Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров, от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать, отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.

При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах da < 80 мм эти выточки, как правило, не делают.

Длину l ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b 2 зубчатого венца колеса. Длину ступицы l ст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного, шлицевого или с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо), и с диаметром посадочного отверстия d :

l ст= (0,8...1,5)d , обычно l ст= (1...1,2)d .

Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей, симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.

Диаметр d стступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали − d ст= (1,5...1,55) ∙ d ; для чугуна − d ст= (1.55...1,6) ∙ d ; для легких сплавов − d ст= (1,6...1,7) ∙ d ; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом, большие - для шпоночного и соединения с натягом.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают S = 2,2 ∙ m + 0,05 ∙ b 2 ,
где m − модуль зацепления, мм.

На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ − f 45 , при более высокой твердости - под углом = 15...20 на всю высоту зуба. Обычно f = (0,5...0,6)m .

При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2), а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).

Рис. 4.2	Рис. 4.3

Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов 7 и радиусов закруглений R 6 мм.

С = (0,35...0,4) ∙ b 2 .

4.2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления

Размеры d ст, l ст, S , f основных конструктивных элементов колес внутреннего зацепления (рис. 4.4) принимают по соотношениям для колес внешнего зацепления.

Конструктивное исполнение колес внутреннего зацепления может быть выполнено по одному из вариантов, показанных на рис. 4.4, а , б и отличающихся расположением ступицы относительно зубчатого венца: а − ступица расположена внутри колеса, что обеспечивает лучшие условия работы зацепления по сравнению с вариантом б , в котором ступица вынесена за контур зубчатого венца. Однако вариант а можно применять в том случае, если между ступицей колеса и внутренней поверхностью зубчатого венца размещается зуборезный долбяк, которым изготовляют зубья колеса.

Таблица 4.1

Размер а канавки в косозубых колесах внутреннего зацепления увеличивают на 30...40. Глубину канавки во всех случаях принимают
h = 2,5m , толщину диска колеса С = (0,3...0,35) ∙ b 2.

Конические зубчатые колеса

Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диаметром вершин зубьев dae 120 мм представлены на рис. 4.5.

При угле делительного конуса колеса 30 < < 45 допускаются обе конструкции конических колес. Размер ступицы колеса определяют по рекомендациям для цилиндрических зубчатых колес.

При внешнем диаметре вершин зубьев колеса свыше 120 мм рекомендуют конструкции колес, показанные на рис. 4.6.

По форме на рис. 4.6, а конструируют колеса при единичном или мелкосерийном производстве. Колеса меньших диаметров изготавливают точением из прутка (из цилиндрической заготовки), больших − свободной ковкой с последующей токарной обработкой.

По рис. 4.6, б конструируют конические колеса при крупносерийном производстве. Тонкими линиями показаны контуры заготовки колеса, получаемой ковкой в двусторонних штампах (штамповкой).

При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской
f 0,5 ∙ m е. Ширину зубчатого венца принимают равной S = 2,5m е +2 мм. Торец зубчатого венца шириной b = 0,7 ∙ S используют для установки заготовки колеса в приспособлении при нарезании зубьев на станке. Для уменьшения объема точной механической обработки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.

Валы - шестерни

Принципиально возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых передач: за одно целое с валом (вал - шестерня) и отдельно от вала (насадная шестерня). Качество вала - шестерни (жесткость, точность зацепления и т.п.) оказывается выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала с насадной шестерней, поэтому все шестерни редукторов, как правило, выполняют за одно целое с валом. На рис. 4.7 показаны характерные конструктивные формы вала - шестерни.

На рис. 4.7, а конструкция шестерни обеспечивает нарезание зубьев со свободным выходом зуборезного инструмента (червячной фрезы или долбяка). При больших передаточных числах передачи наружный диаметр шестерни, как правило, мало отличается от диаметра вала, и валы - шестерни конструируют в этом случае по форме на рис. 4.7, б .

Выход червячной фрезы определяют графически по ее наружному диаметру D ф, назначаемому в зависимости от модуля зацепления и степени точности передачи по следующим рекомендациям:

По возможности желательно избегать конструкции врезных шестерен, так как в этом случае затрудняется работа червячной фрезы или шлифовального круга (при чистовой обработке зубьев).

На рис. 4.7, в показан вариант конструкции конического вала - шестерни.

5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
РЕДУКТОРА

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также воспринятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче.

В проектируемых одноступенчатых редукторах принята в основном конструкция разъёмного корпуса, состоящего из крышки и основания (рис. 5.1, 5.2). Корпуса вертикальных цилиндрических редукторов могут иметь (рис. 5.1) в отдельных случаях два разъёма, что определяет ещё одну часть корпуса среднюю. Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы подшипниковые бобышки, фланцы, рёбра, соединённые стенками в единое целое, и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими требованиями с учётом его прочности и жёсткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов: подшипниковые бобышки и рёбра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса (см. рисунки типовых конструкций редукторов в атласе и ).

Предлагаемые формы корпусов не единственные. В случае необходимости можно создавать другие конструкции.

Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной передачи и кинематической схемой редуктора

	Рис. 5.1

При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию зубчатая передача вписывается в параллелепипед (см. рис. 5.1). Поэтому конструирование зубчатой передачи, валов и подшипниковых узлов, размеры которых предварительно определены в эскизном проекте (см. рис. 3.2), выполняются во взаимосвязи с конструированием корпуса.

В малонагруженных редукторах (Т 2 500 Нм) толщины стенок крышки и основания корпуса принимаются одинаковыми (рис. 5.3) мм, где Т 2− вращающий момент на колесе тихоходного вала, Нм.

Внутренний контур стенок корпуса очерчивают по всему периметру корпуса с учётом зазоров и hМ между контуром и вращающимися деталями (см. рис. 3.2).

Особое внимание уделяют фланцевым соединениям, которые воспринимают нагрузки от зубчатой передачи.

Различают пять видов фланцев:

1 − фундаментный основания корпуса (рис. 5.4);

2 − подшипниковый бобышки основания и крышки корпуса;

3 − соединительный основания и крышки корпуса;

4 − крышки подшипникового узла;

5 − крышки смотрового люка.

Конструктивные элементы фланца с соответствующим ему индексом выбирают в зависимости от диаметра d крепёжного винта (болта) из таблицы 5.1 или определяют по рекомендации (рис. 5.5):

для винтов ширина k 2.2d ; координата оси отверстия С = k / 2 ;

высота опорной поверхности под головку мм;

для болтов ширина k 2,7d ;

координата оси отверстия С = k /2 − (1...2) мм.

В таблице индекс диаметра d крепёжного винта (болта) указывает на его принадлежность соответствующему фланцу (см. рис. 5.3 − 5.5).

Фундаментный фланец основания корпуса предназначен для крепления редуктора к фундаментной раме (плите). Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных или четырёх небольших платиков (см. рис. 5.3, 5.4). Места крепления располагают на возможно большем (но в пределах корпуса) расстоянии друг от друга L 1. Длина опорной поверхности платиков L = L 1 + b 1; ширина b 1 = 2,4 ∙ d 01 + 1,5 ∙ ; высота h 1= (2,3...2,4).

Проектируемые редукторы крепятся к раме (плите) четырьмя болтами (шпильками), расположенными в нишах корпуса. Размеры ниш даны на рис. 5.5; высота ниш h 01= (2,0...2,5) ∙ d 1при креплении шпильками, h 01= 2,5 ∙ (d 1+) болтами. Форма ниши (угловая или боковая) определяется размерами, формой корпуса и расположением мест крепления. По возможности корпус крепится к раме (плите) болтами снизу, что исключает необходимость конструирования ниши.

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса предназначен для соединения крышки и основания разъёмных корпусов. Фланец расположен в месте установки стяжных подшипниковых болтов (винтов) (см. рис. 5.3); на продольных длинных сторонах корпуса; в крышке наружу от её стенки, в основании – внутрь от стенки.

Количество подшипниковых (стяжных) винтов равно 2 для вертикальных редукторов и 3 для горизонтальных.

Подшипниковые стяжные винты ставят ближе к отверстию под подшипник на расстоянии L 2друг от друга так, чтобы расстояние между стенками отверстий диаметром d 02и D T (при установке торцовой крышки подшипникового узла) было не менее 3...5 мм (см. рис. 5.3). Высота фланца определяется графически, исходя из условий размещения головки винта на плоской опорной поверхности подшипниковой бобышки.

В цилиндрическом горизонтальном редукторе (см. рис. 5.3) винт, расположенный между отверстиями под подшипники, помещают посередине между этими отверстиями. При этом наружные торцы подшипниковых бобышек для удобства обработки выполняют в одной плоскости.

В разъёмных корпусах при сравнительно небольших продольных сторонах (при aw (de 2) 160) фланец высотой h 2выполняют одинаковым по всей длине (см. рис. 5.3). На коротких боковых сторонах крышки и основания корпуса, не соединённых винтами, фланец расположен внутрь корпуса и его ширина k 3определяется от наружной стенки; на продольных длинных сторонах, соединённых винтами d 3, фланец располагается: в крышке корпуса наружу от стенки, в основании внутрь.

Количество соединительных винтов n 3и расстояние между ними L 3принимают по конструктивным соображениям в зависимости от размеров продольной стороны редуктора и размещения подшипниковых стяжных винтов. При сравнительно небольшой длине продольной стороны можно принять d 3= d 2и h 3= h 2и поставить один − два винта (см. рис. 5.3). При длинных продольных сторонах принимают h 3= 1,5 ∙ для болтов, h 3= 1,5 ∙ + d 3 для винтов, а количество винтов n 3и расстояние между ними L 3определяют конструктивно.

Фланец для крышки подшипникового узла, в котором отверстие (полость) в случаях неразъёмной или разъёмной подшипниковой бобышки закрывается торцовой крышкой, подбирается по диаметру винтов d 4(табл. 5.2).

Таблица 5.2

Параметры присоединительного фланца торцовой крышки подшипникового узла определяют по табл. 5.3 и 5.4.

Фланец для крышки смотрового окна (см. рис. 5.1, 5.2, 5.6), для которого размеры сторон, количество винтов n 3и расстояние между ними L Бустанавливают конструктивно в зависимости от места расположения окна и размеров крышки смотрового окна; высота фланца h 5= 3...5 мм.

Для закрепления в корпусе сливных пробок, отдушин, маслоуказателей на крышке и основании предусмотрены опорные платики (фланцы). Размеры сторон платиков должны быть на величину e = 3...5 мм больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Высота платика h = 0,5 ∙ d
(рис. 5.5).

Подшипниковые бобышки предназначены для размещения комплекта деталей подшипникового узла (см. рис. 5.1, 5.3). В зависимости от конструкции крышки и основания корпуса редуктора возможно различное расположение бобышек подшипниковых узлов быстроходного и тихоходного валов.

Таблица 5.3

Конструктивные элементы фланца крышки и бобышки
подшипникового узла

В редукторах вертикального исполнения (рис. 5.1), когда разъем крышки и основания корпуса выполняют по оси ведомого вала, подшипниковые бобышки расположены внутри коробчатого корпуса.

В редукторах горизонтального исполнения (рис. 5.2), когда разъем корпусных деталей выполняют по осям валов, бобышки подшипниковых узлов в основании корпуса располагают внутри корпуса, а в крышке – снаружи.

Внутренний диаметр подшипниковой бобышки быстроходного D Би тихоходного D Твала равен внутреннему диаметру фланца для крышки подшипникового узла (см. табл. 5.4), а наружный D Б3(D Т3) = D Б(D Т) + 3,
где − толщина стенки корпуса.

Длина гнезда подшипниковой бобышки l 1быстроходного и l 2тихоходного валов зависит от комплекта деталей подшипникового узла и типа подшипника (см. табл. 5.4); при этом учитываются размеры деталей регулирующих устройств, внутренних уплотнений и крышек.

Таблица 5.4

Определение длины l подшипникового гнезда, мм

Примечания: 1. h − высота центрирующего пояса торцовой крышки или высота врезной крышки (см. таблицу К15).

2. B (T ) − ширина подшипника.

3. H 1− высота регулировочного винта.

4. H − высота нажимной шайбы.

Смотровой люк (рис. 5.6). Служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра его располагают на верхней крышке корпуса, что позволяет также использовать люк для заливки масла. Смотровой люк делают прямоугольной или (реже) круглой формы максимально возможных размеров. Люк закрывают крышкой. Широко применяют стальные крышки из листов толщиной k 2 мм (см. рис. 5.6, а ). Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1...1,5 мм) или полоски из резины (толщиной 2…3 мм). Если с такой крышкой совмещена пробка-отдушина, то её приваривают к ней или прикрепляют развальцовкой (рис. 5.6, б ).

На рис. 5.6, в приведена крышка, совмещённая с фильтром и отдушиной. Внутренняя крышка окантована с двух сторон вулканизированной резиной. Наружная крышка плоская, вдоль длинной её стороны выдавлены 2 − 3 гофра, через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки или другого материала. Крышки крепятся к корпусу винтами с полукруглой или полупотайной головкой.

Если смотровой люк отсутствует или расположен в боковой стенке корпуса, то в верхней плоскости крышки корпуса предусматривают отверстие под отдушину. Иногда по конструктивным соображениям контроль уровня смазки зацепления осуществляют жезловым маслоуказателем, установленным в крышке корпуса, для чего предусматривается специальное отверстие. Эти отверстия можно использовать и для заливки масла.

Установочные штифты (см. рис. 5.7). Расточку отверстий под подшипники (подшипниковые гнёзда) в крышке и основании корпуса производят в сборе. Перед расточкой отверстий в этом соединении устанавливают два фиксирующих штифта на возможно большем расстоянии друг от друга для фиксации относительного положения крышки корпуса и основания при последующих сборках. Фиксирующие конические штифты располагают наклонно или вертикально (см. рис. 5.7, а и б ) в зависимости от конструкции фланца. Там, где невозможно применение конических штифтов, встык соединения ставят со стороны каждой стенки по одному (всего 4) цилиндрическому штифту (см. рис. 5.7, в ). Диаметр штифта d = (0,7…0,8) ∙ d 3, где d 3− диаметр соединительного винта.

Отжимные винты. Уплотняющее покрытие плоскости разъёма склеивает крышку и основание корпуса. Для того чтобы обеспечить их разъединение, при разборке рекомендуют применять отжимные винты, которые ставят в двух противоположных местах крышки корпуса. Диаметр отжимных винтов принимают равным диаметру соединительных d 3или подшипниковых d 2стяжных винтов.

а б в

Проушины (см. рис. 5.8).

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой. По варианту рис. 5.8, а проушина выполнена в виде ребра жесткости с отверстием, по рис. 5.8, б − в виде сквозного отверстия в корпусе. Выбор конструкции проушины зависит от размеров и формы крышки корпуса.

Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку (рис. 5.9). Оба отверстия (рис. 5.9, а ) желательно располагать рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже его.

Дно желательно делать с уклоном 1...2° в сторону отверстия. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняют местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи (рис. 5.9). Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте, достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Форма и размер отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя и сливной пробки (см. рис. 5.1, 5.2). Наружные стороны отверстий оформляют опорными платиками. При установке маслоуказателя и сливной пробки с цилиндрической резьбой обязательно применяют уплотнительные прокладки из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой не требует уплотнения.

6. Разработка рабочей документации
курсового проекта

Передача внешнего зацепления с прямозубыми цилиндрическими колесами (т 5 мм; zi 22; z2 50) должна быть выполнена с межосевым расстоянием а 186 мм.
Для передач внешнего зацепления, нарезаемых долбяками, значительно расширяются возможности корригирования.
Для передач внешнего зацепления с этой точки зрения наилучшие результаты получаются при применении положительных передач вследствие увеличения радиусов кривизны боковых поверхностей.
Цилиндрическая прямозубая передача внутреннего зацепления.| Зубчатое зацепление. Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, как наиболее распространенные.
Для цилиндрической эвольвентой передачи внешнего зацепления, составленной из колес, нарезанных реечным инструментом со стандартными параметрами (СТ СЭВ 308 - 76), необходимо выполнить расчет основных геометрических параметров и произвести проверку результатов проектирования по качественным показателям.
Блокирующие контуры для передач внешнего зацепления, составленных из колес, нарезанных долбяками (рис. 22 - 207), построены для колес со стандартным исходным контуром (ГОСТ 3058 - 54), рассчитанных по системе, сохраняющей стандартный радиальный зазор в зацеплении при любой коррекции. По штриховым линиям на контурах и шкале Д с легко подобрать коэффициенты смещения также и при любой степени изношенности долбяка. Предполагается, что оба колеса пары нарезаны одним и тем же долбяком.

Знак плюс относится к передачам внешнего зацепления, а минус - внутреннего зацепления.
Допуски конических зубчатых колес и передач внешнего зацепления установлены ГОСТом 9368 - 60 при т 1 мм, диаметре делительной окружности колес до 320 мм для колес с прямыми и косыми зубьями и ГОСТом 1758 - 56 при т 1 до 30 мм, диаметре делительной окружности колес до 2000 мм - для колес с прямыми, косыми и криволинейными зубьями.
Большим преимуществом передач внутреннего зацепления перед передачами внешнего зацепления является их компактность.
Расчеты соответствуют также рекомендациям стандартов СЭВ для передач внешнего зацепления. ГОСТ 21354 - 75 регламентируется расчет цилиндрических передач. Расчетные зависимости для конических передач получены с учетом тех же рекомендаций с целью обеспечения единого подхода к расчету как конических, так и цилиндрических передач.
Во избежание подрезания зубьев эвольвентных нулевых колес для передач внешнего зацепления при а 20 и / г 1 0 следует выбирать 2min 17; при А 0 8 соответственно zmj, 14 (см. гл.
Во избежание подрезания зубьев эвольвентных нулевых колес для передач внешнего зацепления при а 20 и h 1 0 следует выбирать zmin 17; при / i 0 8 соответственно zm - n 4 (см. гл.

По относительному расположению поверхностей вершин и впадин колес различают: передачи внешнего зацепления, в которых оба зубчатых колеса имеют внешние зубья, и передачи внутреннего зацепления, в которых одно из колес имеет внешние зубья, а второе - внутренние.
Долбяк и нарезаемая шестерня (колесо с наружными зубьями) представляют собой передачу внешнего зацепления, поэтому все изложенное ранее о сцеплении долбяка с прямозубой шестерней остается в силе.
Разность коэффициентов смещений у передач внутреннего зацепления имеет тоже влияние, что сумма коэффициентов смещения для передач внешнего зацепления.
Цилиндрические зубчатые пары внутреннего зацепления служат для передачи вращения между параллельными осями, причем в отличие от передач внешнего зацепления, оба колеса в них вращаются в одном направлении.
Расчет величин Wj и znj производится по схемам алгоритмов, данных на рис. 2.7, а для зубчатых колес передачи внешнего зацепления и на рис. 2.7 6 для колес, образующих пару внутреннего зацепления.
Расчет величин Wj и znj - производится по схемам алгоритмов, данных на рис. 2.7, а для зубчатых колес передачи внешнего зацепления и на рис. 2.7, б для колес, образующих пару внутреннего зацепления.

Верхние знаки-для передач с внутренним зацеплением, в которых головки зубьев расположены внутри начальных окружностей, а ножки-вне этих окружностей (см. рис. 32 а); нижние - для передач внешнего зацепления.
Формулы для расчета геометрических параметров зубчатой передачи внутреннего зацепления с колесами, нарезанными немодифицированным долбяком, приведены в табл. 7.10 (для модифицированного долбяка см. ГОСТ 19274 - 73), для передач внешнего зацепления см. 1 ч, гл.
Различают передачи внешнего и внутреннего зацепления. К передачам внешнего зацепления относятся: цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи с линейным касанием - прямозубые, косозубые, шевронные; цилиндрические зубчатые винтокруговые передачи с точечным касанием (системы М. Л. Новикова); конические зубчатые колеса с линейным касанием - прямозубые и косозубые с точечным касанием - с круговыми зубьями; гиперболические зубчатые передачи с точечным касанием - винтовые я гипоидные колеса, и передачи с линейным касанием - червячные передачи с цилиндрическим и глобоидальным червяком.
Схема к доказательству основной теоремы зацепления. В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передои бывают внешнего (см. рис. 8.1) н внутреннего (рис. 8.5) шцепления. Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, (ак наиболее распространенные.
Реечная передача.| Цилиндрическая прямозубая передача внутреннего зацепления.
В зависимости от взаимного расположения колес зубчатые передачи бывают внешнего (см. рис. 8.1) и внутреннего (рис. 8.5) зацепления. Ниже рассматриваются передачи внешнего зацепления, как наиболее распространенные.
Внешнее и внутреннее зацепление пары цилиндрических. Обычно в передаче внутреннего зацепления ведущим элементом является шестерня внешнего зацепления, которая устанавливается внутри колеса с внутренними зубьями, благодаря чему, по сравнению с передачей внешнего зацепления, значительно сокращается межосевое расстояние и передача получается более компактной. Межосевое расстояние передачи внешнего зацепления примерно в 2 4 раза больше, чем у передачи внутреннего зацепления. Кроме того, вогнутый профиль зубьев колеса внутреннего зацепления сопрягается с выпуклым профилем зубьев шестерни внешнего зацепления, в результате чего срок службы и прочность передачи внутреннего зацепления выше, чем у передачи внешнего зацепления.
Знак плюс принимают для передач внешнего зацепления, знак минус-для передач внутреннего зацепления. Далее рассматриваются только передачи внешнего зацепления.
Знак плюс принимают для передач внешнего зацепления, знак минус - для передач внутреннего зацепления. Далее рассматриваются только передачи внешнего зацепления.
Схема замера длины общей нормали зубьев цилиндрических колес. Для зубчатых колес, нарезанных инструментом с модифицированным исходным контуром, постоянная хорда не должна находиться на модифицированном участке зуба. Соответствующая проверка выполняется по формулам ГОСТ 16532 - 70 для передач внешнего зацепления и ГОСТ 19274 - 73 для передач внутреннего зацепления.
Наряду с государственными стандартами в отраслях действуют другие нормативно-технические документы, отражающие Б технических требованиях к изделиям общемашиностроительного применения специфику отраслей. Так, важное значение имеют руководящие технические материалы, разработанные Миктяжмашем на цилиндрические эволь-вентные передачи внешнего зацепления и передачи с зацеплением Новикова; отраслевые стандарты на зубчатые передачи, созданные НИИтракторосельхозмашем; альбомы рабочих чертежей на цилиндрические и конические зубчатые передачи, выпущенные Министерством машиностроения для легкой, пищевой промышленности и бытовых приборов.
Знак передаточного отношения определяется множителем (- 1), где t - число передач внешнего зацепления. Но значение н в таких передачах относительно невелико, так как оно ограничено допустимой величиной г, и г, а числа зубьев промежуточных колес (2 и 3 на рис. 15.2), находящихся одновременно в зацеплении с предшествующими и последующими колесами, не влияют на величину общего передаточного отношения механизма.
Знак передаточного отношения определяется множителем (- 1), где / - число передач внешнего зацепления. Но значение м, в таких передачах относительно невелико, так как оно ограничено допустимой величиной г, и г, а числа зубьев промежуточных колес (2 и 3 на рис. 15.2), находящихся одновременно в зацеплении с предшествующими и последующими колесами, не влияют на величину общего передаточного отношения механизма.
Знак передаточного отношения определяется множителем (-) р, где р - число передач внешнего зацепления.
В зависимости от взаимного расположения зубчатых колес различают зубчатые передачи с внешним (а, б, в) и внутренним (г) зацеплением. В первом случае колеса передачи вращаются в противоположных направлениях, во втором - направления вращения колес совпадают. Наиболее распространены передачи внешнего зацепления.
В связи с этим необходима проверка качества зацепления по геометрическим показателям. Если выбор г и х производится в зацеплении с указаниями § 2.3, то для передач внешнего зацепления указанная проверка не нужна.
Внешнее и внутреннее зацепление пары цилиндрических. Обычно в передаче внутреннего зацепления ведущим элементом является шестерня внешнего зацепления, которая устанавливается внутри колеса с внутренними зубьями, благодаря чему, по сравнению с передачей внешнего зацепления, значительно сокращается межосевое расстояние и передача получается более компактной. Межосевое расстояние передачи внешнего зацепления примерно в 2 4 раза больше, чем у передачи внутреннего зацепления. Кроме того, вогнутый профиль зубьев колеса внутреннего зацепления сопрягается с выпуклым профилем зубьев шестерни внешнего зацепления, в результате чего срок службы и прочность передачи внутреннего зацепления выше, чем у передачи внешнего зацепления.

Передаточное число в отличие от передаточного отношения всегда положительное и не может быть меньше единицы. Передаточное число характеризует передачу только количественно. Передаточное число и передаточное отношение могут совпадать только у передачи внутреннего зацепления. У передач внешнего зацепления они не совпадают, так как имеют разные знаки: передаточное отношение - отрицательное, а передаточное число - положительное.
Как называют сопрягаемые колеса зубчатой передачи. Что такое передача внутреннего зацепления, чем она отличается от передачи внешнего зацепления. Какими основными факторами предопределено преимущественное применение зубчатых передач в трансмиссиях строительных машин.

ОТРАСЛЕВОЙ СТАНДАРТ

2. Термины и обозначения, применяемые в стандарте, - по ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 16531-83.

3. Схема расчета геометрии приведена на черт. 1.

4. Расчет по формулам должен производиться с погрешностью измерения:

Таблица 1

6. Геометрические параметры зубчатых передач и колес приведены на черт. 2 и 3.

Примечания: 1. Допускается изменение значений диаметров вершин зубьев и расчет их по другим формулам для получения требуемых качеств зацепления по геометрическим параметрам.

2. Расчет диаметров вершин зубчатых колес при окончательной обработке внутренних зубьев зуборезным долбяком приведен в справочном приложении 1.

8. Формулы расчета геометрических параметров, необходимых для сведения и расчета на прочность зубчатых колес, приведены в табл. 3.

Таблица 3

Примечание. При наличии притупления продольной кромки зуба радиусом ? к угол ? к следует определять по формуле

10. Формулы расчета длины линии зацепления и расшифровки диаграмм для шестерни (черт. 4) и колеса (черт. 5) приведены в табл. 5.

Таблица 5

11. Формулы проверки качества зацепления по геометрическим показателям приведены в табл. 6.

Таблица 6

Примечания: 1. При необходимости расчета коэффициента перекрытия с учетом притупления продольных кромок зубьев, в расчетные формулы подставляются вместо значений ? а значения ? к .

2. При уточненном расчете радиусов кривизны в граничных точках следует учитывать вид переходной поверхности и параметры производящих поверхностей.

12. Пример расчета геометрических параметров приведен в справочном приложении 2.

ПРИЛОЖЕНИЕ 1

Справочное

РАСЧЕТ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

1. Исходные параметры инструмента реечного типа приведены в табл. 1

Таблица 1

2. Исходные параметры зуборезного долбяка приведены в табл. 2

Таблица 2

3. Формулы расчета диаметра колеса, окончательно обработанного зуборезным долбяком, приведены в табл. 3.

Таблица 3

4. Формулы расчета координат точек эвольвенты приведены в табл. 4

Таблица 4

Примечание. Для определения координат использована прямоугольная система координат X0Y с центром на оси зубчатого колеса и осью Y , совпадающей с осью симметрии зуба.

5. Формулы расчета параметров переходной кривой у впадины зуба шестерни, указанных на черт. 1 и 2, приведены в табл. 5.

Таблица 5

6. Формулы расчета параметров переходной кривой у впадины зуба колеса, указанных на черт. 3 и 4, приведены в табл. 6.

Таблица 6

7. Формулы расчета диаметров граничных точек зон зацепления приведены в табл. 7.

Таблица 7

8. Формулы расчета кинематических параметров приведены в табл. 8.

Таблица 8

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

Справочное

ПРИМЕР РАСЧЕТА ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

1. Исходные данные для расчета приведены в табл. 1.

Таблица 1

2. Номинальные размеры основных геометрических параметров, подсчитанные по формулам, приведены в табл. 2.

Таблица 2

3. Номинальные размеры геометрических параметров, необходимых для сведения и расчета на прочность зубчатых колес, приведены в табл. 3.

Таблица 3

4. Номинальные размеры для контроля приведены в табл. 4.

Таблица 4

5. Номинальные размеры длины линии зацепления и диаметра окружности модификации головок зубьев приведены в табл. 5

Таблица 5

6. Номинальные размеры для проверки качества зацепления по геометрическим показателям приведены в табл. 6.

Таблица 6

7. Исходные параметры фрезы червячной правой m3?112АА-1 ГОСТ 9324-79 приведены в табл. 7.

Таблица 7

8. Исходные параметры зуборезного долбяка чашечного прямозубого m3?50А-Ш ГОСТ 9323-79 приведены в табл. 8.

Таблица 8

9. Номинальные размеры диаметров колеса, окончательно обработанного зуборезным долбяком, приведены в табл. 9.

Таблица 9