Проектирование зубчатых передач. Выбор модуля.

Передаточные числа обычно ограничиваются габаритами передач. В редукторных передачах из улучшенных сталей передаточные числа быстроходной ступени до 8, а тихоходной ступени до 6,3; в передачах из закаленных сталей соответственно до 6,3 и 5,6; в коробках скоростей до 4; в приводах столов больших диаметров до 20. Номинальные передаточные числа зубчатых передач редукторов стандартизованы по ГОСТ 2185-66:

1-й, предпочтительный ряд – 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0 10, 12,5;

2-й ряд – 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2.

Минимальное число зубьев шестерен обычно ограничивается условием неподрезания зубьев у основания. Для некорригированных передач z_min = 17, для корригированных передач применяют шестерни с z = 12÷14и меньше. Обычно числа зубьев выбирают по кинематическим условиям или по условиям равнопрочности зубьев на излом и выкрашивание.

Большое значение для ограничения номенклатуры корпусных деталей редукторов и коробок скоростей имеет стандартизация межосевых расстояний передач. Межосевые расстояния a_w (мм) цилиндрических передач редукторов должны выбираться из следующих рядов:

1-й, предпочтительный ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 140, 180, 225, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Ширину зубчатых колес выбирают в соответствии с установленными эмпирическими соотношениями. Коэффициент ширины ψ_α = b/a_w редукторных зубчатых колес из улучшенных сталей при несимметричном расположении рекомендуют принимать равным 0,315-0,4, а из закаленных сталей: 0,25-0,315; при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор ψ_α = 0,4 ÷ 0,5 для передвижных шестерен коробок скоростей ψ_α = 0,1 ÷ 0,2. Стандартные значения ψ_α для редукторов: 0,100; 0,125; 0,160; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1,0; 1,25.

Значения ψ_α = b/d₁ при симметричном расположении колес относительно опор для мало и средненагруженных передач принимают 0,2-0,4;

Большие значения принимают для колес из хорошо прирабатывающихся материалов и при постоянной нагрузке. Значение коэффициента ψ_m = b/т_п для прямозубых колес обычно 6-10; для косозубых - 10-25.

Прямозубые колеса применяют преимущественно при невысоких и средних окружных скоростях, при большой твердости зубьев (когда динамические нагрузки от неточностей изготовления невелики по сравнению с полезными), в планетарных передачах, в открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колес для переключения скорости (коробки передач). Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30 % от всех цилиндрических колес в машинах и непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Угол наклона зубьев косозубых колес выбирают по условию, при котором осевой коэффициент перекрытия ε_β = b / t_x = b sinβ / t_n более 1,1 (обычно 1,1-1,2). В большинстве конструкций β= 8÷ 18° (редко до 25°).

Точное значение угла β выбирают таким, чтобы при стандартных значениях нормальных модулей межосевые расстояния a_w соответствовали приведенным в стандартах, а для встраиваемых передач хотя бы выражались целыми круглыми числами. Так, например, к числу удобных углов для косозубых передач редукторов относится угол β = 8° 6' 34", косинус которого равен 0,99. При суммарном числе зубьев z_c = 99 (принимаемом при работе с ударами и износом) a_w = 50m_n, а при z_c = 198 (принимаемом при благоприятных условиях работы) a_w = 100 т_п. В косозубых передачах редукторов для шестерен рекомендуют принимать направление зуба левое, для колес - правое.

В мощных редукторах применяют шевронные колеса, не передающие на подшипники осевые нагрузки. У шевронных колес Р - 25 ÷ 40°.

Шестерни с диаметром впадин, близким к потребному диаметру вала - изготовляют преимущественно за одно целое с валом (в редукторах при и > 3,15). Шестерни небольшого диаметра (d_a до 200 мм) выполняют преимущественно в виде дисков со ступицами или без ступиц (рисунок 3.13 а-ж), иногда с проточками по торцам для лучшего базирования. В коробках передач применяют блоки шестерен (рисунок 3.14).

Рисунок 3.13– Конструкции зубчатых колес

Рисунок 3.14– Блоки шестерен и передвижные шестерни

Шестерни в форме сплошных дисков изготовляют из проката (при d_a до 150 мм) или из поковок. Шестерни со ступицами и блоки шестерен в зависимости от серийности производства изготовляют штамповкой, ковкой или точением из прутка. Коэффициент использования металла при точении таких шестерен из прутка равен в среднем 1/3, при штамповке в закрытых штампах он в 2 раза выше.

Колеса средних диаметров с до 600 мм выполняют преимущественно коваными (в подкладных или закрытых штампах) облегченной конструкции.

Толщину венцов до впадин улучшенных колес выбирают равной (2 ÷ 3) m_t, толщину дисков равной (0,2 ÷ 0,3) b, диаметры ступиц - (1,6 ÷ 1,9) d_B (где b - ширина колеса, d_B - диаметр вала). Внутренняя поверхность обода и наружная поверхность ступицы, не обрабатываемые механически, имеют уклоны. Зубчатые колеса с твердыми зубьями преимущественно делают с небольшими выемками по торцам. В дисках делают отверстия для крепления при обработке и транспортировке.

Число потребных типоразмеров колес сильно возрастает из-за многообразия форм ступиц, диаметров валов и т. д. Поэтому было предложено стандартизовать и централизованно изготовлять зубчатые венцы, которые потом присоединять к ступицам (рисунок 3.15 а).

Это также позволяет шлифовать зубья блоков шестерен без увеличения их осевых габаритов.

Рисунок 3.15 – Клеевые зубчатые колеса