725
.pdfВыводы:
1.Заострения нет, так как толщина зуба шестерни по окружности вершин больше минимально допускаемой saдоп = 0,25·4 =
1мм.
2.Коэффициент перекрытия больше минимально допусти-
мого (1,2).
8.9. Диаграммы удельных скольжений
Удельное скольжение равно отношению скорости скольжения профилей s к тангенциальной составляющей скоро-
сти точки контакта t. Удельные скольжения шестерни и колеса рассчитывают по формулам:
|
1 i |
|
g |
i |
; |
|
(8.36) |
||
|
|
||||||||
1 |
21 |
|
|
x 21 |
|
|
|
||
2 1 i12 |
|
g |
|
, |
(8.37) |
||||
|
i12 |
||||||||
g x |
где i21 — передаточное отношение — формула (8.3); g — длина линии зацепления В1В2 (см. рис. 8.3);
g = aw sin w; |
(8.38) |
х — расстояние, отсчитываемое от точки В1; хmin = 0; хmax = g
(рис. 8.6).
149
Рис. 8.6
В соответствии со свойствами эвольвенты расстояние х равно радиусу кривизны 1 эвольвенты профиля шестерни в точке контакта. В этом случае радиус кривизны профиля колеса
2 = g – 1. |
(8.39) |
В точках В1 и В2 диаграммы имеют ординаты 1 и – . Диаграммы удельных скольжений реальны в пределах активной линии зацепления А1А2. За ее пределами диаграммы показаны штриховыми линиями.
Признаком оптимальной износостойкости является равенство суммарных ординат удельных скольжений в начале и конце зацепления. Из рис. 8.6, а следует, что износостойкость изображенного зацепления не будет оптимальной, так как в точке А2 износ профилей будет больше, чем в точке А1. Оптимальный результат может быть достигнут увеличением диаметра вершин шестерни и соответственно коэффициента смещения шестерни с одновременным уменьшением смещения колеса (штрих-пунктирные линии на рис. 8.6).
150
8.10. Диаграмма коэффициента давления
Коэффициент давления учитывает влияние геометрии зубьев на величину контактных напряжений, возникающих в местах соприкосновения зубьев. Высокие контактные напряжения вызывают выкрашивание рабочей поверхности зубьев.
Контактное напряжение определяют по формуле Герца:
Í |
0, 418 |
|
Fn E |
|
, |
(8.40) |
||
b |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
где Fn — нормальное усилие, Н, приложено по нормали к эвольвентной поверхности зуба; b — ширина прямозубого колеса, мм; Е — приведенный модуль упругости, МПа; — приведенный радиус кривизны, мм. Помножив и разделив на модуль m подкоренные выражения формулы (8.40), получают:
|
|
|
Fn Å m |
|
|
|
Fn E |
|
|
|
|
|
||
Í |
0, 418 |
|
0, 418 |
|
|
, |
(8.41) |
|||||||
bm |
|
|
|
bm |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где — коэффициент давления.
|
m |
|
1 |
|
1 |
|
|
1 2 |
|
|
|
|
m |
|
|
m |
. |
(8.42) |
|||||
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
1 |
2 |
|
1 2 |
|
|
С учетом того, что при построении диаграмм 1 = х, а 2 = g – x, формула расчета приобретет вид:
|
m õ g x |
|
mx |
|
|
|
|
. |
(8.43) |
||
x g x |
x g x |
Диаграмма коэффициента давления приведена на рис. 8.6,
б. Реальные очертания диаграмма имеет в пределах активной линии зацепления А2А1, причем в зонах двухпарного зацепления, определяемых размером основного шага pb, откладываемого от точек А2 и А1 в пределах активной линии зацепления, ординаты делят пополам. Из диаграммы видно, что при однопар-
ном зацеплении наименьшие контактные напряжения возникают вблизи полюса зацепления W и соответственно вблизи по-
люсной линии на поверхности зуба. Влияние смещения на
151
контактную прочность зубчатой передачи может быть оценено по расчетной формуле:
Í |
|
K1 |
|
T2 KH i12 1 3 |
|
|
|
V |
|
, |
(8.44) |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
awi12 |
|
b2 |
|
aw |
sin 2 w |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
где K1 — численный коэффициент; T2 — вращающий момент на колесе, Н·мм; KH — коэффициент нагрузки; b2 — ширина венца колеса, мм; V — параметрический коэффициент, обобщающий все параметры, кроме aw и w .
При увеличении положительного смещения увеличивается угол зацепления. В формуле (8.44) при этом увеличивается знаменатель и снижается рабочее контактное напряжение, что свидетельствует о повышении контактной прочности.
В положительном зацеплении межосевое расстояние aw выше делительного межосевого расстояния a, что создает аналогичный эффект.
Таким образом, при увеличении суммарного смещения контактная прочность повышается, так как увеличиваются угол зацепления и межосевое расстояние.
8.11. Компьютерные расчеты
Геометрию простой зубчатой передачи для построения картины эвольвентного зацепления рассчитывают по программе ТМ21 в системе GWBASIC. Исходные данные вводят в такой последовательности: модуль простой ступени, числа зубьев шестерни и колеса, например: 6, 13, 27. Машина рассчитывает и выводит на печать делительное межосевое расстояние a и минимально допустимый коэффициент смещения xmin из условия неподрезания, который рассчитывается по формуле:
xmin = (17 – z)/17. |
(8.45) |
Зубчатую передачу необходимо спроектировать |
поло- |
жительной, с коэффициентом суммы смещений x > 0. В
этом случае межосевое расстояние aw необходимо принять больше делительного межосевого расстояния a с условиями:
152
–aw должно быть больше a не более чем на модуль зацепления m во избежание заострения зубьев;
–aw должно быть кратным 5 мм.
Величину aw студент назначает самостоятельно и вводит ее в машину, которая после этого рассчитывает коэффициент
суммы смещений x . При x 0,5 следует принимать x1 = x , x2 = 0. При x = 0,5…1,1 разбивку x на x1 и x2 студент
выполняет с помощью ЭВМ. Цель разбивки коэффициента суммы смещений — оптимизация коэффициентов смещения по двум критериям: изгибной прочности и износостойкости.
В обоих случаях в компьютерной программе ТМ21 организуются циклы расчетов геометрических параметров с различными смещениями при сохранении неизменным суммарного коэффициента смещения x . В программу заложены коэф-
фициенты смещения шестерни в пределах x1 = 0,2…1,3 с шагом x = 0,1, а коэффициенты смещения колеса рассчитываются по формуле:
x2 = x – x1. |
(8.46) |
По результатам расчетов компьютер выдает две таблицы. Первая из них под названием «Оптимизация по изгибной прочности» содержит x1 и x2, толщины зубьев шестерни и колеса по окружностям вершин sa1 и sa2 и коэффициент перекрытия . Пример распечатки оптимизации смещений по изгибной прочности приведен на рис. 8.7.
Анализ таблицы заключается в том, что студент должен выбрать максимально допустимый коэффициент смещения шестерни x1max, обеспечивающий наибольшее повышение изгибной прочности при непременном выполнении двух условий: незаострения, выполняемого при sa1 0,25m и непрерывности зацепления при 1,2. Для этого по табличным данным необходимо построить график sa1 = sa1(x1) и провести на нем линию заострения sa1доп = 0,25m.
153
Рис. 8.7
Рис. 8.8
Из примера на рис. 8.8 следует выбрать x1max = 0,8, однако это значение может не обеспечить условие оптимальной из-
носостойкости. Таблица оптимизации по износостойкости
кроме x1, x2 и содержит суммы удельных давлений 1 и 2
в крайних точках А1 и А2 активной линии зацепления (рис.
8.9).
154
Рис. 8.9
В процессе решения задачи оптимизации следует построить графики 1 1 (x1 ) и 2 2 (x1 ) и в их пересечении найти
x1опт. Из графика (рис. 8.10) следует, что для приведенного примера из условия оптимальной износостойкости следует принять x1 = 0,55.
Рис. 8.10
После анализа распечаток и выбора коэффициента смещения шестерни программу необходимо прервать, запустить заново и
155
в нужном месте ввести оптимальный коэффициент смещения. В дальнейшем рассчитываются все геометрические параметры, необходимые для построения картины эвольвентного зацепления, а также данные для построения диаграмм и контрольные параметры.
На рис. 8.11 приведена распечатка параметров зацепления. Ее необходимо дополнить колонкой с обозначениями параметров и анализом. Анализ по п. 1 должен иметь вывод, что принятый коэффициент смещения шестерни находится в пределах x1min, рассчитанного машиной, и x1max, найденного студентом при оптимизации по изгибной прочности.
Рис. 8.11
156
По пп. 6 и 7 следует констатировать, что угол зацепленияw > = 20˚ и межосевое расстояние aw больше делительно-
го межосевого расстояния a, что свидетельствует о повышении контактной прочности положительного зацепления по сравнению с нулевым. Толщины зубьев по вершинам (пп. 27 и 28) должны быть больше 0,25m из условия незаострения, коэффициент перекрытия (п. 35) должен быть больше минимально допустимого (1,2) из условия непрерывности зацепления.
В распечатке на рис 8.12 приведены данные к построению диаграмм удельного скольжения и коэффициента давления, а также длины линии зацепления и активной линии зацепления.
Рис. 8.12
8.12.Построение картины эвольвентного цилиндрического зацепления
Картину эвольвентного зацепления на листе 3 (рис. 8.13)
строят на листе формата А2 с высотой зуба не менее 50 мм. Построения ведут в следующей последовательности:
157
1.На поле чертежа изображают точку О1 — центр вращения шестерни.
2.В вертикальном или наклонном положении проводят
межосевую линию О1О2 в стандартном масштабе (М2:1, М2,5:1, М4:1, М5:1), выбираемом по высоте зуба. Так, при высоте h = 12,86 мм следует принимать масштаб М4:1. Точка
О2 может быть вынесена за пределы листа. На рис. 8.13 линия зацепления и оси диаграмм расположены горизонтально.
3.Вычерчивают основные окружности радиусами rb1 и rb2, которые не пересекаются друг с другом.
4.Проводят общую касательную к обеим основным
окружностям. Расстояние между точками касания В1В2 — линию зацепления g — проконтролировать линейкой.
5.Точкой пересечения межосевой линии и линии зацепления будет W — полюс зацепления.
6.Радиусами О1W и О2W проводят начальные окружности, перекатывающиеся друг по другу без скольжения. Начальные радиусы rw1 и rw2 следует проконтролировать линейкой.
7.Строят две эвольвенты окружности с их касанием в полюсе зацепления W одним из способов: графическим построением или по компьютерным распечаткам. По графическому способу для
построения эвольвенты колеса Э2 отрезок линии зацепления WB2 (производящую прямую) делят на 5 равных отрезков и выполняют действия, имитирующие перекатывание его по основной окружности. На основную окружность циркулем переносят за-
сечку, ближайшую к точке B2, и из нее проводят касательную, на которой откладывают 4 отрезка. Затем на основную окружность сносят вторую засечку, проводят вторую касательную, на которой откладывают 3 отрезка и т.д. Соединяя точки плавной кри-
вой, получают эвольвентный профиль ножки зуба. Для получе-
ния профиля головки зуба участок WB2 продляют на один отрезок, сносят его на основную окружность, проводят касательную и откладывают на ней 6 отрезков.
8.Полученную эвольвенту ограничивают, проводя окруж-
ности вершин, впадин и дугу переходной кривой радиуса ρf. По начальной окружности от полюса зацепления W откладывают начальную толщину зуба sw2, делят ее пополам и соеди-
158