Косозубые зубчатые передачи, как и прямозубые, предназначены для передачи вращательного момента между параллельными валамя (рис. 36). У косозубых колес оси зубьев располагаются не по образующей делитель­ного цилиндра, а по винтовой линии, составляющей с образующей угол (рис. 37). Угол наклона зубьев р принимают равным , он одинаков для обоих колес, но на одном из сопряженных колес зубья наклонены вправо, а на другом влево.

Рис. 36. Цилиндрическая косозубая передача

Передаточное число для одной пары колес может быть . В прямозубых передачах линия контакта параллельна оси, а в косозубых расположена по диа­гонали на поверхности зуба (контакт в прямозубых передачах осуществляется вдоль всей длины зуба, а в косозубых - сначала в точке увеличивается до пря­мой, «диагонально» захватывающей зуб, и постепен­но уменьшается до точки).

Достоинства косозубых передач по сравнению с прямозубыми: уменьшение шума при работе; меньшие габаритные размеры; высокая плавность зацепления; большая нагрузочная способность; значительно меньшие дополнительные дина­мические нагрузки.

За счет наклона зуба в зацеплении косозубой передачи появляется осевая сила.

Направление осевой силы зависит от на­правления вращения колеса (рис. 37), на­правления винтовой линии зуба, а также от того, каким является колесо - ведущим или ведомым. Осевая сила дополнительно нагру­жает валы и опоры, что является недостатком косозубых передач.

Рис. 37. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

Шевронные зубчатые колеса пред­ставляют собой разновидность косозубых колес (рис. 38).

Рис. 38. Шевронная зубчатая передача

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями (рис. 38, а), называют шеврон­ным колесом. Часть венца зубчатого колеса, в пределах которого линии зубьев имеют одно направление, называют полушевроном. Различают шев­ронные колеса с жестким углом (рис. 38, б), предназначенным для выхо­да режущего инструмента при нарезании зубьев. Шевронные передачи об­ладают всеми преимуществами косозубых, а осевые силы (рис. 39) проти­воположно направлены и на подшипник не передаются.

Рис.39. Усилия в зацеплении шевронных зубчатых колес

В этих передачах допускают большой угол наклона зубьев (). Ввиду сложности изготовления шевронные передачи применяют реже, чем косозубые, т.е. в тех случаях, когда требует­ся передавать большую мощность и высокую скорость, а осевые нагрузки нежелательны.

Рис. 40

Косозубые и шевронные колеса в отличие от прямозубых имеют два шага и два модуля: в нормальном сечении (см. рис. 44) по делительной окружности - нормальный шаг р п, в торцовой плоскости - торцовый шаг р t . Из условия, что модуль зацепления равен шагу, деленному на число , имеем ; .

Для косозубых и шевронных колес значения нормального модуля т n стандартизованы, так как профиль косого зуба в нормальном сечении со­ответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, т = т п (косозубые и шевронные колеса нарезают, тем же способом и инст­рументом, что и прямозубые). Нормальный модуль т п является исходным при геометрических расчетах.

Определим зависимость между нормальным и торцовым шагом и модулем через угол наклона зубьев.

Если левую и правую части разделим на , получим

; .

Геометрические параметры цилиндрической косозубой и шевронной передач с эвольвентным профилем зуба рассчитают по формулам, приве­денным в табл. 15. По торцовому модулю т t рассчитывают делительные (начальные) диаметры, а до т п - все остальные размеры зубчатых колес.

Таблица 15. Геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи

Окружная сила . На косой зуб действует осевая сила (см. рис. 37), радиальная (распорная) сила .

В косозубдй передаче сила , действующая на зуб косозубого колеса (см. рис. 44), направлена по нормали к профилю зуба, т.е. по линии зацепле­ния эквивалентного прямозубого колеса, и составляет угол с касательной к
эллипсу.

Эту силу разложим на две составляющие: окружную силу на эквива­лентном колесе и радиальную (распорную) силу на этом колесе .

Если, в свою очередь, силу разложить по двум направлениям, то по­лучим такие силы: - окружную силу, - осевую.

Для зубчатого колеса с шевронным зубом окружную силу и рас­порную определяют по тем же формулам, что и для косозубой передачи т.е. , . В шевронной передаче осевая сила (см. рис. 39).

Винтовая передача (разновидность ко­созубой) состоит из двух косозубых цилиндри­ческих колес (рис. 41). Однако в отличие от косозубых цилиндрических передач с парал­лельными валами касания между зубьями здесь происходит в точке и при значительных скоро­стях скольжения. Поэтому при значительных нагрузках винтовые зубчатые передачи работать удовлетворительно не могут.

Рис.41. Винтовая зубчатая передача

Рис. 42

Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое (см. рис. 1, в). Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы F a /2 взаимно уравновешиваются на колесе и на подшипники не передаются (рис. 16). Это обстоятельство позволяет принимать у шевронных колес угол наклона зуба β = 25...40°, что повышает прочность зубьев и плавность передачи.

Шевронные зубчатые колеса изготовляют с дорожкой в сере­дине колеса для выхода режущего инструмента (червячной фре­зы на рис. 16) или без дорожки (нарезаются долбяком или гребенкой со специальной заточкой, см. рис. 1, в).

Шевронные колеса без дорожки нарезают на специальных малопроизводительных и дорогих станках, поэтому их применяют реже, чем колеса с дорожкой. Ширина дорожки а = (10...15) m .

Шевронный зуб требует строго определенного осевого поло­жения шестерни относительно колеса, поэтому пары монтируют в подшипниках, допускающих осевую «игру» вала.

Недостатком шевронных колес является большая стоимость их изготовления. Применяются в мощных быстроходных закры­тых передачах.

Геометрический и прочностной расчет шевронной передачи аналогичны расчетам косозубой передачи. Для шевронной передачи коэффициент ширины обода колеса ψ а = 0,4…0,8.

При строгой параллельности зубьев и осей О 2 О 2 и O 1 O 1 прямые зубья входят в зацепление по всей длине В (рис. 17, а)

Если колесо шириной В , имеющее прямые зубья, разрезать нa ряд тонких колес 1, 2, 3, 4, 5 (рис. 17, б) и каждое из них повернуть на оси относительно предыдущего на некоторый угол, чтобы зуб сместился на дугу s, то получится колесо со ступенчатым зубом. При вращении колес в зацепление последовательно" >удут входить участки 1 - 1, 2-2, 3 - 3 и т. д. В такой же последо­вательности они будут и выходить из зацепления.

Взяв бесконечно большое число бесконечно тонких колес, получим косой (винтовой) зуб, наклоненный к оси вращения под углом β (рис. 17, в). Косые зубья работают более плавно по сравнению с прямыми зубьями, так как одновременно в зацеплении находится большее число зубьев при той же ширине колес В . Суще­ственным недостатком косозубых колес является наличие осевого усилия Р ос, стремящегося

сдвинуть колеса вдоль оси вала. Из рис. 17, в видно, что чем больше будет угол β, тем больше будет иосевое усилие Р ос при одном и том же окружном усилии Р 0кр . На рис. 17, в показано направление давления зуба шестерни на зуб колеса.

Для исключения осевой нагрузки на опоры на валу устанав­ливают два косозубых колеса с наклоном зубьев в противоположные стороны. При этом следует иметь в виду, что при неточной продольной установке колес на валу может оказаться, что будет соприкасаться только одна пара зубьев из двух сопря­женных пар колес, напри­мер левая, как показано на рис. 18 (как правило, один из валов делают самоустанавливающимся отно­сительно другого).

Осевая сила Р ос стре­мится сдвинуть влево вал вместе с закрепленным на нем колесом. Для распределения окружного усилия Р окр поровну на оба коле­са необходимо предусмотреть

продольный так называемый монтажный зазор е между опооой и бортиком вала.

После сдвига шестерни (и вала) влево под дей­ствием силы Р ос давление на обе половины колеса и шестерни распределяется поровну.

Конические зубчатые колёса применяют в передачах, у которых оси валов пересекаются под некоторым углом S. Наиболее распространены передачи с углом S = 90 °.

Одно из конических колёс, как правило, располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Всё это приводит к тому, что по опытным данным нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической .

По форме зуба различают конические колёса эвольвентные и с зубьями Новикова. По расположению зубьев относительно образующей начального конуса – прямозубые, косозубые и с к круговым зубом

У косозубых колес зубья имеют наклон под углом b к образующей делительного цилиндра. Оси колес при этом остаются параллельными.

Это дает следующие преимущества по сравнению с прямозубыми колесами:

1. Повышение нагрузочной способности за счет увеличения суммарной длины контактной линии зубьев (увеличение числа пар зубьев, одновременно находящихся в зацеплении);

2. Большая плавность хода и меньший шум во время работы (зубья колеса входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно ).

Угол наклона линии зубьев косозубых цилиндрических колес находится в пределах .

Расчет геометрических параметров косозубых колес проводят по тем же формулам, что и для прямозубых цилиндрических колес, подставляя вместо нормального m торцовый модульm t . Торцовый и нормальный модули связаны следующим соотношением:

- нормальный шаг зубьев;

- торцовый шаг зубьев

,

.

Тогда диаметры делительной окружности , окружности вершини окружности впадинкосозубого колеса, нарезанного без смещения, можно представить в следующем виде:

,

,

.

Силы в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

- окружная сила;

- вспомогательная окружная сила;

- осевая сила;

- радиальная сила;

- сила нормального

давления.

Наличие в передаче осевой силы приводит к дополнительному нагружению вала изгибающим моментом, а подшипников - осевой силой, что ведет к необходимости применения в опорах радиально-упорных подшипников, воспринимающих радиальную и осевую нагрузку.

Проектные и проверочные расчеты косозубых передач по контактным напряжениям и напряжениям изгиба производят по тем же зависимостям, что и для прямозубых передач. При этом учитывают увеличение прочности зубьев вследствие угла наклона зубьев .

Расчетная схема нагружения валов цилиндрической косозубой передачи

Наличие в зацеплении осевых сил, которые дополнительно нагружают опоры валов, являются недостатком косозубых колес. Этот недостаток устраняется в шевронной передаче.

2.11. Шевронные передачи

Шевронная передача подобна сдвоенной косозубой передаче с противоположным направлением зубьев. Осевые силы здесь уравновешиваются на самом зубчатом колесе.

- угол наклона линии зубьев.

Преимущество: плавность хода еще выше, чем у косозубой передачи.

Недостаток: сложность изготовления (необходимость применения непроизводительных методов нарезания зубьев ).

Исключением являются передачи с раздвоенным силовым потоком (разнесенный шеврон)

2.12 Зубчатые конические передачи

Конические передачи предназначены для передачи вращательного движения между валами, оси которых пересекаются под некоторым углом. Наибольшее распространение получили ортогональные передачи с углом пересечения осей 90 град.

У конического зубчатого колеса (ЗК) образующей поверхностью является конус.

По направлению зубьев конические ЗК бывают:

1 – прямозубые;

2 – косозубые;

3 – с круговыми зубьями.

Передаточное отношение конической ЗП:

где d 1 , d 2 - половины углов при делительных конусах;

,

- диаметры делительных окружностей в среднем сечении.

При расчетах на прочность конические колеса заменяют на эквивалентные цилиндрические прямозубые колеса с делительным диаметром и числом зубьев:

,

.

Cтраница 1

Косозубые передачи работают более плавно, чем прямозубые, поэтому коэффициент KHV меньше.  

Косозубые передачи отличаются от прямозубых меньшей виброактивностью и повышенной несущей способностью. С увеличением Р (при данных Ъ и т) снижается интенсивность шума. Но при этом увеличивается осевая составляющая силы в зацеплении.  

Косозубые передачи работают более плавно, чем прямозубые, поэтому коэффициент К11а меньше.  

Косозубые передачи имеют два коэффициента перекрытия: торцевой еа и осевой ер. Но в этом случае не обязательны сопряженные профили зубьев.  

Косозубые передачи отличаются от прямозубых меньшей виброактивностью и повышенной несущей способностью. С увеличением р (при данных bw и т) снижается интенсивность шума. Но при этом увеличивается осевая составляющая силы в зацеплении.  

Косозубые передачи имеют дополнительный ресурс повышения несущей способности по контактной прочности путем увеличения твердости шестерни (см. стр. Это связано с тем, что в косо-зубой передаче контактная линия, будучи наклоненной к полюсной линии, проходит как по поверхности ножки, так и по поверхности головки зуба. При работе передачи в результате местного выкрашивания ножки зуба колеса происходит перераспределение давления по контактной линии и большая нагрузка передается на головку зуба, которая обладает значительно более высокой стойкостью против выкрашивания.  

Косозубая передача имеет значительно больший коэффициент перекрытия, чем прямозубая при равных числах зубьев и равных модулях.  

Косозубая передача имеет значительно больший коэффициент перекрытия, чем прямозубая при равных числах зубьев и равных модулях.  

Косозубые передачи со значительным ер по сравнению с прямозубыми имеют меньший зубцовый импульс (меньше амплитуды первой гармонической составляющей) благодаря влиянию осевого перекрытия, поэтому с увеличением ер допуск / гг0 уменьшается. Циклическая погрешность зубцовой частоты является главной причиной нарушения плавности зубчатых передач, состоящих из прямозубых колес.  

Косозубая передача более плавная и передает большую мощность, чем прямозубая, при тех же размерах. Недостатком косозубых передач является возникающая в зацеплении дополнительная осевая сила, отсутствующая у прямозубых колес. Линии зубьев имеют правое или левое направление.  

ЗАО «НПО «Механик» изготавливает шевронные шестерни со следующими характеристиками:

Класс точности - до 6 включительно;

Модуль - до 30 включительно;

Длина рейки - до 3 500 мм включительно.

Изготавливаем шевронные шестерни в штучном и серийном производстве. Возможно изготовление по образцам и эскизам заказчика. Индивидуальный подход.

Специфика работы шевронных передач связанна с передачей больших мощностей при повышенных скоростях вращения, что и определяет характер износа соприкасающихся элементов. Используемое в наиболее сложных, нагруженных и ответственных узлах и механизмах, соединение этого типа обеспечивает:

• Максимальную плавность передачи крутящего момента;
• Равномерное распределение нагрузки между несколькими зубьями;
• Нейтрализацию разнонаправленных осевых усилий;
• Минимальный уровень вибрации и шума.

Испытывая высокие нагрузки, шевронная передача требует пристального внимания во время технического обслуживания и своевременной замены элементов при превышении допустимого значения износа.

Вследствие конструктивных особенностей, шевронные передачи наиболее сложны в изготовлении, требуют поэтапного выполнения целого ряда операций и соблюдения технологического процесса.

У шевронных передач осевые силы, приложенные к полушевронам, взаимно компенсируются и не передаются на опоры. Что позволяет использовать для этих передач угол наклона зубьев в диапазоне β=25…45° .

Основные геометрические размеры зависят от модуля и числа зубьев. При расчёте шевронных колёс учитывают два шага: нормальный шаг зубьев p n - в нормальном сечении, окружной шаг p t – в торцовом сечении; при этом p t =p n /cosβ .

Соответственно шагам имеем два модуля зубьев:

Окружной - m t =p t /π ;
Нормальный - m p =p p /π
.

За расчётный принимают модуль m n , значение которого должно соответствовать стандартному. Это объясняется следующим: для нарезания шевронных зубьев используется тот же инструмент, что и для прямозубых, но с соответствующим поворотом инструмента относительно заготовки на угол. Поэтому профиль шевронных зуба в нормальном сечении совпадает с профилем прямого зуба; следовательно, m n =m .

Диаметры делительный и начальный - d=d w =m t ·z/cosβ

Диаметр вершин зубьев d a =d+2·m n

Диаметр впадин зубьев d f =d-2·m n

Межосевое расстояние a w =(d 1 +d 2)/2=m t (z 1 +z 2)/2

Профиль шевронного колеса в нормальном сечении соответствует исходному контуру инструментальной рейки и, следовательно, совпадает с профилем прямозубого колеса.

Шевронные колеса, нарезаемые пальцевой фрезой, не имеют проточки по средине обода для выхода инструмента. Процесс образования углового расположения зубьев осуществляется следующим образом:

Заготовке колеса сообщается медленное вращение. Пальцевая фреза перемещается вдоль оси детали. В результате суммирования этих движений на заготовке профрезеровывается впадина зуба, расположенная под некоторым углом к оси колеса. После достижения фрезой средней плоскости колеса реверсивный механизм станка изменяет направление вращения заготовки на противоположное по стрелке благодаря чему изменяется направление угла зуба и на заготовке образуются шевронные зубья.

Особенность нарезания зубьев пальцевой фрезой заключается в том, что на внутренней стороне шеврона отсутствует пересечение двух плоскостей в виде угла. Вместо этого осуществляется закругление радиуса. Наличие этого закругления исключает возможность зацепления, и поэтому появляется дополнительная операция, которая заключается либо в выфрезеровании с внутренней стороны шеврона выемки, либо чаще в срезании вершины угла шеврона.

Величина угла шеврона при нарезании пальцевой фрезой практически не ограничена и может выбираться по усмотрению конструктора. Это положение позволяет производить расчет зацепления по нормальному модулю. Такой метод расчета дает возможность нарезать колеса с любым углом шеврона и любым числом зубьев данного модуля нормальным набором пальцевых модульных фрез.

Нарезание шевронных колес на станках, работающих червячными фрезами, сопряжено с выполнением двух специфических операций: разметки зубьев шевронного колеса и проверки угла винтовой линии зубьев. Первая операция необходима потому, что станки не имеют специальных устройств, которые бы автоматически обеспечивали заданное положение вершины шеврона. Вторая операция носит контрольный характер и выполняется для исключения возможного случая брака, так как стоимость нарезаемых колес чрезвычайно велика.

Для этого, чтобы обеспечить пересечение зубьев обоих венцов по средине канавки для выхода фрезы, поступают следующим образом:

После нарезания первого обода и перестройки станка расположение полученной впадины переносят на второй обод. Для этого чертилку, укрепленную в суппорте станка, подводят к вершине какого-либо зуба с нижней стороны обода в точке m. Опуская суппорт без вращения стола, переносят на второй обод. Затем при включенном обкаточном движении стола чертилкой наносят на ободе наклонную линию. Повторив эти движения, получают вторую наклонную линию, определяющую границу впадины зуба. Подводя червячную фрезу и регулируя ее положение относительно колеса, достигают совпадение следа, оставляемого фрезой, ее срединой впадины, ограниченной двумя рисками.

Этим методом достигается совмещение вершин шевронных колес в пределах до 0,5 мм.

Для проверки правильности угла винтовой линии зуба, которая определяется точностью расчета и порядком установки набора сменных колес гитары дифференциала, используют кинематику станка. После настройки станка в суппорт закрепляют чертилку, которой наносят наклонную и вертикальную риски. Подводя чертилку к верхней точке обода на ускоренном ходу при включенном дифференциале наносят винтовую риску. Затем, отключив вращение стола вертикальным перемещением суппорта, проводят риску.

При правильном подборе сменных колес подсчитанное по замерам значение угла наклона зуба может отличаться от чертежного на величину ±10", что дает возможность исключить грубую ошибку настройки.

В зависимости от модуля нарезаемого колеса черновые и чистовые проходы выполняются либо червячной фрезой, либо для более крупных модулей черновое прорезание производится дисковыми фрезами с последующими чистовыми проходами червячной фрезой.

Следует рекомендовать нарезание колес с правой спиралью производить правой фрезой, а с левой спиралью левой фрезой. При нарезании зубьев разноименными фрезами горизонтальная составляющая усилия резания не совпадает с направлением вращения стола, вследствие чего возникают колебания бокового зазора делительной пары станка. Фреза работает неустойчиво, с набеганием на боковую поверхность нарезаемых зубьев, и на боковой поверхности их появляются выхваты, следы дрожаний и повышенная шероховатость.

По вопросам изготовления шевронных передач обращайтесь в отдел продаж по телефону.