Двойные косозубые зубчатые колеса (шевроны).

Двойные косозубые зубчатые колеса решают проблему осевого момента. Зубья таких зубчатых колес изготавливаются в виде буквы «V» (либо они получаются стыковкой двух косозубых шестерён со встречным расположением зубьев). Осевые моменты обеих половин такой шестерни взаимно компенсируются, поэтому отпадает необходимость в установке осей и валов в специальные подшипники. Передачи, основанные на таких зубчатых колёсах, обычно называют «шевронными».

Кроме наиболее распространенных, цилиндрических зубчатых колес применяются колёса конической формы. Конические шестерни применяются там, где необходимо передать крутящий момент под определённым углом. Такие конические шестерни с круговым зубом, например, применяются в автомобильных дифференциалах, используемых для передачи момента от двигателя к колёсам.

Зубчатые колёса с внутренним зацеплением. При жёстких ограничениях на габариты, в планетарных механизмах, в шестерённых насосах с внутренним зацеплением, в приводе башни танка, удобно применение колёс с зубчатым венцом, нарезанным с внутренней стороны. Также стоит заметить что вращение ведущего и ведомого колеса направленно в одну сторону.

Реечная передача (кремальера) Реечная передача (кремальера) применяется в тех случаях, когда необходимо преобразовать вращательное движение в поступательное и обратно. Состоит из обычной прямозубого зубчатого колеса и зубчатой планки (рейки).

Рис.5 Реечная передача (кремальера)

Рис. Коронная шестерня — это особый вид зубчатого колеса, зубья которой располагаются на боковой поверхности. Такое зубчатое колесо обычно стыкуется с обычной прямозубой, либо с барабаном из стержней (цевочное колесо), как в башенных часах.

Передачи Новикова и ее модификации.

Технический прогресс в любой области машиностроения связан с серьезными исследованиями, статическая и усталостная прочность является главным критерием, определяющим работоспособность машин.

В силу объективных закономерностей на современном этапе наука развивается с опережением техники, предопределяя перспективы научно-технического прогресса, а разработки новой техники должны опережать развитие производства, обусловливая его постоянное техническое совершенствование.

Наряду с непрерывным совершенствованием эвольвентных зубчатых передач продолжаются исследования по изысканию новых видов зацеплений, обеспечивающих повышенную нагрузочную способность передач или получение других технологических и эксплуатационных преимуществ.

Крупным открытием в этой области явилось создание в 1954 году М.Л.Новиковым зубчатых передач нового типа — теоретически с точечным зацеплением. В простейшем случае зубья одного из колес (обычно шестерни) делаются выпуклыми, расположенными вне начальной окружности, то есть состоящими только из головок, а зубья другого колеса — вогнутыми, лежащими внутри начальной окружности и состоящими лишь из ножек. Таким образом, в передачах М.Л.Новикова и при наружном, и при внутреннем зацеплении обеспечивается контактирование выпуклого и вогнутого профилей.

Геометрические особенности передач с зацеплением Новикова обеспечивают им существенные преимущества по сравнению с эвольвентными передачами.

Вследствие хороших условий смазки передачи Новикова обладают повышенной износостойкостью зубьев и пониженными потерями на трение в зацеплении. Широкого применения в промышленности передачи Новикова, к сожалению, не получили из-за их нетехнологичности, большой трудоемкости при сборке, доводке, приработке.

Эти передачи выполняют только косозубыми (рис. 1. 1). Прямозубыми они быть не могут.

При вращении колес точка контакта двух винтовых линий зубьев перемещается от одного торца колес к другому. Непрерывность зацепления осуществляется вследствие осевого перекрытия зубьев (, см. рис. 1. 1). Поэтому в торцовой плоскости зубья не взаимоогибаемы в отличие от эвольвентного зацепления. Точка контакта не перемещается по высоте профилей зубьев, а перемещается по линии зацепления параллельно полюсной линии . Причем относительное положение профилей в плоскости, проходящей через точку К₀ параллельно торцам, остается неизменным (см. рис.1. 2, угол давления ).

Рис. 1. 1. Цилиндрическая передача с зацеплением Новикова

Под нагрузкой за счет упругой деформации поверхностей зубьев точечный контакт переходит в контакт по площадке, которая движется вдоль линии зуба от одного торца к другому со скоростью качения значительно больше окружной ().

Большой приведенный радиус кривизны при касании выпукло-вогнутых поверхностей и большие скорости качения профилей вдоль зуба способствуют образованию масляной прослойки и повышению нагрузочной способности в 1,3... 1,5 раза по сравнению с косозубыми эвольвентными передачами.

Рис. 1.2. Схемы передач Новикова: а — одна линия зацепления (ОЛЗ); б — две линии зацепления (ДЛЗ)

 

Применяют два вида зацеплений: с одной линией зацепления(|ОЛЗ) и с двумя (ДЛЗ).

В передачах ОЛЗ профили зубьев колес разные, у шестерни — выпуклый, у колеса — вогнутый (рис. 1.2, а)..

В передачах ДЛЗ профили зубьев колес одинаковые. Под нагрузкой одновременно образуются две площадки контакта, но на разных зубьях (в точках К'₀ и ). Нагрузка распределяется между двумя площадками и между двумя зубьями, что повышает нагрузочную способность не только по контактным напряжениям, но и по напряжениям изгиба (по сравнению с эвольвентными в 1,5... 1,7 раза).

Основное применение в настоящее время получили зацепления с ДЛЗ с исходным контуром в нормальном сечении (см. ГОСТ 15023-76). Высота головки зуба =0,9 m, ножки , угол давления = 27°. Он рекомендуется для передач с твердостью материала Н<320НВ, т≤6 мм, 90 м/с.

Для передач с Н>58НRС_Э хорошие результаты показали исходные контуры с пониженной высотой , .

Передачи с зацеплением Новикова чувствительны к изменению межосевого расстояния, которое ведет к уменьшению размеров площадок контакта. Поэтому требуются более жесткие допуски на глубину врезания, межосевое расстояние, более жесткие валы и их опоры.

Указанные недостатки зацепления Новикова устраняются в новой зубчатой передаче Г.П.Гребенюка (патент RU 2057267 C1), содержащей колеса, зубья которых выполнены с головками и межзубовыми впадинами. В поперечном сечении колес радиус кривизны головки зуба равен радиусу кривизны сопрягаемой с ней межзубовой впадины. Колеса выполнены косозубыми. В нормальном сечении зуба профиль последнего представлен эллипсом с радиальным расположением его большой оси, а косинус угла наклона зубьев равен отношению малой оси эллипса к его большой оси (рис. 1.3).

Рис. 1.3. Зубчатая передача с эллиптическим профилем

При этом, сохраняя положительные качества зацепления Новикова, можно достичь практически максимально возможного увеличения пятна контакта зубьев и впадин с той положительной особенностью, что это пятно контакта распределено равномерно по всей высоте соприкасаемых зубьев, так как радиус головки зуба равен радиусу ножки зуба по всей поверхности сопрягаемых колеса и шестерни. Указанное преимущество позволяет значительно повысить контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.

Для устранения возможного заклинивания от нагрева при работе зубчатого зацепления предусмотрена расширенная межзубовая впадина, а также лыска по всей длине вершины головки зуба.

Кроме того, вследствие хороших условий смазки предлагаемая зубчатая передача обладает повышенной износостойкостью зубьев и пониженными потерями на трение в зацеплении.

В предлагаемом эллиптическом зацеплении, благодаря одинаковому радиусу кривизны головки и ножки сопрягаемых зубьев, достигнуто максимально возможное пятно контакта зацепления, равномерно распределенное по высоте зубьев и прерывистое — по длине зубьев.

Кроме того, предлагаемое эллиптическое зацепление предположительно более прочно по сравнению с эвольвентным зацеплением при работе зубьев на изгиб, так как соотношение толщины зуба к его высоте для эвольвентного зацепления составляет 0,70, а для эллиптического зацепления — 1,08.

Сравнительные результаты расчетов показали, что новое зацепление при расчетах зубьев на изгиб (расчет изломной прочности) дает почти десятикратное превышение передаваемого крутящего момента по сравнению с эвольвентной зубчатой передачей.

В предлагаемом эллиптическом зацеплении прочностные характеристики зуба увеличены из-за того, что основание зуба (считается опасным сечением для эвольвентного зацепления) расширено по причине большого радиуса ножки зуба, который равен радиусу головки зуба.

Расчеты на контактную прочность нового зубчатого зацепления показывают, что зубья с эллиптическим профилем выдерживают контактную прочность, в 10-12 раз превышающую прочность эвольвентных передач.

Таким образом, новая зубчатая передача с эллиптическим профилем представляет собой зубчатую передачу нового поколения с высокими технико-экономическими показателями, что позволит снизить вес и габариты машин (экономия металла до 40%), а также повысить их надежность и долговечность.

Учитывая, что одним из основных недостатков косозубой ЗП является наличии осевой составляющей силы взаимодействия, что увеличивает нагрузку на опоры вала, в современных редукторах с зацеплением Новикова, предусматриваются шевронные колеса, которых состоит из участков с правыми и левыми зубьями (полушевронами), либо редукторы выполняются с раздвоенной ступенью.

Виды разрушения зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач.

На зубья в процессе их зацепления при работе передачи действуют циклические нагрузки и соответствующие ей силы трения. Циклическое изменение этих сил, а также изгибающие и контактные напряжения, вызванные этими силами, являются причиной выхода из строя зубчатых передач.

При передачи вращающего момента на контактной линии К возникают упругие деформации профилей зубьев, вызывающие контактные напряжения . У основания зуба от силы возникают напряжения изгиба (рис.а). Эти напряжения изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу (рис.б). За время одного оборота колеса зуб находится под нагрузкой в течение времени . Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка, выкрашивание поверхности, износ, заедание.

Рис. Напряжения, возникающие в зубьях,

и характер их нагружения.

 

Поломка зубьев – наиболее опасный вид

разрушения. Причиной этого могут служить значительные перегрузки ударного и даже статического действия, а также усталостные разрушения от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Трещины усталости возникают у основания зуба из-за неучтенных расчетом перегрузок. Перенапряжение зубьев может вызывать концентрацию нагрузки по длине зуба вследствие неправильного монтажа (чаще всего непараллельности валов), а также из-за грубой обработки поверхности впадин зубьев, заклинивания зубьев при нагреве передачи и недостаточной величины боковых зазоров. Практика показывает, что чаще всего наблюдаются отколы углов зубьев, связанные с концентрацией нагрузки. Важные меры повышения работоспособности – увеличение модуля, повышение твердости, поверхностное упрочнение, уменьшение нагрузок на края зуба, применение жестких валов, бочкообразных зубьев и т.д.

Усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев (рис.а) – основной вид повреждений зубьев для большинства закрытых хорошо смазываемых и защищенных от загрязнений зубчатых колес. В результате действия повторно – переменных контактных напряжений в слоях материала, расположенных на незначительной глубине от поверхности зубьев, появляются небольшие углубления, напоминающие оспины, которые потом растут и превращаются в раковины. Выкрашивание начинается на ножках зубьев вблизи полюсной линии (в зоне однопарного зацепления, см. рис. фазы б), затем распространяется на всю поверхность ножек. Со временем ямки выкрашивания сливаются, начинается прогрессивное выкрашивание, увеличивается виброактивность, кинематическая погрешность. Выкрашивание имеет усталостный характер, так как в процессе зацепления зубьев контактные напряжения в каждой точке рабочей поверхности зубьев изменяются по отнулевому циклу.

Усталостные трещины обычно зарождаются у поверхности, где возникает концентрация напряжений из-за микронеровностей. Эти трещины, развиваясь в сторону наружных поверхностей зубьев, приводят к явлению выкрашивания - «питтинга». Причиной этого является давление смазки, попадающей в трещины. Вследствие клиновидности трещины давление смазки возрастает по глубине трещины и достигает максимального значения у ее истока.

У поверхностно- упрочненных колес переменные напряжения в подкорковом слое могут вызывать отслаивание материала с поверхности. В дальнейшем прогрессирующий износ вызывает искажение профиля, что приводит к быстрому износу и снижению ресурса зубчатых передач.

В передачах, работающих со значительным износом. В частности в открытых передачах, выкрашивание наблюдается очень редко. Так как поверхностные слои истираются раньше, чем в них появляются усталостные трещины.

Для предотвращения выкрашивания зубья рассчитывают на контактную выносливость рабочих поверхностей.

Рис. Виды разрушения зубьев.

 

Износ зубьев (рис.б) основной вид повреждения открытых передач. В процессе износа уменьшается размер зубьев по его толщине, увеличиваются зазоры в зацеплении, нарушается эвольвентность рабочего участка профиля зуба. Разрушению предшествует повышенный шум и удары.

Пластические сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. На поверхности таких зубьев при перегрузках появляются пластические деформации с последующим сдвигом. Такие сдвиги можно устранить повышением твердости поверхностных слоев зубьев и применением более вязкого масла.

Задир зубьев (заедание) может произойти при заклинивании зубьев, что часто бывает при нагреве передачи. В процессе зацепления зубьев частицы металла в зоне контакта привариваются одна к другой и, отрываясь от поверхности зуба, образуют задиры. При загрязненной смазке твердые частицы (продукты износа), попадая в зону контакта сопряженных поверхностей, под давлением внедряются в тело зубьев и вызывают истирание поверхности. Опасность задира рабочих поверхностей зубьев возникает из-за отсутствия смазки или недостаточной ее подачи, а также при значительных перегрузках.

Высокая надежность и долговечность зубчатых колес может быть обеспечена при условии надлежащего расчета зубьев коле по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При этом существенное значение имеют точность изготовления и тщательность обработки колес, жесткость валов, правильность монтажа, достаточная и доброкачественная смазка.

Основными критериями работоспособности зубчатых передач являются контактная прочность рабочих поверхностей зубьев и прочность зубьев при изгибе. Расчеты по ним наиболее полно разработаны для стальных, закрытых в корпусе, хорошо смазываемых эвольвентных зубчатых передач (ГОСТ 21354-87).

Согласно стандарту выполняют следующие расчеты.

1. Расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев включает: а) расчет на выносливость для предотвращения прогрессивного выкрашивания; б) расчет для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя при действии кратковременной максимальной нагрузки.

2. Расчет зубьев на прочность при изгибе: а) расчет зубьев на выносливость при изгибе:б) расчет зубьев для предотвращения остаточных деформаций или образование первичных трещин при действии кратковременной максимальной нагрузки.

В этих расчетах должно выполняться условие прочности

,

где - расчетное напряжение, зависящее от размеров передачи, величины и характера нагрузки; - допускаемое напряжение, зависящее от материала, его химико-термической обработки и технологии изготовления зубчатых колес.

Виброактивность и шум являются важными критериями качества зубчатых передач и связаны с пересопряжением (входом в зацепление) зубьев, циклической ошибкой их шага, погрешностью изготовления.

Основные средства борьбы с шумом: повышение степени точности изготовления зубьев;