глава ДРУГИЕ ВИДЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Винтовыми называются передачи, состоящие из двух цилиндрических косозубых колес с перекрещивающимися осями (рис. 7.1). В этих передачах чаще всего угол перекрещивания валов составляет 90°, а поэтому контакт взаимодействующей пары зубьев теоретически происходит в точке (по небольшому пятну). Несущая способность этих передач невелика, и они не способны передавать существенные мощности. Чаще всего они используются в качестве кинематической пары в приборах: в автомобилестроении ими осуществлялись приводы спидометров. Работают передачи плавно, но с большим скольжением, поэтому требуется хорошая смазка; колеса иногда делаются из разнообразных материалов.

Геометрические и кинематические соотношения.

На рис. 7.2,а представлена схема взаимодействия ортогональной конструкции передачи, в которой сумма углов косозубости Р, + Р2 = 90°. Шестерня с числом зубьев Z и диаметром d, показана сверху, а колесо, имеющее соответственно ц и d2, — под шестерней. Ось вращения шестерни

Винтовая передача

Рис. 7.1. Винтовая передача

Геометрические соотношения в Битовой передаче

Рис. 7.2. Геометрические соотношения в Битовой передаче:

e-Р | + Р; = 90е; б-Р, + р> * 90° изображена штрихпунктирной линией, а колеса — сплошной. Соответствующие углы косозубости р|И р2 — для шестерни и колеса.

Диаметры начальных окружностей колес

Межосевое расстояние

Передаточное число

Выразив Z и z2 через диаметры колес, получаем

Таким образом, передаточное число не только определяется отношением диаметров, но также зависит от сомножителя tg Р,.

Если колеса нарезаны эвольвентным профилем зубьев, то соответствующие радиусы кривизны для контактирующих поверхностей Pi =^sina/(2cos2p|) и р2 = 2sina/(2cos2p2), а приведенный радиус кривизны

КПД передачи существенно зависит от соотношения углов косозубости. Наибольшее значение КПД получается при р, * р2 (вернее, если Р, = 45°- (р/2 и р2~45°+ (р/2, где

d2.

Если винтовая передача не ортогональная (рис. 1.2,6), то р, + р2 * *90°, а значит w = d2cosp2/(*/|COsp|) остается без преобразования, так как cosp2 * sinp,.

Силовые соотношения.

Силы нормальной нагрузки выражаются через окружные тангенциальные силы Fn и Ft2:

Соответственно можно записать, введя моменты на колесах,

По аналогии с косозубыми колесами определяются осевые и радиальные усилия.

Расчет контактной выносливости делается по формуле Герца для случая точечного взаимодействия зубьев:

где Епр — модуль Юнга, зависящий от материалов контактирующих колес.

В формуле (7.5) нормальная нагрузка Fn выражается в ньютонах, а рпр определяется по формуле (7.3).

Модуль Юнга /Гпр = 2?,,?2/(?| +?2)- Для стали ?= 2,15 • 105 МПа, для бронзы Е ~ (0,9... 1,1) • 105 МПа. Однако чаще материалы колес выбираются из условий износостойкости и скоростей скольжения зубьев в месте контакта, а прочностные расчеты вообще не делаются.

 
Посмотреть оригинал
< Пред   СОДЕРЖАНИЕ   ОРИГИНАЛ     След >