимают исходное положение, а собранный узел удаляется из зоны сборки.

Рис 23Рис. 23. Контроль бокового зазора в передаче

         Контроль бокового зазора в собранной передаче определяют с помощью специальных приспособлений (см. Рис 23). Для зубчатых передач с модулем зацепления равным m = 4 и выше контроль бокового зазора осуществляется с использованием приспособления показанного на Рис 20а. В этом приспособлении шестерня 1 и зубчатое колесо 2, в зацеплении которых контролируется величина бокового зазора, устанавливаются на соответствующих валах в корпусе зубчатой передачи, шестерня 1 стопорится фиксирующей вставкой 3, исключающей ее угловой поворот, к боковой поверхности зуба колеса 2 подводится ведущее плечо двуплечего рычага 4, шарнирно установленного на оси кронштейна 6 который крепится на неподвижной стойке, а ведомое плечо рычага 4 находится в постоянном контакте с головкой микрометра 5 (величина плеч рычага 4 одинакова). При легком покачивании зубчатого колеса 2 в пределах бокового зазора в зацеплении с шестерней 1, индикатор показывает его фактическую величину. Для зубчатых передач с модулем зацепления равным m ∠ 4 контроль бокового зазора осуществляется с использованием приспособления показанного на Рис 20б. В этом приспособлении шестерня 1 и зубчатое колесо 2, в зацеплении которых контролируется величина бокового зазора, также как и в предыдущем случае, устанавливаются на соответствующих валах в корпусе зубчатой передачи, шестерня 1 стопорится фиксирующей вставкой 3, исключающей ее угловой поворот, а на зубчатом колесе 2, или на ее валу, крепится рычаг 4, находящийся в постоянном контакте с ножкой индикатора 5, установленного на стойке 6. при этом длина L рычага 4 намного больше радиуса делительной окружности R зубчатого колеса 2. При легком покачивании зубчатого колеса 2 в пределах бокового зазора в зацеплении с шестерней 1, индикатор показывает величину замера, который для определения фактической величины бокового зазора умножается на передаточное отношение измерительной системы равное: i = R/L

        Контроль пятна контакта в зацеплении цилиндрических зубатых колес осуществляется следующим образом. На шестерню замеряют величину отпечатков по длине и высоте зуба на парном зубчатом колесе, после чего по формуле приведенной в разделе 5 рассчитывают процентное отношение полученных величин к длине и высоте зуба колеса которое соотносят с требованием ГОСТ 1643-81. Уменьшение или смещение пятна контакта недопустимо, поскольку ухудшает условия работы зубчатых колес в передаче. Смещение пятнам контакта зубьев к какому – нибудь краю боковой поверхности зуба влечет за собою одностороннее приложение нагрузки, и как следствие, выкрашивание зубьев. Основной причиной неправильного пятна контакта является погрешность межцентрового расстояния, а также непаралельность и перекос осей вращения колеса и шестерни, вызванные погрешностями изготовления деталей зубчатой передачи

Рис 24Рис. 24. Расположение пятна контакта на боковой поверхности зуба

          На Рис 24 показаны наиболее часто встречающиеся варианты расположения пятна контакта на боковой поверхности зуба колеса. На Рис 24а показано правильное расположение пятна контакта, на Рис 24б расположение пятна контакта при увеличенном межцентровом расстоянии в передаче, на Рис 24в расположение пятна контакта при уменьшенном межцентровом расстоянии в передаче, на Рис 24г расположение пятна контакта при увеличенной непаралельности осей вращения зубчатых колес.

13 Требования по точности к деталям цилиндрической зубчатой передачи

           Помимо требований по точности к цилиндрическим зубчатым колесам, рассмотренным ранее, необходимо установить аналогичные требования к базовым размерам и поверхностям остальных деталей передачи, определяющих взаимное расположение зубчатых колес .Требования по точности необходимо установить к следующим деталям передачи: валы, торцевые крышки, распорная втулка, корпус редуктора

Рис 25Рис. 25. Требования по точности к валу цилиндрической зубчатой передачи

                Установим требования по точности к размерам и поверхностям вала (см. Рис. 25), обеспечивающие его работоспособность в составе зубчатой передачи. Для обеспечения работоспособности вала при его работе в составе зубчатой передачи необходимо выполнить следующие требования по точности:

– посадку поверхностей под установку зубчатого колеса и подшипников D1, D2, D3,D4, D5,
– расстояние между торцами вала, в которые упираются зубчатое колесо и левый подшипник H8,
– радиальное биение посадочных мест вала D1, D2, D3,D4, D5,
– торцевое биение заплечиков вала относительно посадочного места D1 под установку зубчатого колеса и посадочного места D2 под установку левого подшипника,
– погрешности формы посадочных мест D1, D2, D3, D4, D5.

Посадка поверхности D1 под установку зубчатого колеса, в зависимости от нагруженности передачи и условий ее работы, назначается с незначительным натягом – переходная (j, k, m, n) , или с большим натягом прессовая (p, r, s, u), как правило, 6 – 9(го) квалитета. Посадка поверхностей вала D2, D3 назначается согласно требований ГОСТ 3328-85, в зависимости от режима работы передачи и вида нагружения колец подшипников. Посадка поверхности вала D4, под установку уплотнительной манжеты, устанавливается по h11. Посадка поверхности вала D5, под установку шкива или полумуфты назначается с натягом (переходная или прессовая) по 6 – 9 квалитету. Радиальное биение поверхностей D4 и D5 относительно оси центров Г назначается по 9 степени точности ГОСТ 24643-81. Погрешность формы диаметров вала D4 и D5 устанавливается на основе рекомендаций работы [3] Размер вала H8 устанавливается на основе расчета размерной цепи, определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (см. работу [3]), при этом, величина допуска Δ, обычно соответствует 10 – 12 квалитету, исходя из возможностей технологии изготовления вала. Погрешность формы посадочного места вала D1 устанавливается, согласно рекомендаций работы [3], а погрешность формы посадочных мест под установку подшипников D2, D3 устанавливается в соответствии с требованиями ГОСТ 3325-85. Биение торца вала относительно посадочного места D2, устанавливается, согласно требований ГОСТ 3325-85 на торцевое биение заплечиков вала. Биение торца вала относительно посадочного места D1 устанавливается равным величине торцевому биению ступицы зубчатого колеса, или может приниматься равным биению торца вала относительно посадочного места D2. Радиальное биение посадочного места вала под установку зубчатого колеса D1 относительно общей оси посадочных мест под подшипники D2, D3 устанавливается на основе расчета размерной цепи, определяющей величину бокового зазора (см. Рис 16).

Рис 26Рис. 26.Требования по точности к торцевым крышкам

        Установим требования к размерам и поверхностям торцевых крышек показанных на Рис 26. Для обеспечения работоспособности торцевых крышек в составе зубчатой передачи необходимо выполнить следующие требования по точности.
Для глухой крышки:
– непараллельность поверхности крышки упирающейся в наружное кольцо подшипника к поверхности, прилегающей к торцу отверстия в корпусе редуктора,
– размер и допуск посадочного места крышки D, устанавливаемого в расточку корпуса,
– расстояние между торцевыми поверхностями крышки H1 ± Δ.
Для крышки с отверстием для установки уплотнительного манжета:
– непараллельность поверхности крышки упирающейся в наружное кольцо подшипника к поверхности, прилегающей к торцу отверстия в корпусе редуктора,
– размер и допуск посадочного места крышки D1, устанавливаемого в расточку корпуса,
– расстояние между торцевыми поверхностями крышки H4 ± Δ,
– размер и допуск отверстия под установку манжета D2,
– радиальное биение отверстия под установку манжета D2 относительно базы А,
– погрешность формы поверхностей D1 и D2

Непараллельность поверхности крышки упирающейся в наружное кольцо подшипника поверхности прилегающей к торцу отверстия в корпусе редуктора устанавливается по 7(й) степени ГОСТ 24643 – 81 для обоих типов крышек. Допуск посадочного места крышки, устанавливаемого в расточку корпуса, как правило, назначается по h8 – h9 Расстояние между торцевыми поверхностями крышки        H1 ± Δ  (H4 ± Δ) устанавливается на основе расчета размерной цепи, определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (см. работу [3]), при этом, величина допуска Δ, обычно соответствует 10 – 12 квалитету, исходя из технологии изготовления крышки. Допуск на размер отверстия под установку манжета D2 для второго типа крышки устанавливается по посадке H8. Радиальное биение отверстия под установку манжета D2 относительно базы А устанавливается по 9(й) степени точности ГОСТ 24643 – 81. Погрешность формы поверхностей D1 и D2 устанавливается согласно рекомендаций работы [3]

Рис 27Рис 27. Требования по точности к размерам и поверхностям
распорной втулки

        Установим требования к размерам и поверхностям распорной втулки показанной на Рис 27. Для обеспечения работоспособности распорной втулки при ее работе в составе зубчатой передачи необходимо выполнить следующие требования по точности:
– посадку втулки на диаметр базового отверстия D,
– допуск Δ на длину втулки H,
– биение торца втулки, контактирующего с внутренним кольцом подшипника,
относительно ее базового отверстия,
– непараллельность торцев втулки,
– погрешность формы базового отверстия втулки.
Поскольку распорная втулка не передает крутящий момент, а служит также как и распорный выступ вала H8 (см. Рис.25), только для осуществления замыкания усилия прижима колец подшипников торцевыми крышками, то для удобства ее монтажа на вал при сборке и разборке посадка внутреннего диаметра втулки D на вал устанавливается по H10 – H11, только для обеспечения ее центрирования.
Размер и допуск на длину втулки H устанавливаются на основе расчета размерной цепи определяющей количество прокладок, устанавливаемых под торцы крышек для регулировки зазора в подшипниках (cм. работу [3]), при этом, величина допуска Δ, назначается по h10 – h12, исходя из технологии изготовления детали.
Биение торца втулки, контактирующего с внутренним кольцом подшипника, относительно ее базового отверстия устанавливается согласно ГОСТ 3325-85, так же как на торцевое биение заплечиков вала. Непараллельность торцев втулки рекомендуется устанавливать как удвоенное торцевое биение заплечиков вала по ГОСТ 3325-85. Погрешность формы базового отверстия втулки устанавливается согласно рекомендаций работы [3].

         Установим требования к размерам и поверхностям корпуса цилиндрического редуктора, показанного на Рис 28. Для обеспечения работоспособности корпуса в составе зубчатой передачи необходимо выполнить следующие требования по точности:
– размер и допуски отверстий D и D1 под установку подшипников обоих валов передачи,
– допуск Δ на межцентровое расстояние А4 между осями отверстий D и D1 под установку подшипников,
– непаралельность осей отверстий D и D1 под установку подшипников в горизонтальной плоскости,
– размер H2 – Δ между заплечиками отверстий под установку подшипников в корпусе,
– размер h ± Δ от базовой плоскости редуктора А до осей отверстий D и D1 под установку подшипников,
– непаралельность осей отверстий D и D1 под установку подшипников к базовой плоскости А редуктора ,
– еплоскостность поверхности разъема крышки и картера корпуса редуктора,
– биение торцевых поверхностей редуктора по отношению к отверстиям D и D1 под установку подшипников,
– погрешность формы отверстий D и D1 под установку подшипников и базовой поверхности А редуктора.

Рис 28Рис. 28. Требования по точности к корпусу редуктора

Рис 27А Рис 27Б

14 Примеры проектирования привода на основе
цилиндрических зубчатых передач

          При создании привода исполнительного механизма 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, боковых зазоров в зацеплении, или максимальное уменьшения,
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.

14.1 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 малорезультативен, 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 незначительный эффект, поскольку, по известным причинами, угол наклона зуба более 15 град практически не применяется. 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 применения многопоточных зубчатых передач. Рассмотрим несколько примеров такого привода.

Рис 29Рис. 29 Двухступенчатый цилиндрический редуктор с двухпоточной передачей.

                 На Рис. 29 показан двухступенчатый цилиндрический редуктор с двухпоточной передачей. Он состоит из расположенного на подшипниках 4 в корпусе 1 редуктора ведущего вала 2, два зубчатых венца 3 которого находятся в зацеплении с
двумя зубчатыми колесами 8, закрепленными на промежуточном валу – шестерне 9, при этом последний на подшипниках 10 также установлен в корпусе редуктора. Зубчатые венцы 3 ведущего вала 2 и зубчатые колеса 8 про-межуточного 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 кру-тящий момент ведущему звену исполнительного механизма. Осевой зазор в подшипниках 4 ведущего вала 2 и подшипниках 10 промежуточного вала 9 обеспечивается при сборке редуктора путем доработки по высоте колец 5 и 11, которые устанавливаются между со-ответствующими подшипниками и крышками 6, 7 и 12.

Рис 30Рис. 30 Конструкция двухпоточного привода тяжело нагруженного чеканочного пресса.

        На Рис. 30 показана конструкция двухпоточного привода тяжело нагруженного чеканочного пресса. Он содержит ведущий вал – шестерню (ведущий вал – шестерня на Рис. 27 не показан) два зубчатых венца которого зацепляются с зубчатыми колесами 4 промежуточного вала – шестерни 3, установленного на подшипниках 2 в станине 1 пресса, при этом его зубчатые венцы 5 зацепляются с зубчатыми венцами 8 ведомого зубчато – эксцентрикового блока, установленного посредствам подшипников скольжения 11 на оси 10, которая закреплена с помощью ригелей 14 в станине пресса 1. При этом венцы 8 ведомого зубчатого колеса жестко соединены между собою ребрами 9, а на его торцах выполнены два эксцентрика 12, которые, являясь ведущим звеном исполнительного механизма пресса, шарнирно соединены с шатунами 13. Осевой зазор в подшипниках 2 промежуточного вала 3 обеспечивается при сборке редуктора путем доработки по высоте колец 7, которые устанавливаются между подшипниками и крышками 6. Зубчатые венцы 5 промежуточного вала 3 и зубчатые венцы 8 ведомого зубчатого колеса выполнены косозубыми, с противоположным наклоном зубьев, что позволяет компенсировать осевые силы, действующие в этих передачах. Объединение ведомых зубчатых колес 8 в единый блок позволяет повысить точность взаимного расположения зубьев обоих зубчатых венцов 8 и тем самым в конечном итоге повысить нагрузочную способность их зацепления с шестернями 5 промежуточного вала – шестерни 3. Однако при этом конструкция ведомого зубчато-эксцентрикового блока достаточно трудоемка, поэтому технические решения, позволяющие ее упростить являются актуальными и достаточно востребованными.

Рис 31Рис. 31 Конструкция двухпоточного привода кривошипно – шатунного исполнительного механизма плунжерного насоса со сборным зубчато – эксцентриковым блоком.

           На Рис. 31 показана конструкция двухпоточного привода кривошипно – шатунного исполнительного механизма плунжерного насоса со сборным зубчато – эксцентриковым блоком. Он содержит ведущий вал 2, который на опорах, выполненных на основе подшипников качения 3, установлен в корпусе 1, а выполненные за одно целое с валом шестерни 4 находятся в зацеплении с зубчатыми венцами 5 и 6 ведомого зубчато – эксцентрикового блока, выполненного сборным и содержащим три эксцентрика 7 – 9, на которых посредством подшипников 18 установлены шатуны 17, шарнирно связанные с плунжерами насоса (на Рис. 28 не показаны). При этом сборный зубчато – эксцентриковый блок посредством разрезных конических втулок 11, расположенных в его конических отверстиях 21 установлен на полом валу 24, который посредством подшипников 20 зафиксированных шайбами 19 и крышками 25, установлен в корпусе 1. Осевое крепление двух частей зубчато – эксцентрикового блока выполнено в виде конических разрезных втулок 12 установленных в трех равномерно расположенных по окружности блока отверстиях и затянутых посредством конических пальцев 13 шайб 14 и гаек 15.

Рис 32Рис. 32 Конструкция двухпоточного привода кривошипно – шатунного исполнительного механизма плунжерного насоса со сборно – сварным зубчато – эксцентриковым блоком

             На Рис. 32 показана конструкция двухпоточного привода кривошипно – шатунного исполнительного механизма плунжерного насоса со сборно – сварным зубчато – эксцентриковым блоком. Он содержит корпус 1, в расточке которого на подшипниках качения 2 установлен сварной зубчато – эксцентриковый блок состоящий из двухсекционного сварного кривошипного вала 3 с полыми полуэксцентриками 4, двух полых эксцентриков 5 установленных на кривошипном валу 3, а также двух зубчатых венцов 6, закрепленные на эксцентриках 5 посредствам болтов 7. На эксцентриках 4 и 5 сборного кривошипного вала установлены подшипники качения 12, являющиеся опорой мотылевых шеек шатунов 13. Зубчатые колеса 6 находятся в зацеплении с двумя зубчатыми венцами 8, выполненными за одно целое с ведущим валом – шестерней 9, который на подшипниках качения 10 установлен во второй расточке корпуса 1. При сборке привода угловое положение зубчатых венцов 6 регулируется с целью обеспечения одновременного зацепления их зубьев с сопряженными зубьями зубчатых венцов 8 ведущего вала – шестерни 9, после чего выполняется их штифтовка.

Рис 33Рис. 33 Конструкция двухпоточного соосного цилиндрического редуктора с тихоходной передачей внутреннего зацепления.

          На Рис. 33 показана конструкция двухпоточного соосного цилиндрического редуктора с тихоходной передачей внутреннего зацепления. Он состоит из ведущего вала 1, установленного на подшипниках 3 в корпусе 4 и буксе 5, на котором закреплены две шестерни 6 зацепляющиеся с зубчатыми колесами 7, закрепленными на промежуточных валах – шестернях 8, установленных в корпусе 4 посредствам подшипников 9 и 10, зубчатые венцы 11 которых зацепляются с зубчатым колесом 12 тихоходной передачи, закрепленном на выходном валу 14, установленном в корпусе 4 и буксе 5 посредствам подшипников 15. Внутреннее зацепление зубчатых венцов 11 валов – шестерен 8 с тихоходным зубчатым колесом 12 позволяет не только повысить нагрузочную способность передачи, за счет увеличения одновременно находящихся в контакте зубьев, но и увеличить ее передаточное отношение без увеличения габаритных размеров редуктора.

Рис 34Рис. 34 Конструкция бортовой передачи транспортного средства выполненной в виде несоосного двухпоточного редуктора

          На Рис. 34 показана конструкция бортовой передачи транспортного средства, выполненной в виде несоосного двухпоточного редуктора, с ведущей шестерней установленной в автономном ползуне, положение которого регулируется с целью обеспечения более равномерно распределения нагрузки между промежуточными зубчатыми колесами. Этот редуктор содержит сборный корпус, состоящий из картера 1 и фланца 2, ведущую шестерню 11, установленную на подшипниках 9 и 10 в автономном корпусе 18 и соединенную посредствам шлицевого соединения с ведущим валом 8 и также зацепляющуюся с промежуточными зубчатыми колесами 12 и 13, установленными на конических ролико-подшипниках 24, передавая через них крутящий момент ведомому зубчатому колесу 14, установленному на конических роликоподшипниках 15 и 16, которое посредствам шлицевого соединения сообщает его валу 17. Фланец этого вала, будучи жестко соединен с колесом 7 транспортного средства, установленным на конических роликоподшипниках 4 и 5 расположенных -на ступице 3, которая закреплена на картере 1, передает ему редуцированный крутящий момент.
Корпус 18 выполнен с двумя параллельными опорными площадками 21 и 22,     обращенными своими рабочими поверхностями в разные стороны и наклоненные под углом зацепления α ведущей шестерни 11и промежуточных зубчатых колес 12 и 13 к плоскости проходящей через оси ведомого зубчатого колеса 14 и ведущей шестерни 11, в сторону противоположную вращению ведущей шестерни 11 при движении транспортного средства прямым ходом. Ползун 18 своими опорными площадками 21 и 22 контактирует с лысками поворотных осей 19 и 20 установленных в корпусе редуктора. Кроме опорных площадок 21 и 22 ползун 18 имеет два выступа 28 и 29, обращенные в сторону промежуточного колеса, ось которого лежит в плоскости, проходящей через ось ведущей шестерни 11 и повернутой вокруг нее в сторону вращения ведущей шестерни 11 при движении транс-портного средства прямым ходом. На выступах 28 и 29 также выполнены опорные площадки, контактирующие с наружной цилиндрической поверхностью стопорных колец 26 и 27, установленными на оси 23 промежуточного зубчатого колеса. Установка ползуна 18 на опорных площадках 21 и 22 и опорных поверхностях выступов 28 и 29 позволяет ему беспрепятственно перемещаться вдоль опорных площадок 21 и 22 в пределах боковых зазоров в зацеплении ведущей шестерни 11 с промежуточными зубчатыми колесами12, 13

            Работает бортовая передача следующим образом. При движении транспортного средства передним ходом крутящий момент с ведущего вала 8 передается ведущей шестерне 11, которое поворачиваясь, упирается своим зубом в зуб одного из промежуточных зубчатых колес 12 или 13. Если нет сопротивления со стороны другого промежуточного колеса из – за наличия зазора, то ведущая шестерня 11 вместе с ползуном 18 перемещается вдоль площадок 21, 22, приближаясь к ведомому зубчатому колесу 14, если имеет место упор в зуб промежуточного зубчатого колеса 13, и удаляясь от ведомого зубчатого колеса 14, если имеет место упор в зубья промежуточного зубчатого колеса 12, до полной выборки бокового зазора со вторым промежуточным зубчатым колесом. Результирующее усилие со стороны ведущей шестерни 11, действующее на оси 19 и 20, направлено перпендикулярно площадкам 21 и 22, то есть под углом равным углу зацепления ведущей шестерни 11 с промежуточными зубчатыми колесами 12 и 13. При таком направлении результирующего усилия и противоположной ему опорной реакции многоугольника сил равновесия ведущей шестерни 11 представляет собою равнобедренный треугольник, то есть независимо от вариаций внешних факторов обеспечивается равенство усилий в зацеплении ведущего зубчатого колеса с обоими промежуточными зубчатыми колесами. Крутящий момент, передаваемый промежуточными зубчатыми колесами 12 и 13 суммируется на ведомом зубчатом колеса 14 и далее через вал 17 передается колесу 7 транспортного средства.
При движении транспортного средства задним ходом или на режиме торможения двигателем распределение усилий на ведущей шестерне 11 и ползуне существенно изменяется. В результате изменения направления действия усилий и подвижности ползуна 18, ведущая шестерня 11 стремится войти в плотное зацепление промежуточным зубчатым колесом, оси которого лежит в плоскости, проходящей через ось ведущей шестерни 11 и повернутой вокруг нее в сторону вращения колеса на переднем ходу, чему препятствуют стопорные кольца 26 и 27, контактирующие своими опорными поверхностями с опорными площадками 21 и 22 ползуна 18. Благодаря упору выступов 21 и 22 в стопорные кольца 26, 27 предотвращается вход промежуточных зубчатых колес 12 и 13 в двухпарное          зацепление с ведущим зубчатым колесом 14, а следовательно обеспечивается правильное сопряжение зубчатых колес. При восприятии стопорными кольцами 26 и 27 равнодействующего усилия, усилия в зацеплении ведущей шестерни 11 и промежуточных зубчатых колес значительно отличаются друг от друга. Коэффициент неравномерности может достигать величины 1,2 – 1,3. Однако для большинства безрельсовых тарнспортных средств нагрузки при торможении двигателем, или при движеннии задним ходом в 1,5 раза меньше, чем при работе в основном режиме, поэтому работа бортовой передачи при передаче крутящего момента противоположного направления не оказывает на нее существенного отрицательного влияния.
Таким образом, рассмотренная конструкция бортовой передачи транспортного средства выполненного в виде несоосного двухпоточного зубчатого редуктора обеспечивает практически полную равномерность распределения усилий между промежуточными зубчатыми колесами на основном режиме работы.

Рис 35Рис 35 Типовая конструкция планетарного редуктора выполненного по схеме 2К – Н

            Классическим примером многопоточной передачи является планетарная передача, которая по сравнению с рядовой цилиндрической передачей, за счет большей нагрузочной способности позволяет при одинаковом модуле и числе зубьев колес передавать больший крутящий момент. На Рис. 35 показана типовая конструкция планетарного редуктора выполненного по схеме 2К – Н (по классификации Кудрявцева В.Н.) Он состоит из ведущего вала 1, установленного на подшипниках 2 в буксе 2, закрепленной в расточке сборного корпуса редуктора, включающего картер 15 и крышку 16, при этом шлицевый венец вала 1 посредствам шлицевой втулки 6 соединен с ведущей шестерней 7, зубчатый венец которой 8, одновременно находится в зацеплении с тремя зубчатыми колесами 9, закрепленными вместе с шестернями 10 на валу 11, образуя таким образом зубчатый блок, каждый из которых на подшипниках 12 установлен в расточках сборного водила, включающего фланцы 13 и 21, при этом последний выполнен за одно целое с выходным валом редуктора. Фланцы 12 и 21 водила соединены между собою посредства трех болтов 17 и центрирующих втулок 18, расположенных равномерно между отверстиями под установку подшипников 12. Кроме того шестерни 10 находятся в постоянном зацеплении с корончатым зубчатым колесом 20 которое закреплено в корпусе редуктора. Таким образом, планетарная передача образована тремя блоками сателлитов состоящими из зубчатого колеса 9 и шестерни 10, жестко соединенных между собою и закрепленных посредствам шпоночного соединения на валах 11, которые шарнирно установлены в расточках водила редуктора посредствам подшипников 12 и одновременно зацепляются с солнечной шестерней (венцом ведущей шестерни 8) и закрепленным в корпусе редуктора корончатым зубчатым колесом 20. Крутящий момент от ведущего вала 1 к ведомому валу 21 передается тремя потоками, при этом каждый блок сателлитов передает только его третью часть, поэтому параметры входящих в него зубчатого колеса 9 и шестерни 10 (число зубьев и модуль) принимается значительно меньше, чем у рядовой зубчатой передачи, которая работает, передавая такой же крутящий момент, что в конечном итоге позволяет уменьшить габаритные размеры редуктора. При этом необходимо иметь в виду, что конструкция планетарной передачи на много сложней рядовой передачи (см. Рис. 30), поскольку содержит больше деталей, причем достаточно трудоемких в изготовлении, например, водило.
Планетарные передачи в настоящее время широко применяются в приводе        современных грузовых транспортных средств, в этом случае к их конструкции, помимо обеспечения высокой нагрузочной способности, предъявляются жесткие ограничения по габаритным размерам, которые должны позволять вписать передачу в ограниченный объем ходовой части автомобиля.

Рис 36Рис 36 Конструкция конечной передачи грузового транспортного средства, состоящая из рядовой цилиндрической и планетарной передач.

         На Рис 36 показана конструкция конечной передачи грузового транспортного средства, состоящая из рядовой цилиндрической и планетарной передач. В ее состав входит установленный на подшипниках 2 в корпусе 3 заднего моста ведущий вал 1, на котором посредствам шлицевого соединения установлена ведущая шестерня 5, зацепляющаяся с зубчатым колесом 6, установленным на подшипниках 8 и 20 и посредствам шлицевого соединения связанным со шлицевой втулкой 7, которая посредствам торсионного вала 9 кинематически связана с планетарным редуктором, для чего на его правой цапфе посредствам шлицевого соединения установлена солнечная шестерня 10. При этом последняя зацепляется с тремя сателлитами 11, шарнирно установленными посредствам игольчатых роликов на осях 12 закрепленных в расточках водила 13, которое также посредствам шлицевого соединения закреплено на полуоси 17, которая на подшипниках 14 установлена в корпусе 16. В свою очередь все сателлиты 11 зацепляются с корончатым колесом 18, образуя, таким образом, планетарную передачу, при этом, корончатое колесо 18 с помощью болтов 19 жестко закреплено между корпусом 2 и корпусом 3.
Компактность передачи обеспечивается колоколообразной формой ведомого зубчатого колеса 6, внутреннее углубление которого находящееся между ступицей 21 и зубчатым венцом 22 и расположено со стороны планетарной передачи, охватывая ее корончатое колесо 18, которое со стороны, обращенной к зубчатому колесу 6, также имеет куполообразную форму, при этом, в ее центральном отверстии установлен подшипник 20, являющийся второй опорой зубчатого колесе 6 и расположен, таким образом, что плоскость, проходящая через центра его тел качения проходит между торцами зубчатого венца 22 зубчатого колеса 6.

14.2 Зубчатые передачи, работающие в условиях знакопеременных
динамических нагрузок.

         Наибольшую сложность вызывает проектирование зубчатых передач работающих в условиях знакопеременных динамических нагрузок, долговечность работы которых в значительной степени 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, оказывают влияние 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 валопривода машины в целом в конструкцию зубчатых колес вводятся различные демпфирующие эле менты и сводятся к минимуму зазоры в зацеплении и зазоры в соединении зубчатых колес с валом. Рассмотрим примеры таких конструкци

Рис 37Рис 37 Конструкция конечной передачи транспортного средства, в зубчатое колесо которого встроены демпфирующие вставки.

         На Рис 37 показана конструкция конечной передачи транспортного средства, в зубчатое колесо которого встроены демпфирующие вставки. Зубчатое колесо этой передачи, установленное на полуоси 3, которая расположена в корпусе 4 на подшипниках 6, выполнено составным и содержит ступицу 2, закрепленный посредствам шлицевого соединения 4 на полуоси 3 и зубчатый венец 1, установленный на ступице 2 с возможностью поворота. Зубчатый венец 1 и ступица 2 контактируют между собою посредствам упругих элементов 7, установленных между криволинейными поверхностями 8 и 9, а между выемками образованными этими криволинейными поверхностями в которых размещаются упругие элементы 7 в венце 1 выполнены прямоугольные пазы 11, а в ступице 2 круглые пазы 10, в которых установлены скобообразные пружины 12 двухстороннего действия, имеющие опорные концы 13, установленные в пазах 11 с зазором а. С обоих торцев зубчатого венца 1 и ступицы 2 установлены фиксирующие кольца 14, закрепленные на ступице 2
При передаче крутящего момента в прямом и обратном направлении ведущая шестерня поворачивает зубчатый венец 1 на некоторый угол относительно ступицы 2 за счет сжатия упругих элементов 7 между сближающимися криволинейными поверхностями 8 и 9, а при увеличении крутящего момента выбирается зазор а между опорными концами 13 пружин 12 и поверхностью пазов 11 зубчатого венца 1, что приводит к дальнейшему совместному сжатию упругих элементов 7 и пружин 12. После замыкания пружин 12 на упоры в работу вступают концы 13, которые могут воспринимать значительные перегрузки. Это позволяет защитить передачу от повышенных динамических нагрузок и следовательно повысить ее долговечность.

Рис 38Рис 38 Конструкция составного зубчатого колеса, венец и ступица которого связаны посредствам упругих вкладышей и плоских пружин

            На Рис 38 показана конструкция составного зубчатого колеса, венец и ступица которого связаны посредствам упругих вкладышей и плоских пружин. Это зубчатое колесо содержит ступицу 1 с жестко закрепленными на ней ребрами 2, зубчатый венец 3, шарнирно закрепленные посредствам штифтов 10 и болтов 11 и расположенные по обе сторо-ны от ребер 3 плоские пружины 4 и 5 и вкладыши 6 и 7 из упругого материала, размещенные между плоскими пружинами и ребрами. С обоих торцев все детали сборного колеса соединены в единый пакет плоскими накладками 8 и 9 имеющими форму секторов, которые закреплены на ступице 1 посредствам болтов 11.
При работе зубчатой передачи, возникающие в сборном зубчатом колесе динамические нагрузки, демпфируются вкладышами 6 и 7 (в зависимости от направления вращения колеса), которые являются промежуточными элементами передающими нагрузку от зубчатого венца 3 колеса к его ступице 1 (или наоборот). Шарнирное крепление плоских пружин 4 и 5, а также форма вкладышей, обращенных выпуклостью к плоским пружинам, обеспечивает их самоустановку под нагрузкой, и таким образом, одинаковое нагружение материала вкладышей при работе передачи, что способствует повышению долговечности сборного колеса в целом.

Рис 39Рис 39 Конструкция планетарного редуктора привода транспортного средства с комплектом демпфирующих элементов встроенных между корпусом редуктора и корончатым зубчатым колесом.

        На Рис 39 показана конструкция планетарного редуктора привода транспортного средства с комплектом демпфирующих эле- ментов, встроенных между корпусом редуктора и корончатым зубчатым колесом. Он содержит корпус 1, в котором на подшипниках 14 и 15 установлен выходной вал 6, который посредствам шлицев соединен с водилом 5, а на осях 16 последнего с помощью подшипников 17 шарнирно установлены сателлиты 4, зацепляющиеся с корончатым колесом 7 и солнечной шестерней 3, закрепленной на ведущем валу 2. В корпусе 1 редуктора и установленном в его расточке корончатом колесе 7 выполнены пазы 8 и 9, в которых распо-ожены комплекты демпфирующих элементов, состоящие из упругих вставок 10 с опор-ной пластиной 11, на которую замыкаются упорные скобы 12 и сегментных пружин 13, расположенных между упорными скобами 12.

             Работает редуктор следующим образом. Крутящий момент от ведущего вала 2 через солнечную шестерню 3 и сателлиты 4 передается корончатому зубчатому колесу 7, которое, поворачивается на определенный угол по, или против часовой стрелки (в зависимости от направления вращения ведущего вала 2) за счет воздействия пазов 8 и 9 на упорные скобы 12 демпфирующих комплектов, которые сначала сжимают упругие элементы 10, а затем сегментные пружины 13. При увеличении крутящего момента сегментные пружины 13 воздействуют на упорные скобы 12, которые дополнительно сжимают упругие элементы 10, что увеличивает угол поворота (закручивания) корончатого зубчатого колеса 7. Наличие демфирующих пакетов установленных между корончатым колесом 7 и корпусом 1 редуктора предохраняет привод от воздействия динамических нагрузок и таким образом повышает его долговечность.

      При длительной работе зубчатой передачи в условиях знакопеременных динамических нагрузок в соединении ступицы зубчатых колес с валом могут образовываться зазоы, которые вызывают в процессе работы привода удары, воздействующие на все элементы валопривода. Поэтому, для крепления зубчатых колес такого привода на валу используются только напряженные шпоночные или шлицевые соединения.

Рис 40Рис 40 Способ крепления зубчатого колеса на валу с помощью тангенциальной шпонки

              На Рис 40 показан способ крепления зубчатого колеса на валу с помощью тангенциальной шпонки, являющейся наиболее часто применяемой разновидностью напряженного шпоночного соединения. Шестерня 1 крепится на валу 2 с помощью комплекта тангенциальных шпонок, цельной шпонки 3 и шпонок 4 и 5 контактирующих между собою по клиновой поверхности. Шпонка 4 имеет выступ с отверстием, в которое устанавливается болт 4 закручиваемый в торец ступицы зубчатого колеса 1. При закручивании винта 6 происходит осевое перемещение шпонки 4, которая воздействует своей клиновой поверхностью на ответную поверхность шпонки 5 и таким образом смешает ее в тангенциальном направлении, в результате чего выбирается зазор в обоих шпоночных соединениях.
Шпонки 4 и 5 обрабатываются по наружной боковой поверхности в сборе и применяются только в комплекте. Рис 40АПри передаче крутящего момента тангенциальное шпоночное соединения работает за счет сжатия боковой поверхности шпонок, поэтому его расчет выполняется из условия прочности на смятие по следующей формуле:

Рис 40Б         На Рис 41 показана конструкция тяжело нагруженного беззазорного шпоночного соединения зубчатого колеса с валом. В этом соединении ступица 1 зубчатого колеса соединяется с валом 2 при помощи жестко закрепленной на нем составной тангенциальной клиновой шпонки, состоящей из основного призматического клина 3, имеющего две встречные клиновые поверхности и двух дополнительных клиньев 4 и 5, затягиваемых с помощью крепежных деталей 6 и 7 (болтов, винтов). Выборка зазора и создание предварительного натяга в шпоночном соединении осуществляется перемещением дополнительных клиньев 4 и 5 в радиальном направлении при помощи крепежных деталей 6 и 7 (клина 4 расположенного в пазу ступицы 1, клина 5 расположенного в шпоночном пазу вала 2).

Рис 41Рис 41 Конструкция тяжело нагруженного беззазорного шпоночного соединения зубчатого колеса с валом.

            На Рис 42 показана конструкция трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками. Он содержит ведущий блок шестерен 1 выполненный за одно с валом, который на подшипниках 2 установлен в корпусе 3 редуктора, зубчатые венцы 4 которого зацепляются с зубчатыми венцами 5 трех промежуточных зубчатых блоков 6, также выполненными за одно с валами и установленными на подшипниках 7 в корпусе 3 редуктора. Блоки 6 посредствам торсионного вала 8 со шлицами, выполненными на его обоих концах, соединены с промежуточными зубчатыми блоками 9, выполненными за одно с валами и установленными на подшипниках 10 в корпусе 3 редуктора, которые своими зубчатыми венцами 11 зацепляются с зубчатыми венцами 12 ведомого блока 13 выполненного за одно с валом установленным в корпусе 3 редуктора на подшипниках 14.

Рис 42Рис 42 Конструкция трехпоточного редуктора работающего в динамическом режиме со знакопеременными нагрузками

         Рассмотренная конструкция редуктора, за счет разделения потока передаваемой мощности, позволяет снизить нагрузку на зубчатые передачи, за счет выполнения зубчатых блоков за одно с валами, исключить вероятность возникновения в процессе эксплуатации зазоров в соединении зубчатых колес с валами, а соединение первого и второго промежуточного блоков с помощью торсионных валов, обладающих необходимой крутильной жесткостью, демпфировать колебания и вибрации, порождаемые в валоприводе знакопеременными динамическими нагрузками.

Рис 43Рис 43 Конструкция высоко скоростного многопоточного редуктора, два выходных вала которого имеют разнонаправленное вращение.

         На Рис 43 показана конструкция высоко скоростного многопоточного редуктора, два выходных вала которого имеют разнонаправленное вращение. Он содержит сборный корпус состоящий из передней опоры 2, центральной части 3 со средней опорой 4, задней крышки 5 и съемных опор 6 и 7, приводной вал – шестерню 8, зубчатый венец которого зацепляется с ведущей шестерней 9, а также, выходные валы наружный 10 и внутренний 11, приводимые во вращение несколькими потоками зубчатых передач. Ведущая шестерня 9 зацепляется с промежуточными блоками 12 включающими зубчатые венцы 13, 14, и одновременно с промежуточными шестернями 15, при этом зубчатые блоки 12 посредствам торсионных валов 17 соединены с промежуточными шестернями 16, зацепляющейся с ведомым зубчатым колесом 18, а промежуточные шестерни 15 также с помощью торсионных валов 21 соединены с промежуточными шестернями 20, зацепляющейся с паразитными шестернями 22, которые находятся в зацеплении ведомым зубчатым колесом 23. Ведомое зубчатое колесо 18 через шлицевые муфты 19 и 31 соединено с наружным выходным валом 10, а ведомое зубчатое колесо 23 посредствам шлицевой муфты 24 соединено с внутренним выходным валом 11. Зубчатый блок 12 и промежуточная шестерня 16 установлен в корпусе редуктора на радиальных роликовых подшипниках 26, промежуточная шестерня 15 установлена на подшипниках 25, паразитная шестерня 22 установлена на подшипниках 27, промежуточная шестерня 20 установлена на подшипниках 28, а выхолные валы 10 и 11 на шарикоподшипниках 29 и 30. При этом, промежуточные шестерни в редукторе расположены в окружном направлении двумя группами: первая группа – промежуточные шестерни 12 и 16, вторая группа промежуточные шестерни 15 и 20 (см на Рис 7 сечения А – А, Б – Б, В – В). В результате этого силовой поток во время работы редуктора разделяется от ведущей шестерни 9 на два потока, первый из которых передается через промежуточные шестерни 12 и 16 первой группы и далее через ведомое зубчатое колесо 18 на наружный выходной вал 10, а второй поток передается через промежуточные шестерни 15 и 20, далее через паразитные шестерни 22 и через ведомое зубчатое колесо 23 на внутренний выходной вал 11. В каждой группе установлено одинаковое количество промежуточных шестерен 12 и 16, 15 и 20 (по 4 шт) в результате чего передаваемые мощности на наружный и внутренний выходные вала 10 и 11 одинаковы по величине. Число зубьев промежуточных шестерен 12 и 14, 15 и 20 равны между собою, что обеспечивает одинаковые передаточные отношения в каждой ветви и соответственно одинаковую скорость вращения обоих выходных валов. Для увеличения несущей способности редуктора в нем установлено увеличенное количество промежуточных шестерен в каждом ряду за счет выполнения зацепления с ведущей шестерней 9 промежуточных шестерен 12 первой группы с двумя зубчатыми венцами 13 и 14, а промежуточных шестерен 15 второй группы одновенцовыми и за счет расположения зубчатых венцов 15 в промежутке между зубчатыми венцами 13 и 14 шестерен 12 с перекрытием. Выполнение промежуточных зубчатых колес 12 и 16, 15 и 20, а также паразитных шестерен 22 за одно с валами позволяет исключить вероятность возникновения в процессе эксплуатации редуктора зазоров в соединении зубчатых колес с валами, а соединение промежуточных блоков 12 с промежуточными шестерями 16, а также промежуточных шестерен 15 с промежуточными шестернями 20 с помощью торсионных валов 17 и 21, обладающих необходимой крутильной жесткостью, позволяет демпфировать колебания и вибрации, порождаемые в валоприводе знакопеременными динамическими нагрузками.

14.3 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 выполнением 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 конструкции этих устройств в составе зубчатой передачи.

Рис 44Рис 44 Конструкция беззазорной зубчатой передачи, в которой боковой зазор в зацеплении выбирается с помощью трапециевидной ползушки,
расположенной в пазах сборного зубчатого колеса.

           На Рис 44 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, установленное на валу 2 и закрепленное на нем посредствам шпонки 3, шайбы 4 и болта 5, выполнено 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.

Рис 45Рис 45 Конструкция беззазорной зубчатой передачи с устройством создающим
увеличенное усилие распора зубьев

       На Рис 45 показана конструкция беззазорной зубчатой передачи с устройством для выбора бокового зазора, создающим увеличенное усилие распора зубьев колес находящихся в зацеплении. Эта передача содержит установленную на валу 2 шестерню 1 и зацепляющееся с ней составное зубчатое колесо, установленное не валу 4. Это колесо содержит часть 3 со ступицей, имеющей на торце скос в виде наклонной поверхности А, который через шарик 8 контактирует с наклонной поверхностью Б, образующей скос на втулке 9, свободно сидящей на валу 4 и жестко соединенной со второй частью 5 составного колеса. При закручивании гайки 7 на валу 4 тарельчатые пружины 6 сжимаются, а возникающий за счет наличия на частях составного зубчатого колеса наклонных плоскостей А и Б, контактирующих между собою посредствам шарика 8, крутящий момент разворачивает друг относительно друга части 4 и 5 составного колеса, выбирая при этом зазор в его зацеплении с шестерней 1.

Рис 46Рис 46 Конструкция беззазорной зубчатой передачи имеющей одинаковую жесткость при передаче крутящего момента в противоположных направлениях.

            На Рис 46 показана конструкция беззазорной зубчатой передачи имеющей одинаковую жесткость при передаче крутящего момента в противоположных направлениях. Она содержит шестерню 1 зацепляющуюся со сборным зубчатым колесом, состоящим из зубчатого диска 2 и 3, установленных на валу 4 с возможностью относительного поворота. В обоих зубчатых дисках 2 и 3 выполнены круглые пазы 5 в виде отверстий эксцентрично расположенных относительно их посадочных отверстий, а в валу 4 в месте расположения зубчатых дисков 2 и 3 выполнен радиальный паз 7 и отверстие 6, в котором расположен подпружиненный пружиной плунжер 9 и винт 8. Плунжер 9 имеет наклонную поверхность, находящуюся в постоянном контакте с ответной наклонной поверхностью шпонки 11 установленной в радиальном пазу 7 вала 4, при этом верхний скругленный конец шпонки 11 находится в постоянном контакте с круглыми пазами 5 зубчатых дисков 2 и 3.
Боковой зазор в зацеплении шестерни 1 и сборного зубчатого колеса состоящего из зубчатых дисков 2 и 3 выбирается следующим образом. Вращением винта 8 осуществляется перемещение вправо плунжера 9, который своей скошенной поверхностью воздействует на ответную клиновую поверхность шпонки 11 и заставляет ее перемещаться в радиальном направлении в пазу 7 вала 4 в направлении от центра к периферии, при этом шпонка своим верхним скругленным концом, воздействуя на круглые пазы 5 зубчатых дисков 2 и 3 осуществляет из относительный поворот выбирая боковой зазор в передаче. После этого угловое положение зубчатых дисков 2 и 3 относительно шестерни 1 жестко фиксируется винтом 8, что позволяет передавать крутящий момент в противоположных направлениях.
Недостатком рассмотренной конструкции беззазорной передачи является существенное снижение прочности вала, на котором установлено сборное зубчатое колесо, по-этому ее использование в тяжело нагруженном привода нежелательно

Рис 47Рис 47 Конструкция беззазорной зубчатой передачи, способной передавать большой крутящий момент.

              На Рис 47 показана конструкция беззазорной зубчатой передачи, способной передавать большой крутящий момент. Эта передача содержит зубчатое колесо 1, на наружной цилиндрической поверхности ступицы которого установлен с возможностью поворота-зубчатый венец 2, в котором выполнен наклоненный паз 3, расположенный под углов α к горизонтальной оси зубчатого венца 2, в этом пазу установлена шпонка 4, а в ее отверстиии 9 расположена цилиндрическая ползушка 5, имеющая центральное резьбовое отверстие, в которое проходит регулировочный винт 7, осевое положение последнего зафиксировано на зубчатом колесе 1 посредствам планки 12. Кроме того в отверстии 9 шпонки 4 выполнен открытый паз 10, в который входит выступ 8 ползушки 5.Осевое положение зубчатого венца 2 на ступице зубчатого колеса 1 зафиксировано стопорным кольцом 11.
Боковой зазор в данном случае выбирается следующим образом. Путем вращения винта 7 перемещается ползушка 5, которая взаимодействуя своим выступом 8 с пазом 10 шпонки 4, заставляет последнюю перемещаться по наклонному пазу 3 в зубчатом венце 2, и поворачивать его относительно зубчатого колеса 1, выбирая боковой зазор в зацеплении с шестерней находящейся с ними в зацеплении (шестерня с которой зацепляются зубчатое колесо 1 и зубчатый венец 2 на Рис 44 не показана). Усилие прижима зубьев зубчатого колеса 1 и зубчатого венца 2 к шестерне достаточное для передачи большого крутящего момента обеспечивается наличием резьбового соединения винта 7 с ползушкой 5 и контактом шпонки 4 с пазом 3 в зубчатом венце 3 по наклонной поверхности с углом клина α.

Рис 48Рис 48 Конструкция тяжело нагруженной беззазорной зубчатой передачи работающей в условиях знакопеременных динамических нагрузок.

            На Рис 48 показана конструкция тяжело нагруженной беззазорной зубчатой передачи работающей в условиях знакопеременных динамических нагрузок. Она содержит вал – шестерню 1, расположенную в корпусе на подшипниках 2 и 3, зубчатый венец которого 4 вместе с шестерней 5, установленной в центральном отверстии вала – шестерни и соединенной с последним посредствам торсионного вала 6, зацепляются с ведомым зубчатым колесом 7. При этом торсионный вал 6 зафиксирован в осевом направлении с помощью регулировочного кольца 9 и стопорных колец 10 и взаимодействует с валом – шестерней 1 посредствам регулировочного винта 13, установленного в резьбовом отверстии рычага 8, расположенного на левой шлицевой цапфе торсионного вала 6 и бонки 12 запрессованной в выступе 11 выполненном на левом торце вала – шестерни 1.
Для устранения бокового зазора между зубьями зубчатого венца 4 вала шестерни 1, шестерни 5 и зубчатого колеса 7, выполняется закрутка торсионного вала 6, в результате которой зубчатый венец 4 вала – шестерни 1 и шестерня 5 поворачиваются друг относительно друга. Закрутка торсионного вала 6 выполняется путем закручивания регулировочного винта 13 в резьбовое отверстие рычага 8, при этом винт 13, упираясь в бонку 12 запрессованную в выступе 11 вала – шестерни 1, заставляет торсионный вал 6 поворачиваться вокруг своей продольной оси вместе с шестерней 5. Жесткость торсионного вала 6 выбирается таким образом, чтобы зубья шестерни 5 и зубчатого венца 4 вала шестерни 1 были прижаты к боковым поверхностям зубьев колеса 7, с усилием способным обеспечить передачу необходимого крутящего момента без образования бокового зазора в передаче. Возникающие при работе зубчатой передачи знакопеременные динамические нагрузки гасятся за счет упругих свойств торсионного вала.

Рис 49Рис 49 Конструкция двухступенчатого цилиндрического редуктора с беззазорными передачами

                    На Рис 49 показана конструкция двухступенчатого цилиндрического редуктора с беззазорными передачами, имеющими единый механизма для выбора зазора в зацеплении. Он состоит из ведущего вала – шестерни 1, установленного в корпусе 3 редуктора на подшипниках 2, зубчатый венец 4 которого зацепляется с зубчатыми дисками 5 и 6 составного зубчатого колеса, расположенного на промежуточном валу – шестерне 7, также установленном в корпусе 3 на подшипниках 8. При этом, зубчатый венец 9 вала – шестерни 7 и шестерня 10 зацепляются с тихоходным зубчатым колесом 11, закрепленным посредствам шпоночного соединения на выходном валу 12, который на подшипниках 13 установлен в корпусе 3. Механизм выбора бокового зазора в обеих передачах расположен в промежуточном валу – шестерне 7. Он содержит стержень 15, расположенный в центральном ступенчатом отверстии 14 вала – шестерни 7, выполненный с цилиндрической головкой 16 имею-щей коническую поверхность на правом конце и резьбой на левом конце, а также втулку 17 с конусной поверхностью, поджатую вправо пружиной 18, шайбу 19 и гайку 20, установленные на резьбовом конце стержня 15. Кроме того в радиальных пазах промежуточного вала – шестерни 7 установлено два комплекта толкателей 21, взаимодействующих с шариками 22, которые находятся в постоянном контакте с наклонными поверхностями зубчатых секторов 23 и 23 выполненными в зубчатых колесах 5, 6 и зубчатом венце 9 и шестерне 10.

           Боковой зазор в передачах редуктора выбирается следующим образом. Путем закручивания гайки 20 стержень 15 перемещается влево и головка 16 на его правом конце своей конической поверхностью перемещает в радиальном направлении комплект толкателей 21, которые воздействуют на шарики 22 поворачивающие секторы 23 и 24 шестерен 9 и 10 в противоположные стороны до упора боковой поверхности из зубьев в ответную поверхность зубьев колеса 13. Одновременно при закручивании гайки 20 втулка 17, на которую воздействует пружина 18, перемещается вдоль стержня 15 вправо и также смещает в радиальном направлении второй комплект толкателей 21, которые посредствам шариков 22 воздействуют на секторы 23 и 24 зубчатых колес 5 и 6, выбирая боковой зазор в их зацеплении с зубчатым венцом вала – шестерни 4

14.4 Высокоскоростной зубчатый привод

Высокоскоростным считается привод, зубчатые передачи которого работают со скоростями V более 15 м/сек. Условия работы высокоскоростного привода характеризуются тем, что при вхождении в контакт зубьев колес вращающихся с большой скоростью возникают динамические нагрузки порождаёмые погрешностью изготовления зубчатых колес и сборкой передачи, величина которых превышает технологические усилия в зацеплении в несколько раз. В результате этого, такая зубчатая передача, работая с большими скоростями и возникающими при этом динамическими нагрузками, начинает интенсивно изнашиваться, несмотря на передачу небольших крутящих моментов (при больших числах оборотов износ шестерен может начинаться уже при окружной скорости зубчатых колес                   V более 5 м/сек). Примером такого привода является блок клиньев сканирующего устройства электронно – оптического прибора, конструкция которого показана на Рис 50 и 51

Рис 50Рис. 50. Блок клиньев сканирующего устройства

             Он содержит, установленные в корпусе 1 на специальных шариковых радиально – упорных подшипниках 2 две оправы 3 и 4 имеющие зубчатые венцы и несущие закрепленные в них оптические клинья 5 и 6. При этом, оправы 3 и 4 кинематически соединены между собой посредствам промежуточных шестерен 7 и 8, обеспечивающих их противоположное по направлению вращение со скоростью около 6000 об/мин, которое им сообщается от электродвигателя (на Рис 47 не показан), неподвижно установленного в корпусе прибора, посредствам передачи, ведомое зубчатое колесо 9, которой установлено на верхней оправе 3. Корпус блока клиньев 1 установлен в корпусе оптико – механического блока прибора на радиальных шарикоподшипниках 10 и вращается со скоростью 75 об/мин. Блок промежуточных шестерен состоит из двух двухвенцовых шестерен 7 и 8, установленных в корпусе 1 на осях 11 и 12 посредствам шарикоподшипников 13, при этом каждая из шестерен одним венцом зацепляется с оправой а другим между собою . Подшипники оправ 2 зафиксированы от осевого смещения в корпусе 1, верхний комплект торцами зубчатых колес 9 и 14, нижний комплект крышками 15 и 16, а подшипники шестерен 7 и 8 крышками 17 и 18. Двухвенцовая шестерня 8 выполнена сборной из двух отдельных венцов 19 и 20, соединяемых винтами 21 и штифтуемых после регулировки их углового положения относительно зубчатых венцов оправ 3 и 4 двумя штифтами 22.

Рис 51Рис. 51. Блок промежуточных шестерен

                Такая конструкция блока промежуточных шестерен позволяет ускорить приработку зубьев каждой оправы с ответной шестерней и свести к минимуму при этом искажение эвольвентного профиля в передаче, что позволяет снизить трение в зубчатой паре и повысить ее износостойкость. Для снижения скорости скольжения, которая влияет на износ зубьев, было уменьшено передаточное отношение между оправами и шестенями 7 и 8 до величины ограниченной габаритными размерами сканирующего устройства. Для уменьшения динамических нагрузок в передаче, вызываемых большой скоростью вращения зубчатых колес и неточностью взаимного положения их зубьев при зацеплении были установлены следующие требования и ограничения:
– зубчатые колеса оправ 3 и 4 и шестерни 7 и 8, были изготовлены косозубыми, 6 степени точности по ГОСТ1643-81, с сопряжением G , при этом к ним предъявлялись требования по биению зубчатого венца, кинематической точности, погрешности шага и погрешности направления зуба,
– для установки в корпус блока оправ и блока промежуточных шестерен были       применены подшипники 5 кл. точности, причем для установки оправ были использованы специальные маломоментные радиально-упорные подшипники с текстолитовыми сепараторами (в подшипниках работающих с большими скоростями, прежде всего, выходят из стоя по причине износа сапараторы),
– к отверстиям в корпусе блока клиньев под установку подшипников оправ и          подшипников осей сателлитов были установлены требования по параллельности их осей согласно ГОСТ 1643-81 и допуски на межцентровые расстояния в соответствии со степенью точности передач и видом сопряжения,
– на основании расчета размерных цепей, определяющих величину бокового зазора в передаче (j = 0,025 – 0,105 мм) были определены требования к радиальному биению по-садочных мест оправ и осей промежуточных шестерен,
– для получения требуемого бокового зазора в зацеплении зубчатых венцов оправ и промежуточных шестерен одна из шестерен была выполнена сборной и состояла из двух венцов, которые после регулировки зазора штифтоввались двумя штифтами,
– перед установкой в оправу радиально – упорные подшипники промывались, в них закладывалась смазка ВНИИИНП – 274 и выполнялась их прокатка на специальном стенде при скорости вращения 6000 об/мин с замером момента холостого хода, который не должен был превышать величины 200 г см,
– перед сборкой блока клиньев в радиально упорных подшипниках оправ на         специальном приспособлении за счет подшлифовки прокладок регулировался осевой зазор в пределах 0,05 – 0,01 мм, с учетом исходной осевой игры и упругой податливости подшипников,
– осевой люфт в подшипниках сателлитов установливался в пределах 0,05 – 0.01 мм и обеспечивался подбором толщины набора мерных прокладок, устанавливаемых под торцевые крышки,
– перед сборкой блока клиньев выполнялась динамическая балансировка оправ в сборе с подшипниками и оптическими клиньями с точностью 0,2гсм при скорости вращения 6000 об/мин.
Для уменьшения интенсивности износа зубьев колес за счет увеличения предельно допустимых контактных напряжений оправы были изготовлены из стали 40Х18Н2М с твердостью 49-54 ед. по шкале HRC, а шестерни из стали 95Х18 с твердостью 58 – 62 ед. по шкале HRC. Для уменьшения погонной нагрузки действующей на зуб колеса модуль и ширина зубчатого венца оправ и промежуточных шестерен были увеличены в 1,5 раза, по сравнению с аналогичными блоками клиньев, работающими со скоростями 1500 – 2000 об/мин. Для уменьшения коэффициента трения в передаче на зубчатые венцы оправ и        сателлитов диффузионным методом было нанесено твердое антифрикционное покрытие на основе дисульфата молибдена. После сборки блок клиньев проходил прикатку зубчатых передач на специальном стенде при скорости вращения оправ 6000об/мин с последующим замером момента трения, величина которого оговаривалась в технических требованиях сборочного чертежа. При проектировании узла зубчатые передачи были рассчитаны на контактную выносливость по методике, изложенной в ГОСТ21354-87, а расчет всех подшипников был выполнен по критерию долговечности согласно ГОСТ 18855-94. Точное выполнение вышеуказанных технических требований и ограничений позволило создать блок клиньев, который в составе прибора обеспечивал ресурс работы более 1000 н/час, что соответствовало заданию на его проектирование.

15 Зубчато – рычажные и зубчато – кулачковые механизмы.

              Соединение зубчатых передач с рычажными, и кулачковыми механизмами позволяет наделить последние новыми нехарактерными для них свойствами, которые заключаются в появлении возможности иметь различные по продолжительности остановки, а также изменении в течении цикла скорости и величины перемещения выходного звена и траектории его движения. Наиболее часто для создания плоских зубчато – рычажных и зубчато – кулачковых механизмов используются именно цилиндрические зубчатые передачи. Рассмотрим примеры таких механизмов.

Рис 52Рис. 52. Конструкция зубчато – рычажного механизма позволяющая получить
удвоенное число возвратно – поступательных перемещений
ведомого звена по отношению к ведущему.

                На Рис. 52 показана конструкция зубчато – рычажного механизма позволяющая получить удвоенное число возвратно – поступательного перемещения ведомого звена по отношению к ведущему. Ведущим элементом этого привода является тяга 1, которая сообщает качательное движение рычагу 2, связанному с зубчатым колесом 3 и свободно поворачивающимся с этим колесом на оси 4. Зубчатое колесо 3 сообщает вращение колесу 5, связанному с рычагом 7 и установленному на оси 6. Палец 10 рычага 7, перемещаясь в пазу кулисы 9, сообщает движение тяге 8. Оси 4 и 6 смонтированы в неподвижном корпусе 11, установленном на станине. На Рис. 52б,в тяга 1 показана в крайних правом и левом положениях, что соответствует началу и середине цикла ее движения. Кулиса 9 в обоих случаях занимает одно и то же положение, поскольку она совершает полный цикл и возвращается в исходное положение. Рычаг 2 перемещается тягой 1 из положения, показанного на Рис 52б влево, вследствие чего, зубчатое колесо 3 совершает определенную часть оборота. Зубчатое колесо 5, находящееся в зацеплении с колесом 3, совершает такой же поворот в противоположном направлении. Рычаг 7, соединенный с колесом 5 поворачивается вместе с ним, а палец 10 перемещается вниз по пазу кулисы 9. До пересечения пальцем 10 центра оси 6, кулиса 9 поворачивается вправо и доходит до крайнего положения. При дальнейшем движении тяги 1 палец 10 опускается ниже центра оси 6 и перемещает кулису 9 в обратном направлении, т.е. влево. В момент достижения тягой 1 крайнего левого положения кулиса 9 также занимает свое крайнее левое положение, делая двойной ход за время совершения тягой 1 только хода вперед (см. Рис. 52в). За время совершения тягой 1 обратного хода кулиса 9 совершает еще один двойной ход.

Рис 53Рис. 53. Конструкция зубчато – рычажного механизма позволяющего автоматически
изменять угол периодического поворота ведомого вала.

                На Рис. 53 показана конструкция зубчато рычажного механизма позволяющего автоматически изменять угол периодического поворота ведомого вала. Он содержит ведомый вал 1, на котором жестко закреплены зубчатое колесо 2 и храповое колесо 3, а также коромысло 4 установленное на валу 1 с возможностью вращения, при этом зубчатое колесо 2 находится в постоянном зацеплении с шестерней 5, которая посредством оси 12 шарнирно установлена на коромысле 4 и несет кривошип 6, посредством оси 13 соединенный с тягой 7, которая в свою очередь шарнирно соединена с помощью оси 10 с ведущей штангой 8. Кроме того на коромысле 4 установлена подпружиненная собачка 11 контактирующая с храповым колесом 3, а ось 10 установлена в ползушке 9, которая имеет возможность перемещения по продольному пазу коромысла 4. На Рис. 50а ползушка 9 показана в крайнем нижнем положении.
Работает механизм следующим образом. Штанга 8, совершая возвратно-поступательное движение, сообщает качательное движение коромыслу 4. При ходе штанги 8 вперед собачка 11 зацепляется с храповым колесом 3, благодаря чему ведомый вал 1 вместе с зубчатым колесом 2 совершает качательное движение вместе с коромыслом 4. При обратном ходе штанги 8 собачка 11 скользит по зубьям храпового колеса и ведомый вал 1 вместе с зубчатым колесом 2 остается неподвижным. При обратном движении коромысла 4 шестерня 5, обкатываясь по неподвижному в это время зубчатому колесу 2 вращается на оси 12 и поворачивает при этом кривошип 6, который будучи шарнирно соединен с тягой 7 сообщает ей плоско – параллельное движения, а последняя при этом перемещает ползшку 9 в пазу коромысла 4 в результате чего расстояние от оси 10 до вала 1 увеличивается. Поскольку передаточное отношение между зубчатым колесом 2 и шестерней 5 в данном случае выбрано равным двум, то шестерня 5 с кривошипом 6 поворачиваются на угол 180 град, а ползушка 9 занимает в пазу коромысла 4 крайнее верхнее положение (см. Рис. 50б). Поэтому при следующем ходе вперед штанги 8 угол поворота коромысла 4 и соответственно ведомого вала 1 из-за увеличения радиуса качания будет меньше. При обратном ходе штанги 8 и повороте коромысла 4 шестерня 5, обкатываясь по неподвижному зубчатому колесу 2, снова повернется на угол 180 град, и ползушка 9 займет исходное нижнее положение как показано на Рис. 50а, после чего цикл работы механизма повторится.

Рис 54Рис. 54. Конструкция зубчато – рычажного механизма для осуществления
прямолинейного движения.

             На Рис. 54 показана конструкция зубчато – рычажного механизма для осуществления прямолинейного движения. Он содержит жестко закрепленный на ведущем валу 1 поводок 2, с которым посредством оси 4 шарнирно соединен кривошип 3, с жестко закрепленным на нем сателлитом 7, и который с помощью оси 5 связан с шатуном 6. Кроме того сателлит 7 посредством паразитной шестерни 9, шарнирно установленной на оси 8 поводка 2, постоянно, с передаточным отношением i = 2, кинематически связан с неподвижным зубчатым колесом 10, расположенным соосно валу 1. При одинаковых размерах АВ поводка 2 и ВС кривошипа 3 (AB = BC = D) и указанном передаточном отношении сателлита 7 и зубчатого колеса 10, шатун 6 перемещается по прямолинейной траектории и имеет ход равный 4D.

Рис 55Рис. 55. Конструкция зубчато – кулачкового механизма обеспечивающего вращение
зубчатого колеса с остановками.

         На Рис. 55 показана конструкция зубчато – кулачкового механизма обеспечивающего вращение зубчатого колеса с остановками. Он содержит неполнозубое колесо 1 установленное вместе с кулачком 3 на ведущем валу 2, полнозубое зубчатое колесо 5, установленное на ведомом валу 6 и оснащенное двумя роликами 4, контактирующими с рабочей поверхностью кулачка 3. В данном случае передаточное отношение зубчатых колес равно единице.
Работает механизм следующим образом. При нахождении в зацеплении зубчатых колес 1 и 5 вращение от ведущего вала 2, вращающегося с постоянной угловой скоростью, передается ведомому валу 6. После выхода неполнозубого колеса 1 из зацепления с зубчатым колесом 5 кулачок 3 за счет контакта с роликами 4 продолжает сообщать ему движение с последующим выстоем, продолжительность которого определяется профилем кулачка.

Рис 56Рис. 56. Конструкция механизма обеспечивающего прерывистое вращение зубчатого колеса

             На Рис. 56 показана конструкция механизма обеспечивающего прерывистое вращение зубчатого колеса, выполненное на основе неполнозубого зубчатого колеса. Он содержит ведущий вал 1 с жестко закрепленным на нем неполнозубым зубчатым колесом 2, которое зацепляется с шестерней 4, установленной на ведомом валу 3, а также кулачок 6 закрепленный на зубчатом колесе 2, по пазу которого, состоящего из участков 7 и 8 скользит ролик 5, установленный на шестерне 4. Количество зубьев на колесе 2 выбрано таким образом, чтобы обеспечить полный оборот шестерни 4 (в данном случае передаточное отношение зубчатой передачи равно двум).
Работает механизм следующим образом. В исходном положении детали механизма показаны на Рис. 56а. При вращении ведущего вала 1 неполнозубое колесо 2 вращается вместе с кулачком 6 и ее последний зуб выходит из зацепления с шестерней 4, а ролик 5 входит в участок 7 паза кулачка 6. Поскольку участок 7 профиля кулачка 6 выполнен по радиусу окружности с центром в оси вала 1, его перемещение не вызывает вращения шестерни 4 и заложенного в цикле работы оборудования. Поворот колеса 4 на некоторый угол происходит при переходе ролика 5 на участок 8 кулачка 6, но после прохождений участка 8 и переходе на участок 7 кулачка 6 ролик 5 возвращает шестерню 4 в прежнее положение и остается неподвижным до конца выстоя. Начало последующего вращения шестерни 4 начинается в момент, когда первый зуб колеса 2 входит в зацепление с ней (см. Рис. 56б). Прежде чем зубья передачи входят в зацепление заходная, криволинейная часть участка 7 кулачка 6 поворачивает шестерню 4 на некоторый угол, обеспечивающий безударное вхождение в зацепление с ней зубьев неполнозубого колеса 2. После этого вращение вала 1 с зубчатым колесом 2 имеющим передаточное отношение с шестерней 4 равное двум обеспечивает последней полный оборот.

ЛИТЕРАТУРА

1. Анурьев Справочник конструктора машиностроителя том 2. М.:          Машиностроение 1979г
2. Игнатьев Н. П. Основы проектирование. Учебное пособие Азов 2011г
3. Игнатьев Н. П. Обеспечение точности при проектировании приводов и        механизмов. Справочно – методическое пособие Азов 2012г
4. Игнатьев Н. П. Проектирование сборочной оснастки и оборудования. Справочно – методическое пособие Азов 2014г
5. Игнатьев Н. П. Проектирование механизмов. Справочно – методическое пособие Азов 2015г
6. Дроздов Ю. Н. К расчету зубчатых передач на износ. «Машиноведение» 1969г №2
7. Жабин А. И. Собираемость крупных зубчатых на основе расчета сборочных      зубчатых цепей «Вестник машиностроения» 1973г № 3
8. Петрусевич А. И. Динамические нагрузки в прямозубых цилиндрических          зубчатых колесах М.: Машиностроение 1982г
9. Рузина Р. И. Износостойкость зубчатых передач сухого трения в вакууме       «Вестник машиностроения» 1983г № 3

.

В статье в основном 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              выходного звена),
– вся необходимая информация для проектирования конических, 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 конструкции, которая               демонстрируемая на примере механизмов сборочного полуавтомат

 

Для приобретения полной версии статьи добавьте её в корзину,

Стоимость полной версии статьи 180 рублей