Ballarni quyidagi havolalar orqali stib olishingiz mumkin.
Зубчатые передачи
Цель занятия: изучить конструктивные особенности зубчатых передач, их классификации, область применения, а также овладеть навыками расчетанапрочность.
План:
1 Общие сведения.
2 Принцип действия и классификация
3 Оценкаи применение
4 Краткие сведения о геометрии и кинематике
5Основные параметры.
6 Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес .
7 Коэффициентторцеюго перекрытия и распределние нагрузки по рабочей поверхности зуба
8 Расчет коэффициента торцевого перекрытия
9 Скольжение и трение взацеплении
10 Влиянии числа зубьевнаформу и прочность зубьев
11 Смешение инструмента при нарезании зубьев и его влияние напрочность
12 Точность изготовления и ее влияние на качество передачи
13 Силы в зацеплении
Опорные слова: расположение зубьев, прямозубые , косозубые, шестерня, колесо, преимущества, скольжение и трение, работоспособность , прочность, поломка зубьев.
{spoiler=Подробнее}
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В курсе «Детали машина изучают методы расчета зубчатых передач на прочность. При этом предполагается, что из курса «Теория механизмов)) изучающим известны расчеты геометрии зацепления и способы изготовления зубчатых колес. Некоторые сведения по этим вопросам излагаются в курсе «Детали машин» в том объеме, какой необходим для уяснения основных положений расчета на прочность.
Принцип действия и классификация
Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес (рис. Ю.}, где а — внешнее; б — внутреннее зацепление, е — реечная передача).
По расположению осей валов различают: передачи с параллельными осями и с цилиндрическими зубчатыми колесами внешнего или внутреннего зацепления (см. рис.); передачи с пересекающимися осями (конические зубчатые колеса, см. рис.); передачи с перекрещивающимися осями — цилиндрические винтовые (см. рис.), конические гипоидные (см. рис.), червячные (см. рис.). Кроме того, применяют передачи между зубчатым колесом и рейкой (см. рис.). Эти передачи являются частным случаем передачи с цилиндрическими колесами, у которой диаметр одного из колес равен бесконечности. Они служат для преобразования вращательного* движения в поступательное, и наоборот.
По расположению зубьев на колесах различают: (см. рис.), прямозубые, косозубые (см. рис. 10.4) передачи и передачи с (см. рис. ).
* Для некоторых типовых конструкций проектные формулы можно найти в [22].
По форме профиля зуба различают: эвольвентные и круговые передачи. Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает целым рядом существенных
Рис. 10.1
технологических и эксплуатационных преимуществ. Круговой профиль зуба предложен М. Л. Новиковым в 1954 г. По сравнению с эволь-вентным он позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач.
Оценка и применение
(Основные преимущества зубчатых передач: а) высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты (рис. 10.2, где а — зубчатая, б — ременная, е — клиноременная, а — цепная передачи с одинаковыми характеристиками);
б) большая долговечность и надежность работы (большинство
зубчатых передач имеет практически неограниченный срок службы);
в)высокий к. п. д. (до 0,97 0,98 в одной ступени);
г)постоянство передаточного отношения (отсутствие проскальзыва ния);
д)возможность применения в широкое диапазонескоростей (до 150 м/с), -мощностей (до десятков тысяч кВт) и даточных отношений (до неско льких сот).
Среди недостатков зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость, не позволяющую компенсировать динамические нагрузки Отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие этого зубчатые передачи имеют наиболее широкое распространение во всех отраслях машиностроения и приборостроения.
Из всех перечисленных выше разновидностей зубчатых передач наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные. Конические, винтовые и червячные передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.
КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О ГЕОМЕТРИИ И КИНЕМАТИКЕ
Все понятия и параметры, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых передач, стандартизованы. Стандарты устанавливают термины, определения и обозначения, а также методы расчета геометрических параметров.
Основные параметры
Меньшее из пары зубчатых колес называют (шестерней, а большее — колесом. Термин зубчатое колесо является общим.
Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса—2 (рис. ). Кроме того, различают индексы, относящиеся: — к начальной поверхности или окружности; b — к основной поверхности или окружности; а— к поверхности или окружности вершин и головок зубьев; f— к поверхности или окружности впадин и ножек зубьев.
Параметрам, относящимся к делительной поверхности или окружности, дополнительного индекса не приписывают.
Общие понятия о параметрах пары зубьев колес и их взаимосвязи проще всего уяснить, рассматривая прямозубые колеса. При этом особенности косозубых колес рассматриваются дополнительно.
z1 и z2 — число зубьев шестерни и колеса; u = z1 / z2 — передаточное число (отношение большего числа зубьев к меньшему — используется наряду с передаточным отношением i = n1/n2,- как удобное при расчете на контактную прочность); р — окружной шаг по делительной окружности (равный шагу исходной зубчатой рейки); рb = = р соs — окружной шаг по основной окружности; а — угол профиля делительный (равный углу профиля исходного контура по ГОСТ 13755—68 а = 20°); , — угол зацепления или угол профиля начальный
m =— окружной модуль зубьев (является основной характеристикой размеров зубьев). Значения модулей стандартизованы в диапазоне от 0,05 до 100 мм (табл. 10.1);
— диаметр делительной окружности (по которой обкатывается инструмент при нарезании);db=dcos— диаметр основной окружности (разверткой которой являются эвольвенты зубьев);d— диаметры начальных окружностей (по которым пара зубчатых колес обкатывается в процессе вращения);
d d
У передач без смещения и при суммарном смещении= 0 (см. ниже) начальные и делительные окружности совпадают:
При нарезании колес со смещением делительная плоскость рейки (делительная окружность инструмента) смещается к центру или от центра заготовки на величину хm (см. рис. 10.12); х — коэффициент смещения исходного контура. Смещение от центра считается положительным (x>0), а к центру — отрицательным (х<0).
межосевое расстояние;
Где
— коэффициент уравнительного смещения при 0 (определяется по ГОСТ 16532—70 или [24]).
Для передач без смещения и при x1=-x2 или х = 0
h = m (2ha + с* — у) — высота зуба;
da= d + 2m (ha + х—у) диаметр вершин зубьев;
df = d — 2m(ha * + с* —x) — диаметр впадин;
ha *- коэффициент высоты головки зуба (по ГОСТ 13755 — 68ha *= 1);
с* — коэффициент радиального зазора (по ГОСТ 13755 — 68 с* = 0,25).
Для колес без смещения h= 2,25 m; da= d + 2m; df = d — 2,5m.
A1A2 — линия зацепления (общая касательная к основным окружностям); ga — длина активной линии зацепления (отсекаемая окружностями вершин зубьев); П — полюс зацепления (точка касания начальных окружностей и одновременно точка пересечения линии центров колес О1 О2 с линией зацепления).
Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес
У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол (рис. 10.4, где а — косозубая передача; б — шевронная, и рис. 10.5). Оси колес при этом остаются параллельными.
Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же профиля, как и для нарезания прямых. Наклон зуба образуют
соответствующим поворотом инструмента относительно заготовки на угол р. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении n— n совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также сандартным (см. табл. 10.1).
В торцевом сечении t — t или в окружном направлении параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла : окружной шаг рt = рn/соs,
окружный модуль mt =mn/cos ;
d=m1z=mnz/cos
диаметр делительной окружности. Индексы n и t приписываются параметрам в нормальном и торцевом сечениях соответственно.
Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса. (рис.).
Нормальное к зубу сечение образует эллипс с полуосями с = d/2; е =d/2cos.
Радиус кривизны эллипса (см. геометрию эллипса)
В соответствии с этим форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого
и число зубьев
или
Пример: При =200 ; d=1,13d; z=1,2z
Увеличение эквивалентных параметров (du z)c увеличением угла
является одной из причин повышения прочности косозубых передач.
За счет наклона зубьев мы как бы получаем колесо больших размеров или при той же нагрузке можем уменьшить габариты передачи. Ниже будет показано, что косозубые передачи по сравнению с прямозубыми обладают еще и другими преимуществами: многопарность зацепления, уменьшение шума и пр. Поэтому в современных передачах косозубые колёса получили преимущественное распространение .
Коэффициент торцевого перекрытия
и распределение нагрузки по рабочей поверхности зуба
При вращении колес (см. рис.) линия контакта зубьев перемещается в поле зацепления (рис.), у которого одна сторона равна длине активной линии зацепления , а другая — рабочей ширине зубчатого венца . Рассмотрим сначала прямозубую передачу — рис.
Пусть линия контакта 1 первой пары зубьев находится в начале поля зацепления, тогда при в поле зацепления будет находиться еще и линия контакта 2 второй пары зубьев. При вращении колес линии 1 и 2 перемещаются в направлении, указанном стрелкой. Когда вторая пара придет на границу поля 2', первая пара займет положение 1'.
При дальнейшем движении на участке 1' — 2 будет зацепляться только одна пара зубьев. Однопарное зацепление продолжается до тех пор, пока пара 1 не займет положение 2. В этот момент в зацепление вступит следующая пара зубьев и снова начнется двухпарное зацепление. Переходя от поля зацепления к поверхности зуба (рис.), можно отметить, что зона однопарного зацепления 1' —2 располагается посредине зуба или в районе полюса зацепления (см. также рис.).
В зоне однопарного зацепления зуб передает полную нагрузку . а в зонах двухпарного зацепления (1 — 1` и 2 — 2') только половину нагрузки. Величина зоны однопарного зацепления зависит от величины торцевого коэффициента перекрытия:
По условиям непрерывности зацепления и плавности хода передачи должно быть > 1 (расчет см. стр.10.3а).
В отличие от прямых косые зубья входят в зацепление не сразу по всей своей длине, а постепенно. Зацепление здесь распространяется в направлении от точек 1 к точкам 2 (см. рис.10.5). Расположение контактных линий в поле косозубого зацепления изображено на рис., а, б (ср. рис.10.7— прямозубое зацепление). При вращении колес линии контакта перемещаются в поле зацепления в направлении, показанном стрелкой.
В рассматриваемый момент времени в зацеплении находятся три пары зубьев 1, 2 и 3. При этом пара 2 зацепляется по всей длине зубьев, а пара 1 и 3 лишь частично. В следующий момент времени пара 1 вышла из зацепления и находится в положении 1'. Однако в зацеплении еще остались две пары 2 и 3. В отличие от прямозубого зубое зацепление не имеет зоны однопарного зацепления. В прямозубой зацеплении нагрузка с двух зубьев на один или с одного на два передается мгновенно. Это явление сопровождается ударами и шумом. В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находится минимум две пары.
Плавность косозубого зацепления значительно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки.
Отмеченное преимущество косозубого зацепления становится особенно значительным в быстроходных передачах, так как динамические нагрузки возрастают пропорционально квадрату скорости.
Косозубые колеса могут работать без нарушения зацепления даже при коэффициенте торцевого перекрытия < 1, если будет обеспечено осевое перекрытие (рис.). Отношение
Называют коэффицентом осевого перекрытия.
В косозубом зацеплении нагрузка между зубьями распределяется пропорционально длинам контактных линий 1, 2, 3 (см. рис.). Очевидно, что удельная нагрузка на зубья уменьшается с увеличением суммарной длины контактных линий . С помощью рис. нетрудно установить, что при , равном целому числу,
и не изменяется при движении, так как уменьшению линии 1 всегда соответствует равное приращение линии 3. Точно так же будет постоянной и при любом значении , но при , равном целому числу. Если отмеченные условия не соблюдаются, величина будет периодически изменяться при движении. Определяя минимальное значение , запишем
Для распространенных на практике зацеплений величина Кв располагается в пределах 0,9 1,0. В среднем можно принимать Кв = 0,95 (точнее см. ГОСТ 16532—70).
Очевидно, что благоприятным для работы передачи является случай =соnst, при этом нагрузка на зубья в процессе зацепления не изменится, а шум и динамические нагрузки уменьшатся.
В большинстве случаев не является целым числом, поэтому рекомендуют соблюдать условие, при котором , равен или близок (с отклонениями до ±0,05) к целому числу (1, 2 ...). Это можно получить путем подбора величин и , по формуле (10.3). При этом
Во избежание больших осевых сил в зацеплении (см. ниже) рекомендуют принимать = 8 20°. Для шевронных колес допускают до 30° и даже до 40°.
На боковой поверхности косого зуба линия контакта располагается под некоторым углом (рис.10.9). Угол увеличивается с увеличением .
По линии контакта нагрузка распределяется неравномерно. Она имеет максимум на средней линии зуба, так как при зацеплении серединами зубья имеют максимальную суммарную жесткость. Приближенно qmax/qmin
При движении зуба в плоскости зацепления линия контакта перемещается в направлении от 1 к 3 (рис. ). При'этом опасным для прочности может оказаться положение 1, в котором у зуба отламывается угол. Трещина усталости образуется у корня зуба в месте концентрации напряжений и затем распространяется под некоторым углом . Вероятность косого излома отражается на прочности зубьев по напряжениям изгиба, а концентрация нагрузки q — на прочности ио контактным напряжениям.
С наклонным расположением контактной линии связана целесообразность изготовления косозубой шестерни из материала, значительно более прочного (высокотвердого), чем у колеса. Это объясняется следующим. Ножки зуба обладают меньшей стойкостью против выкрашивания, чем головки, так как у них неблагоприятно сочетание направления скольжения и перекатывания зубьев (см. § 4).Следовательно, ножка зуба колеса, работающая с головкой зуба шестерни, начнет выкрашиваться в первую очередь. При этом вследствии наклона контактной линии нагрузка (полностью или частично) передается на головку зуба колеса, работающую с ножкой зуба шестерни. Слабая ножка зуба колеса разгружается и выкрашивание прекращается. Дополнительная нагрузка ножки зуба шестерни неопасна, так как она изготовлена из более стойкого материала. Применение высокотвердой шестерни позволяет дополнительно поемсить способность косозубых передач до 25—30%.
Расчет коэффициента торцевого перекрытия
Для нефланкированных передач без смещения (для других случаев см. ГОСТ 16532—70 )
Знак (+) для внешнего, (—) для внутреннего зацепления.
Для прямозубых передач рекомендуют 1,2, для косозубых 1 1. Величина зависит от числа зубьев z и угла наклона зубьев . С увеличением z увеличивается . Поэтому выгодно применять колеса с большими z или, при заданном диаметре d, колеса с малым модулем m. С увеличением растет окружной шаг р, а рабочая длина линии зацепления ga остается неизменной (см. выше). При этом уменьшается. Уменьшение Вд является одной из причин ограничения больших .
Скольжение и трение в зацеплении
В точке контакта С (рис. 10.10, а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев. Скорость скольжения как относительную скорость можно определить, используя известное правило механики. Для этого сообщим всей системе угловую скорость с обратным
Рис.
знаком. При этом шестерня остановится, а колесо будет поворачиваться вокруг полюса зацепления П как мгновенного центра с угловой скоростью, равной
Скорость относительного движения (скольжения) в точке С
=
Итак, скорость скольжения пропорциональна расстоянию точки контакта от полюса. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак.
Переходя от линии зацепления к поверхности зубьев (рис.), отметим, что максимальное скольжение наблюдается на ножках и головках зубьев, на начальной окружности оно равно нулю и изменяет направление. Скольжение сопровождается трением. Трений является причиной потерь в зацеплении и износа зубьев.
У ведущих зубьев силы трения направлены от начальной окружности, а у ведомых — наоборот. При постоянных диаметрах колес расстояние точек начала и конца зацепления от полюса, а следовательно, и скорость скольжения увеличиваются с увеличением высоты зуба или модуля зацепления. У мелкомодульных колес с большим числом зубьев скольжение меньше, а к. п. д. выше, чем у крупномодульных с малым числом зубьев [см. формулу (10.50)].
Влияние числа зубьев на форму и прочность зубьев
На рис. показано изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колеса без смещения с постоянным модулем. При ~ колесо превращается в рейку и зуб приобретает прямолинейные очертания. С уменьшением z уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвентного профиля. Такое изменение формы приводит к уменьшению прочности зуба. При дальнейшем уменьшении z появляется подрезание ножки зуба (штриховая линия на рис.),. прочность зуба снижается. По границе подрезания устанавливается минимально допустимое число зубьев. При нарезании инструментом реечного типа zmin=17
Рассмотренное влияние числа зубьев на прочность справедливо при постоянном модуле, когда с увеличением z увеличиваются и диаметры колес.
При постоянных диаметрах можно изменять z, сохраняя постоянным произведение ям. В этом случае зуб изменяется не только по форме, но и по размерам. С увеличением z форма улучшается, а размеры уменьшаются (уменьшается m). Уменьшение модуля снижает прочность зуба на изгиб [см. формулу ]. При постоянном mz контактные напряжения не изменяются, так как кривизна эвольвенты в полюсе зацепления зависит только от диаметра.
Смещение инструмента при нарезании зубьев и его влияние на
Прочность.
На рис. изображено два положения инструмента (рейки) при нарезании зубьев: 1 — делительная плоскость рейки (ДП) совпадает с начальной плоскостью (НП) — нарезание без смещения; 2 — инструменту дано положительное смещение лет.
При этом диаметры основной db и делительной d окружностей не изменяются, так как не изменяется z.
Как видно по чертежу, смещение инструмента вызвало значительное изменение формы зуба. Толщина зуба у основания увеличилась, увеличилась и прочность зуба по напряжениям изгиба. Одновременно с этим заострилась головка зуба. Заострение является одной из причин, ограничивающих величину смещения инструмента. Отрицательное смещение инструмента сопровождается явлениями обратного характера.
Применяют два типа передач со смещением:
1. Шестерню изготовляют с положительным смещением х1>0, а
колесо с отрицательным х2 < 0, но так, что или Х
При любом смещении сумма ширины впадины и толщины, зуба по
делительной окружности равна шагу р. Одинаковые по величине,
но разные по знаку смещения вызывают одинаковые увеличения толщины зуба шестерни и ширины впадины колеса. Поэтому в зацеплении зубчатой пары при х=0 делительные окружности соприкасаются и являются начальными, как в передаче без смещения. Не изменяются также межосевое расстояние а, и угол зацепления а :
а=a=(d1+d2)/2;
Изменяется только соотношение высот головок и ножек зубьев. 2. Суммарное смещение х не равно нулю. Обычно х > 0, а также х1 > 0
и Х2 > 0. При положительных X1 и Х2 делительная толщина зубьев шестерен и колеса больше р/2, а ширина впадин меньше р/2. Поэтому делительные окружности не могут соприкасаться. Начальными становятся новые окружности, большие, чем делительные (. Межосевое расстояние увеличивается: . При этом увеличивается и угол наклона линии зацепления как общей касательной к основным окружностям, т. е. увеличивается угол зацепления, > .
Увеличение , сопровождается уменьшением коэффициента перекрытия , что является отрицательным и служит одной из причин, ограничивающих применение больших смещений.
Нарезание со смещением позволяет во многих случаях повысить качество зубчатого зацепления. Применяя смещение, необходимо помнить:
Положительное семещение повышает прочность зубьев на изгиб и устраняет подрезание при малом числе зубьев (понижает zmin). Мoжно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу на 100% и понизить zmin до 7—8.
2. Увеличение , при х>0 повышает контактную прочность. Можно увеличить с 20 до ~25° и поднять допускаемую нагрузку приблизительно на 20%.
3. При большом числе зубьев у шестерни и колеса смещение малоэффективно, так как форма зуба даже при значительных смещениях почти не изменяется. (У рейки z = ~ — смещение совершенно не изменяет форму зуба.)
Передачи со смещением при х=0 применяют при больших i и малых z1. В этих условиях смещения х1 > 0 и Х2 > 0. выравнивают форму зубьев шестерни и колеса и приближают их к равно прочности по изгибу.
Смещения при х=0 могут влиять на большее число параметров зацепления. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения даны в ГОСТ 16532—70. Некоторые из этих рекомендаций приведены.
Точность изготовления и ее влияние на качество передачи
Качество передачи связано с ошибками изготовления зубчатых колес и деталей, определяющих их взаимное расположение в передаче (корпусов, подшипников и валов). Деформация деталей под нагрузкой также влияет на качество передачи.
Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются: ошибки шага и формы профиля зубьев, ошибки в направлении зубьев относительно образующей делительного цилиндра.
Ошибки шага и профиля нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи. В передаче сохраняется постоянным только среднее значение передаточного отношения i. Мгновенные значения i ; в процессе вращения периодически изменяются. Колебания передаточного отношения особенно нежелательны в кинематических цепях, выполняющих следящие, делительные и измерительные функции (станки, приборы и др.).
В силовых быстроходных передачах с ошибками шага и профиля связаны дополнительные динамические нагрузки, удары и шум в зацеплении.
Ошибки в направлении зубьев в сочетании с перекосом валов вызывают неравномерное распределение нагрузки по длине зуба.
Точность изготовления зубчатых передач регламентируется ГОСТами, которые предусматривают двенадцать степеней точности. Каждая степень точности характеризуется тремя показателями :
1. Норма кинематической точности регламентирует наибольшую погрешность передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом).
2.Норма плавности работы регламентирует много
кратно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения
или угла поворота в пределах одного оборота.
3.Норма контакта зубьев регламентирует ошибки
изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры
пятна контакта в зацеплении (на распределение нагрузки по длине зубьев) *.
Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. Наибольшее распространение имеют 6, 7 и 8-я степени точности, (табл. 10.3)..ГОСТ допускает комбинацию степеней точности по отдельным нормам. Например, для тихоходных высоконагруженных передач можно принять повышенную норму контакта зубьев по сравнению с другими нормами, а для быстроходных малонагруженных — повышенную норму плавности и т. п.
Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть гарантированный боковой зазор. Величина зазора регламентируется видом сопряжения зубчатых колес. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения: Н— нулевой зазор; Е — малый зазор; С и D — уменьшенный зазор; В — нормальный зазор; A — увеличенный зазор.
При сопряжениях H, Е и С требуется повышенная точность изготовления. Их применяют для реверсируемых передач при высоких требованиях к кинематической точности, а также при наличии крутильных колебаний валов.
Стандарт устанавливает также допуски на межосевые расстояния, на перекос валов и некоторые другие параметры.
СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
Прямозубая цилиндрическая передача (рис. 10.13). На рис. 10.13
Fn — нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn перенося полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Ft, ,
Такое разложение удобно при расчете валов и опор. По заданным T и d определяют: Ft=2T1/d1 и через нее выражают все другие составляющие:
Fr=Fttg
Fn=Ft/cos
Косозубая и шевронная цилиндрические передачи (рис).
Здесь силу Fn раскладывают на три составляющие:
окружную силу Ft =2T1/d1 ;
осевую силу Fa= Fttg
радиальную силу Fr=F tg= Ft
В свою очередь сила Fn=F`t/cos=
Наличие в зацеплении осевых сил, которыми дополнительно нагружаются опоры валов, является недостатком косозубых колес. Этот недостаток устраняется в шевронной передаче , которая подобна сдвоенной косозубой передаче с противоположным направлением зубьев. Осевые силы здесь уравновешиваются на самом зубчатом колесе.
Вывод: изучив данную тему, студенты ознакомились с основными характеристиками зубчатых передач, их областью применения и основными параметрами.
Контрольные вопросы:
1. На ч ем основан принцип действия зубчатой пфедачи?
2. По расположению осей валов различают какие виды зубчатых передач?
3. По расположению зубьевна колесах различают...?
4. Основные преимущества зубчатых передач?
5. Основныеошибки изготовлениязубчатых колес?
6. Какими тремя показателями характеризуется степеньточносш?
{/spoilers}