755
.pdfСамостоятельныеработы
В экзаменационныебилеты входитряд задачпоэвольвентному зубчатому зацеплению.
Самостоятельнаяработа№1 Вычерчиваниеэвольвентыокружности
Построениеэвольвенты–один изэлементов курсовогопроекта. Ееможнопостроитьпоаналитическимданным, см. [2]. Ниже рассмотрено графическое решение. По модулю m, числу зубьев z и стандартному углу профиля режущего инструмента = 20° диаметр основной окружности db определяютпоформуле (10.8). Именно этот параметр определяет форму эвольвенты. Вычерчивают основной диаметр в выбранном студентом масштабе d, мм/мм:
d |
|
db |
, |
(10.23) |
|
||||
|
|
db |
|
где db – отрезок, изображающий величину db, мм. Эвольвенту следует строить по четырем точкам. Первая
точка эвольвенты М находится на основной окружности (рис. 10.11). Для имитации перекатывания угол МОВ4 принимают равным 60° и делят его на четыре равныечасти с интервалом 15°.ВточкиВ1,В2,В3 иВ4източкиОпроводятрадиусныепрямые ОВ1, ОВ2, ОВ3 и ОВ4 и к ним – перпендикуляры, являющиеся касательными к основной окружности. На касательных откладывают отрезки, равные соответственно МВ1, 2МВ1, 3МВ1 и 4МВ1.Полученныеточкисоединяют плавнойкривой –эвольвен- той. Часть ееслужит профилем зуба. Эвольвентуограничивают:
–сверху – окружностью вершин диаметром da – формула
(10.9);
–снизу – окружностью впадин диаметром df – формула
(10.10);
–посередине профиля зуба – осью симметрии;
–переход от эвольвенты к окружности впадин осуществляют
дугой переходной окружности радиусом f = 0,4m.
Для определения положения оси симметрии зуба вычерчивают делительную окружность диаметром d – формула (10.6), – и по ней откладывают половину делительной толщины зуба:
131
s |
0,5 0,5 m 2xmtg . |
(10.24) |
|
2 |
|||
|
|
Полученную засечку соединяют с центром О окружностей, получая ось симметрии зуба (см. рис. 10.11). Вторую половину профиляполучают,вычерчиваясимметричныйполупрофиль.Для повышения точности эвольвенты вводят дополнительную окружность произвольного радиуса ry приблизительнопосередине междуокружностями вершин иделительной, на которой измеряют и откладывают толщину sy. Профиль ножки зуба между эвольвентой и окружностью впадин формируется переходной кривой.Ширинавпадинымеждузубьямиподелительнойокружности:
e = p – s = m – s. |
(10.25) |
S |
|
B3 |
|
M |
|
||
B2 |
B4 |
||
B1 |
|||
r |
|
rf |
|
ry |
|
||
|
rb |
||
|
|
||
|
|
ra |
|
|
O |
|
Рис. 10.11. Построение эвольвентного профиля зуба
Пример 10.1. Вычертить в масштабе эвольвенту и профиль одногозуба. Рассчитать d, db, da, df, p, s, e. Угол профиля = 20°.
Коэффициентвысотыголовкизуба ha =1.Коэффициентрадиального зазора c*= 0,25. Коэффициент радиуса переходной кривой
f = 0,4. Исходные данные: модуль m = 6 мм; число зубьев
132
колеса z = 12; коэффициент смещения x = + 0,5; коэффициент уравнительного смещения y = 0,07.
Решение. Делительный диаметр d = 6·12 = 72 мм.
Основной диаметр db = 6·12·cos20° = 67,66 мм.
Диаметр окружности вершин da = 6(12 + 2 + 2·0,5 – 2·0,07) = = 89,16 мм.
Диаметр окружности впадин df = 6(12 – 2,5 + 2·0,5) = 63 мм. Делительная толщина зуба s = 0,5 ·6 + 2·0,5·6·tg20° =
= 11,61 мм.
Шаг зубчатого колеса p = m = ·6 = 18,85 мм. Делительная ширина впадины e = 18,85 – 11,61 = 7,24 мм. Радиус переходной кривой f = 0,4·6 = 2,4 мм.
Выполняем построения в соответствии с вышеизложенными рекомендациямивмасштабе.Графическоерешениезадачипредставлено на рис. 10.11.
Самостоятельнаяработа№ 2 Геометриянулевого зубчатогоколеса
Исходные данные для расчета геометрии содержат модуль m и число зубьев z, а также параметры нормального исходного контура: = 20°; ha = 1; с* = 0,25. Рассчитывают следующие геометрические параметры: делительный диаметр d – формула (10.6), основной диаметр db – формула (10.8), диаметр окружности вершин при отсутствии смещения:
da = m (z + 2), |
(10.26) |
диаметр окружности впадин: |
|
df = m (z – 2,5), |
(10.27) |
шаг колеса p – формула (10.2), делительную толщину зуба s – формула (10.1), высоту головки зуба ha, ножки зуба hf, полную высоту зуба h:
ha = m; hf = 1,25m; h = 2,25m. |
(10.28) |
Геометрические параметры зубчатого колеса показаны на рис.10.12.
133
Рис. 10.12. Геометрия зубчатого колеса
Самостоятельнаяработа№ 3 Геометриянулевогоравносмещенногозацепления
Вравносмещенномзацеплении числозубьев шестерни z1 < 17
идля устранения подрезания ножки зуба требуется выполнить
положительноесмещениешестернискоэффициентомх1,рассчитанным по формуле
х1 = (17 – z1)/17.
Коэффициентсмещенияколесавтакомзацеплениипринимают:
x2 = – x1,
а коэффициенты y = 0 и y = 0. Диаметры вершин:
da = m (z + 2 + 2x). |
(10.29) |
Диаметры впадин определяют по формуле (10.10), делительное межосевое расстояние – по формуле (10.13), межосевое расстояние aw = a, угол зацепления w = = 20°, коэффициент перекрытия определяют по формуле (10.21), передаточное отношение i12 = – z2 /z1.
134
Самостоятельнаяработа№ 4 Геометрияположительногозацепления
В положительном зацеплении устраняется подрезание зубьев шестерни, улучшаются многие качественные показатели и может быть обеспечено его вписывание в стандартное межосевое расстояние. Делительное межосевое расстояние а – формула (10.13) – меньше заданного стандартного межосевого расстояния aw, которое можнообеспечить при коэффициенте воспринимаемого смещения, определяемом по формуле (10.14). При этом угол зацепления определяют из формулы (10.11):
|
|
a |
|
|
|
w arccos |
|
|
cos |
|
(10.30) |
|
|||||
|
|
. |
|||
|
aw |
|
|
|
Коэффициентсуммысмещенийопределяютизформулы(10.11) с использованием тригонометрической функции инволюты (см. прил.Б):
x |
|
inv w inv z1 z2 . |
(10.31) |
|
|
|
2tg |
|
|
|
|
|
Коэффициент уравнительного смещения y определяют по формуле (10.15), а х разбивают на х1 и х2, используя табл. 10.2.
Таблица 10.2
Рекомендуемые коэффициенты смещения инструмента
|
|
|
|
|
|
z2 |
|
|
|
|
Цель |
||
z1 |
34 |
42 |
50 |
65 |
80 |
||||||||
смещения |
|||||||||||||
|
х1 |
х2 |
х1 |
х2 |
х1 |
|
х2 |
х1 |
х2 |
х1 |
х2 |
||
12 |
0,30 |
1,03 |
0,30 |
1,30 |
0,30 |
|
1,43 |
0,30 |
1,69 |
0,30 |
1,96 |
К |
|
0,76 |
0,22 |
0,75 |
0,21 |
0,58 |
|
0,16 |
0,55 |
0,35 |
0,54 |
0,54 |
И |
||
|
0,60 |
0,53 |
0,63 |
0,67 |
0,63 |
|
0,77 |
0,64 |
1,00 |
0,65 |
1,18 |
З |
|
15 |
0,13 |
1,42 |
0,20 |
1,53 |
0,25 |
|
1,65 |
0,26 |
1,87 |
0,30 |
2,14 |
К |
|
0,83 |
0,34 |
0,92 |
0,32 |
0,97 |
|
0,31 |
0,80 |
0,04 |
0,73 |
0,15 |
И |
||
|
0,63 |
0,72 |
0,68 |
0,88 |
0,66 |
|
1,02 |
0,67 |
1,22 |
0,67 |
1,36 |
З |
|
18 |
0,30 |
0,30 |
0,29 |
1,48 |
0,32 |
|
1,63 |
0,41 |
1,89 |
0,48 |
2,08 |
К |
|
0,93 |
0,37 |
1,02 |
0,36 |
1,05 |
|
0,36 |
1,10 |
0,40 |
1,14 |
0,40 |
И |
||
|
0,67 |
0,82 |
0,68 |
0,94 |
0,70 |
|
1,11 |
0,71 |
1,35 |
0,71 |
1,61 |
З |
Примечание. Буквами обозначены цели смещения: максимальное повыше-
ние
К – контактной прочности; И – изгибной прочности;
З – износостойкости (снижение склонности к заеданию).
135
Пример 10.2. Рассчитать параметры эвольвентного цилин-
дрического положительногозацепления: i12, a, y, w, x , y, x1, x2 по следующим исходным данным: m = 12 мм; z1 = 13; z2 = 47;
aw = 370 мм. Коэффициенты смещения выбрать из условия вписывания в стандартное межосевое расстояние и повышения одного из критериев: изгибная прочность, износостойкость.
Решение. Делительное межосевое расстояние
a = 0,5m(z1 + z2) = 0,5·2·(13 + 47) = 360 мм.
Коэффициентвоспринимаемогосмещения
y aw a 370 360 0,83.
|
|
m |
12 |
|
|
|
|
|
||||
|
Уголзацепления |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
360 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
w arccos |
|
cos20 |
|
23,89 |
|
23 53 . |
||||
|
|
|
||||||||||
|
|
370 |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Коэффициент суммы смещений |
|
|
|
|
|
|
|||||
x |
(inv23,89 inv20 )(13 47) |
|
(0,025948 0,014904) 60 |
0,91. |
||||||||
|
|
|||||||||||
|
|
2tg20 |
|
|
|
|
|
2 0,364 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
В табл. 10.2 при z1 = 12 и z2 = 42 ближайшая сумма смещений x = x1 + x2 = 0,75 + 0,21 = 0,96 соответствует максимальному повышениюизгибнойпрочности(И).Принимаемтабличноезначение x1 = 0,75, а смещение колеса как разность x2 = x – x1 = = 0,91 –0,75 =0,16.
Коэффициент уравнительногосмещения –формула (10.15):
y = x – y = 0,91 – 0,83 = 0,08.
Основной диаметр шестерни – формула (10.8): db1 = mz1cos = 12·13cos 20° = 146,59 мм.
Диаметр вершин шестерни – формула (10.9):
da1=m(z1+2+2x1 –2 y)=12(13+2+2·0,75–2·0,08) = 196,08 мм.
Проверяем зубья шестерни на заострение. Угол профиля по окружности вершин – формула (10.20):
a1 arccosdb1 arccos146,59 41,62 41 37 . da1 196,08
Толщина зуба шестерни по окружности вершин – формула
(10.19):
136
|
0,5 2x1 tg |
|
|
|
|
|
|
||
|
||||
sa1 da1 |
z1 |
inv inv a |
||
|
|
|
|
0,5 2 0,75tg20 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
196,08 |
|
|
0,16201 0,014904 |
|
3,08мм. |
|
|
||||
|
13 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Заострения не будет, так как [sа] = 0,25m = 0,25·12 = 3 мм. Передаточное отношение i12 = –47/13 = –3,62.
Самостоятельнаяработа№ 5 Выборкоэффициентовсмещенияпоблокирующемуконтуру
Блокирующие контуры, ограниченные линиями, рассчитаннымипоуравнениямэвольвентыдляразличныхсочетанийчисел зубьевколес,позволяютвыбратькоэффициентысмещения,обес-
печивающие проектирование оптимальной по смещению передачи, у которой зубья не будут подрезаны или заострены, а сама передача будет иметь непрерывное зацепление без заклинивания и с высокими качественными характеристиками. Следует помнить, что
–смещение эффективно для шестерни и малоэффективно для колеса;
–изгибная прочность максимально повышается при максимальном смещении, но при условии отсутствия заострения;
–максимальная контактная прочность обеспечивается при максимальной сумме смещений шестерни и колеса, которая приводиткповышениюуглазацепления w имежосевогорассто-
яния aw.
Пример 10.3. Пользуясь блокирующим контуром для зубчатой передачи с числами зубьев z1 и z2, определить смещения рейкиx1 их2,позволяющиеобеспечитькоэффициентперекрытия не менее = 1,2 и толщину головок зубьев шестерни не менее sa1 = 0,25m. Оценить выбранную точкупокритериямизгибной и
контактной прочности. Рассчитать: i12, a, y, aw, x , y, x1, x2.
Исходные данные: m = 6 мм; z1 = 15; z2 = 36.
Решение. Блокирующий контур с z1/z2 = 15/36 в стандарте
(прил. В) отсутствует. Принимаем контур с ближайшими меньшимиz1/z2 =12/31(рис. 10.13).На обоихкоординатныхосях откладываем x = x = 1,2 и соединяем полученные точки прямой, на которой находим решение. Точки на контуре необходимо
137
выбирать внутри треу- |
|
x1min |
z |
|
|
гольника, ограниченно- x2 |
|
|
|||
го смещениями x1 0,3; |
|
|
z1 |
|
|
x2 = 0 и линией = 1,2. |
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
||
Задача имеет два реше- |
|
|
|
|
|
ния: |
|
|
|
Sa1 |
m |
а) x1 = 0,3; x2 = 0,9; |
|
|
|
|
|
x =1,2; |
|
а |
б |
|
|
б) x1 = 0,4; x2 = 0,8; |
|
|
Sa1 |
m |
|
x = 1,2. |
|
|
|
||
Оба варианта прак- |
|
|
|
|
|
тически равноценны, |
|
|
|
|
|
они соответствуют мак- |
|
|
|
|
|
симальной контактной |
|
|
|
|
|
прочности, так какиме- |
|
|
|
x1 |
|
ют близкую к максиму- |
|
|
|
||
му сумму смещений x . |
|
|
|
|
|
Рекомендации табл. |
|
|
|
|
|
10.2приz1/z2 = 12/34(x1 = |
|
|
|
|
|
= 0,3; x2 = 1,03) имеют |
|
|
|
|
|
близкие значения и так- |
|
|
|
|
|
же соответствуют мак- |
|
|
x2min |
|
|
симальной |
контактной |
|
|
|
|
прочности. |
Принимаем |
Рис. 10.13. Блокирующий контур |
|||
вариант с x1 = 0,4 и x2 = 0,8, так как повышение положительного |
|||||
смещения болееэффективновлияет на качественные показатели |
|||||
шестерни, а для колеса смещениемалоэффективно. Делительное |
|||||
межосевое расстояние – формула (10.13): |
|
|
|||
|
a = 0,5·6·(15 + 36) = 153 мм. |
|
|
||
Угол зацепления определяем по инволюте – формула (10.11): |
inv w inv20 2(0,4 0,8) tg20 0,032033; 15 36
w 25 32 25,53 .
Межосевое расстояние – формула (10.12):
aw = 153cos 20°/cos 25,53° = 159,38 мм.
Коэффициентвоспринимаемогосмещения–формула (10.14): y = (159,38 – 153)/6 = 1,06.
138
Коэффициент уравнительногосмещения –формула (10.15): |
|||
y = 0,4 + 0,8 – 1,06 = 0,14. |
|
|
|
Передаточное отношение – формула (10.17): |
|
|
|
i12 = –36/15 = –2,4. |
|
|
|
Пример 10.4. Пользуясь блокирующим контуром для зубча- |
|||
той передачи с числами зубьев z1 и z2 и суммарным смещением |
|||
x ,определитьсмещениях1 их2,позволяющиеполучить:толщину |
|||
головок зубьев шестерни не менее sa1 = 0,25m; коэффициент |
|||
перекрытия не менее = 1,2; отсутствие подрезания. Рассчи- |
|||
тать: i12, d1, d2, a, df1, df2, aw. Исходные данные: m = 6 мм; z1 = 13; |
|||
z2 = 34, коэффициент суммы смещений x = 1,0. |
|
|
|
Решение. Блокирующий контурсz1/z2 =13/34в стандарте(см. |
|||
прил. В) отсутствует. Принимаем контур с ближайшими |
|||
меньшими z1/z2 = 12/31 |
x1min |
|
|
(рис. 10.14). На обеих x2 |
z |
|
|
координатных осях от- |
|
z21 |
|
кладываемx=x =1,0и |
|
|
|
соединяем полученные |
|
|
|
точки прямой, на кото- |
|
Sa1 |
m |
рой находим решение. |
|
|
|
Точки на контуренеоб- |
а |
|
|
ходимовыбирать внут- |
Sa1 |
m |
|
ри треугольника, огра- |
б |
||
ниченногосмещениями |
в |
|
|
x1 0,3; x2 =0и линией |
г |
|
|
= 1,2. Задача имеет |
|
|
|
четыре решения: |
|
|
|
а) x1 = 0,3; x2 = 0,7; |
|
|
x1 |
б) x1 = 0,4; x2 = 0,6; |
|
|
|
в) x1 = 0,5; x2 = 0,5; |
|
|
|
г) x1 = 0,6; x2 = 0,4. |
|
|
|
Контактная проч- |
|
|
|
ность во всех вариан- |
|
|
|
|
|
|
|
тах будет одинаковой, |
|
|
|
так как она зависит от |
|
x2min |
|
суммы смещений. Из- |
|
|
|
гибная прочность с |
Рис. 10.14. Выбор коэффициентов |
|
|
увеличением х1 повы- |
смещения |
|
|
|
|
|
139 |
шается. Принимаем вариант с x1 = 0,6 и x2 = 0,4 из условия максимальной изгибной прочности. Геометрические параметры определяют по формулам, использовавшимся в предыдущих примерах.
Лабораторная работа № 11 Нарезание зубчатых колес червячной фрезой
Цель работы: освоение методики нарезания эвольвентных зубчатых колес модульной червячной фрезой методом огибания; выполнение кинематических и геометрических расчетов зубчатых и червячных передач; измерение контрольных параметров.
Оборудование: лабораторная установка ТММ-СГУПС для нарезанияэвольвентныхзубчатыхколесчервячнойфрезой,штангенциркуль,штангензубомер.
11.1. Краткие теоретические сведения
11.1.1. Общие положения
Зубчатые колеса изготовляют двумя основными способами: копированием и огибанием. Основные положения изложены в лаб. работе № 10, где описано моделирование процесса изготовления зубчатого колеса методом огибания (обкатки) инструментальной рейкой на лабораторной установке ТММ-42. Из многих технологий изготовления наиболее высокопроизводительной является нарезание зубчатых колес методом огибания модульной червячной фрезой.
11.1.2. Кинематические соотношения
Основные сведения по кинематике зубчатой передачи изложены в лаб. работе № 7. Передаточное отношение зубчатой передачи:
i |
|
z2 |
, |
(11.1) |
|
||||
12 |
|
z1 |
||
|
|
|
где z2 – число зубьев ведомого колеса, которое в индексе i стоит на втором месте; z1 – число зубьев ведущего колеса; в червячной передаче z1 – число заходов червяка.
Общее передаточное отношение последовательно расположенных зубчатых передач равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней:
140