Материал: Бурлака, Кучеренко, Мазоренко, Тищенко, Основы теории механизмов и машин

и долговечность – на 200% при тех же габаритах и материалах зубчатых колес.

Поэтому, коэффициенты смещения выбираются для пары зубчатых колес, которая будет работать в зацеплении.

Для выбора коэффициентов смещения используются табличные методы и метод блокировочных контуров.

В табличных методах 6 для каждого сочетания числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 приводятся оптимальные, с точки зрения разработчиков таблиц,

колес в прямоугольной системе координат, оси которой

существования передачи, а также тех или иных ее особенностей (рис. 5.29).

Линии 1 и 2 ограничивают границы существования передачи, за которыми на профиль зуба ножки колеса накладывается профиль головки зуба шестерни, возникает так называемая интерференция зубьев, а в реальном механизме произойдет заклинивание передачи. Линии 3 и 4 – то же явление на ножке зуба шестерни. Линия 5 – коэффициент торцевого перекрытия1. Запрещенные зоны изменения коэффициентов смещения х1 и х2 заштрихованы.

Рис. 5.29.

Кроме того в средине контура нанесены

подрезания ножки зуба шестерни х1min и колеса х2min. За пределы ограничительных линий конструктор при выборе коэффициентов смещения может выходить.

В средине контура также нанесены: линия коэффициентов смещения, при которых выравниваются удельные скорости скольжения зубьев на начальных окружностях зубчатых колес 1 2 ; линии аа и бб коэффициентов смещения, при которых обеспечивается равная прочность зубьев, если материал и термическая обработка обоих колес одинаковы. Линия аа отвечает случаю, когда ведущей является шестерня, а линия бб – колесо.

Коэффициенты смещения по блокировочному контуру выбираются непосредственно конструктором исходя из условий роботы зубчатой передачи.

202Лекция 11

5.10.Определение основных геометрических размеров зубчатой передачи

Взависимости от величин смещения каждого колеса можно получить три типа передач, отличающихся расположением начальных и делительных окружностей.

В нулевой передаче х1 0, х2 0 , как уже отмечалось выше, начальные и делительные окружности

расстояние равно суме делительных радиусов Aw r1 r2.

Такая передача может быть спроектирована только в случае, если z1 17 и z2 17. Формулы для определения основных размеров нулевых зубчатых колес были приведены в разделе 5.3.

Равносмещенная передача х1 х2 , т.е.

коэффициенты смещения равны по величине, но для шестерни – положительный, а для колеса –

делительных радиусов Aw r1 r2. Толщины зубьев на делительных окружностях разные, у шестерни – больше половины шага s1>0,5p, у колеса – меньше s1 < 0,5p, но в сумме равны шагу s1 s2 р.

В случае положительной передачи толщина зуба одного из колес больше ширины впадины другого колеса. Следовательно начальные и делительные окружности в такой передаче не могут совпадать, оси колес необходимо раздвинуть (по сравнению с нулевой передачей) до получения зацепления без бокового зазора. При этом межосевое расстояние увеличивается и возрастает угол

зацепления w > 20 .

В случае отрицательной передачи толщина зуба одного из колес меньше ширины впадины другого колеса. Следовательно начальные и делительные окружности в такой передаче так же не могут совпадать. Для получения зацепления без бокового зазора межосевое расстояние должно быть уменьшено и соответственно уменьшится

угол зацепления w < 20 .

Таким образом, для определения основных размеров зубчатого зацепления необходимо задать: модуль зубчатых колес m; числа зубьев z1 и z2 ; коэффициенты смещения х1 и х2. При определении основных размеров зубчатого зацепления необходимо придерживаться следующего порядка.

1.Шаг зацепления на делительной окружности: p m.

2.Радиусы делительных окружностей:

3.Радиусы основных окружностей:

rb1 r1 cos 0 ; rb2 r2 cos 0 . 4. Угол зацепления:

inv w inv 0 2 x1 x2 tg 0 , z1 z2

Приведенные формулы справедливы для колес, нарезанных инструментом реечного типа (гребенкой, червячной фрезой).