Общие сведения о зубчатых передачах. Характер и причины отказов зубчатых передач.

В зубчатой передаче движение передают с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней, большее — колесом. Термин "зубчатое колесо" относят как к шестерне, так и к колесу.

Достоинства зубчатых передач:

1. Относительно малые размеры и масса зубчатых колес при высокой нагрузочной способности и надежности.

2. Высокий КПД (97 – 98 %).

3. Возможность использования зубчатых передач в большом диапазоне нагрузок (окружные силы от близких к нулю в приборных механизмах до ~ 1000 кН в приводах прокатных станов).

4. Возможность применения в широком диапазоне скоростей (окружные скорости от близких к нулю в системах перемещения телескопов до 250 м/с в приводе несущего винта вертолета).

5. Сравнительно малые нагрузки на валы и подшипники.

6. Постоянство среднего значения передаточного числа.

7. Простота обслуживания.

Недостатки:

1. Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.

2. Шум при работе передачи. Шум обусловлен переменным значением мгновенного передаточного числа в пределах одного оборота.

Зубья колес получают нарезанием или накатыванием

Зубчатые передачи применяют в широком диапазоне областей и условий работы: часы и приборы, коробки передач автомобилей, тракторов, других транспортных и дорожно-строительных машин, механизмы подъема и поворота кранов, коробки скоростей станков, приводы прокатных станов, конвейеров и многое другое.

Зубчатые передачи подразделяют по геометрическим параметрам на цилиндрические с внешним или внутренним зацеплением и конические.

Причиной отказа зубчатых передач:

1)усталостное выкрашивание от контактных напряжений.Является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передач. Зубья таких передач разделены тонким слоем масла, устраняющим механический контакт. При этом износ зубьев мал. Передача работает длительное время, до появления усталости в поверхностных слоях зубьев появляются небольшие углубления напоминающие оспинки, которые растут и превращаются в раковины.

2)абразивный износ является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. У изношенной передачи увеличиваются зазоры в зацеплении, появляется шум, возрастают динамические нагрузки, в то же время прочность изношенного зуба понижается в следствии уменьшения площади его поперечного сечения. Это приводит к поломке зуба.

3)заедание наблюдается преимущественно в высоконагруженных и высокоскоростных передачах. В месте соприкасания зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения.

4)пластические сдвиги - у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес выполненных из мягкой стали. При перенагрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения. В результате у зубьев ведомого колеса образуется хребет, а ведущего соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев.

5)Отслаиваие твердого поверхностного слоя зубьев подвергнутых поверхностному упрочнению. Этот вид разрушения наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки, когда внутренние напряжения не сняты отпуском или когда хрупкая корка зубьев не имеет под собой достаточно прочной сердцевины. Отслаивание способствует перенагрузке.

6) поломка зубьев связана с напряжениями изгиба. НА ПРАКТИКЕ НАБЛЮДАЕТСЯ выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают 2 вида поломки зубьев:

поломка от больших перенагрузок ударного или даже статического действия;

усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы.

16 .Цилиндрические зубчатые передачи. Силы в зацеплении. Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых передач. Понятия об эквивалентном колесе.

Цилиндрические передачи с внешним зацеплением (рис. 35). Шестерня в понижающей передаче является ведущим элементом и всем ее параметрам присваивают индекс 1. Например, частота вращения n₁, мин^–1, число зубьев z₁. Параметры ведомого элемента пары — колеса имеют индекс 2: n_2, z₂.

Линии пересечения боковых поверхностей зубьев с любой круговой цилиндрической поверхностью, соосной с начальной, называют линиями зубьев. Если линии зубьев параллельны оси зубчатого колеса, то его называют прямозубым (рис. 35,а).Если эти линии винтовые постоянного шага, то зубчатое колесо называют косозубым (рис. 35,б).С увеличением угла βнаклона зуба повышается нагрузочная способность передачи, но возрастает осевая сила, действующая на валы и опоры. Обычно β = 8...18°.

Рисунок 35 – Цилиндрические передачи с внешним зацеплением

Разновидность косозубых зубчатых колес — шевронные колеса: без канавки (рис. 35,в)и с канавкой для выхода инструмента (рис. 35,г).Вследствие противоположного направления зубьев на полушевронах осевые силы взаимно уравновешены на колесе и не нагружают опоры. Обычно β= 25...40°.

Точку W касания начальных окружностей d_w1 шестерни и d_w2 колеса называют полюсом зацепления.

Для простоты изложения будем рассматривать передачи без смещения, для зубчатых колес которых диаметры d_w начальные и d делительные совпадают: d₁ = d_w1, d₂ = d_w2. Однако в обозначении межосевого расстояния для общности изложения индекс w сохраним: a_w.

Расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев, измеренное в сечении, нормальном линиям зубьев, называют нормальным шагом р. Отношение р/π называют модулем:

,

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Модуль измеряют в мм и назначают из стандартного ряда:... 2; 2,5; 3; 4....

Запишем основные параметры зубчатой передачи через параметры зубчатых колес:

– передаточное число с учетом того, что d = mz:

,

– межосевое расстояние:

,

Значения a_w принимают из ряда предпочтительных чисел Ra 40.

Обычно ширина b₂ зубчатого колеса меньше ширины шестерни. В расчетах используют отношение ψ _ba,которое называют коэффициентом ширины:

,

Значения ψ _ba стандартизованы: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8. Для коробок передач с целью уменьшения размеров в направлении осей валов применяют узкие колеса ψ _ba = 0,1 – 0,2; для редукторов – широкие колеса: ψ _ba = 0,315 – 0,63.

Рисунок 36 – Цилиндрическая передача с внутренним зацеплением

Цилиндрические передачи с внутренним зацеплением (рис. 36). В этом случае межосевое расстояние:

,

Силы в цилиндрическом зубчатом зацеплении. Силы взаимодействия зубьев принято определять в полюсе зацепления. Распределенную по контактной площадке нагрузку q в зацеплении заменяют равнодействующей F_n, нормальной к поверхности зуба.

Рисунок 37 – Силы, действующие в зацеплении

Для расчета валов и опор силу F_n удобно представить в виде составляющих (рис. 37): F_t, F_a, F_r.

Окружная сила:

,

Осевая сила:

,

На ведомом колесе направление окружной силы F_t совпадает с направлением вращения, на ведущем – противоположно ему.

Осевая сила параллельна оси колеса. Направление вектора F_a зависит от направления вращения колеса и направления линии зуба.

Радиальная сила (см. сечение А–А):

,

где Т – вращающий момент на зубчатом колесе, Н·м;

d – делительный диаметр колеса, мм;

β – угол наклона зуба;

a_w = 20 ° – угол зацепления.

Векторы радиальных сил у колес с внешним зацеплением направлены к оси, а у колес с внутренним зацеплением – от оси зубчатого колеса.

Особенности геометрии и условий работы косозубых зубчатых передач. Зубья косозубых цилиндрических колес нарезают тем же инструментом, что и прямозубых. Ось червячной фрезы составляет с торцовой плоскостью колеса угол β (рис. 38). При нарезании фрезу перемещают по направлению зубьев колеса. Поэтому в нормальной к направлению зуба плоскости все его размеры – стандартные.

Рисунок 38 – Особенности косозубых колес

У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы β наклона линий зубьев равны, но противоположны по направлению. Если не предъявляют специальных требований, то колеса нарезают с правым направлением зуба, а шестерни — с левым.

У косозубого колеса (рис. 38) расстояние между зубьями можно измерить в торцовом, или окружном, (t – t) и нормальном (п – п) направлениях. В первом случае получают окружной шаг р , во втором – нормальный шаг р. Различны в этих направлениях и модули зацепления:

,

где т и т – окружной и нормальный модули зубьев.

Согласно рис. 38:

,

Следовательно:

,

где β – угол наклона зуба на делительном цилиндре.

Нормальный модуль должен соответствовать стандарту.

В торцовой плоскости t — t косозубое колесо можно рассматривать как прямозубое с модулем т, и углом зацепления :

,

Для колеса без смещения делительный d и начальный d_w диаметры

,

Помимо торцового перекрытия в косозубых передачах обеспечено и осевое перекрытие. Коэффициент осевого перекрытия:

,

где р_х – осевой шаг, равный расстоянию между одноименными точками двух смежных зубьев, измеренному в направлении оси зубчатого колеса (рис. 38).

Контактные напряжения при прочих равных условиях в косозубом зацеплении меньше по значению, чем в прямозубом.

Понятие об эквивалентном колесе. Как отмечалось, профиль косого зуба в нормальном сечении п – п (рис. 38) совпадает с профилем прямозубого колеса. Расчет косозубых колес ведут, используя параметры эквивалентного прямозубого колеса: т – модуль; z_v– число зубьев.

Профиль зуба в этом сечении совпадает с профилем условного прямозубого колеса, называемого эквивалентным, (рис. 39) делительный диаметр d_v которого d_v = m_nz_v.

Рисунок 39 – Поперечное сечение косозубого колеса

Эквивалентное число зубьев:

,

где z – действительное число зубьев косозубого колеса.

С увеличением угла β наклона линии зуба эквивалентные параметры возрастают, способствуя повышению прочности передачи.