18Авг

Главная передача: виды, устройство и принцип работы

18 Авг 2023 alexxlab Комментировать

Содержание

Центральная (главная) передача

Центральной передачей называется агрегат трансмиссии, связываю­щий КП с механизмами поворота (для гусеничного трактора) или с диффе­ренциалом (для колесного трактора).

На тракторах с четырьмя ведущими колесами центральные передачи располагаются в картерах ведущих мостов.

Центральная передача служит для увеличения общего передаточного числа трансмиссии и передачи крутящих моментов на валы, расположенные под углом.

Центральные передачи классифицируют по числу и виду зубчатых колес и числу ступеней.

По числу зубчатых колес центральные передачи подразделяют на одинарные — с одной парой зубчатых колес и двойные -с двумя парами зубчатых колес. Двойные центральные передачи на отечественных тракторах не применяют.

Одинарные центральные передачи по виду зубчатых колес подразделяют на конические — с коническими зубчатыми коле­сами, цилиндрические — с цилиндрическими зубчатыми колесами, червячные — с червяком и червячным колесом игипоидные — с гипоидным зацеплением конических зубчатых колес.

Центральная передача, выполненная в виде червячного редуктора, на отечественных тракторах не применяется.

Центральные передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами применяются при наличии на тракторе КП с поперечными валами.

Наибольшее распространение имеют центральные передачи с кони­ческими зубчатыми колесами, которые могут быть выполнены с прямым, тангенциальным и спиральным (в большинстве случаев круговым) зубом.

На современных тракторах широкое распространение получили конические центральные передачи с круговым зубом.

Если в конической передаче со спиральным зубом оси зубчатых колес не пересекаются, а перекрещиваютя, то мы имеем гипоидную передачу. Такие передачи в качестве центральных получили широкое распространение на автомобилях.

По числу ступеней центральной передачи различают одноступенчатые — центральные передачи с одним передаточным числом, и двухступенчатые — центральные передачи, имеющие две переключаемые передачи с разными передаточными числами.

Конструкция центральной передачи определяется общей компонов­кой трактора с учетом его назначения, номинального тягового усилия и гипа движителя.

Одинарная центральная передача (рис. 5.1) компактна, имеет малую массу и невысокую стоимость. Она проста в производстве и эксплуатации. Ее применение ограничено передаточным числом иц ≤7. При увеличении передаточного числа иц увеличиваются размеры зубчатых колес, что приводит к уменьшению дорожного просвета трактора.

Одинарная коническая центральная передача (рис. 5.1,а), состоящая из ведущей шестерни 1 и ведомого колеса 2, получила самое широкое распространение на тракторах. Из всех типов конических центральных передач наиболее распространена передача со спиральным, а в большинстве случаев — круговым зубом, выполненным по дуге окружности, диаметр которой определяется диаметром резцовой головки. Размеры центральной передачи с круговым зубом меньше чем с прямым. С целью улучшения прирабатываемости зубьев число зубьев колеса Z2 и шестерни Z1 не кратно.

Моному передаточное число всех типов центральных передач с коническими зубчатыми колесами выражается не целым числом.

Одинарная цилиндрическая центральная передача (рис. 5.1,6) применяется на тракторах при наличии КП с поперечными валами. Передача состоит из ведущей шестерни 1 и ведомого колеса 2, закрепленного на корпусе дифференциала 3. При этом зубчатые колеса могут выполняться как косозубыми, так и косозубыми. На отечественных тракторах применяются только прямозубые цилиндрические зубчатые колеса. Более предпочтительно использование косозубых цилиндрических зубчатых колес, так как ими обладают большей несущей способностью и бесшумностью в работе.Однако при этом необходимо учитывать, что опоры подшипников дополнительно нагружаются осевой силой.

Перспективным для тракторов является применение одинарных центральных гипоидных передач (рис. 5.1,в). Гипоидная передача представляет собой зацепление ведущего 1 и ведомого 2 конических зубчатых колес со спиральным зубом, оси которых не пересекаются, а перекрещиваются. При этом ось шестерни 1 смещена относительно оси колеса 2 на величину гипоидного смещения Е. В зависимости от требований компоновки ось шестерни может быть смещена относительно оси колеса вверх или вниз. В существующих конструкциях величина гипоидного смещения Е=30…45 мм.

Основными достоинствами гипоидных передач (по сравнению с коническими с круговым зубом) являются большая прочность и бесшумность в работе.

В гипоидных передачах чистое качение отсутствует. Для них характерно скольжение зубьев при высоком давлении. Поэтому для обеспечения нормальной работы гипоидной передачи необходимо применять специальное гипоидное масло, наличие специальных присадок в котором препятствует разрушению масляной пленки в контакте зубьев.

На отечественных тракторах центральные гипоидные передачи не применяются. Однако они получили широкое распространение на автомобилях и зарубежных тракторах.

Одинарная центральная червячная передача (рис. 5.1,г) состоит из червяка 1 и червячного колеса 2. При этом в зависимости от требований компоновки передача может быть выполнена с верхним расположением червяка или с нижним. По сравнению с центральными передачами других типов червячная передача наиболее бесшумна, обеспечивает большую плавность зацепления и, как следствие, минимальные динамические нагрузки. Однако в связи с низким КПД (порядка 0,9…0,92), более высокой трудоемкостью изготовления и необходимостью применения для изготовления червячного колеса дорогих материалов (оловянистой бронзы) центральная червячная передача не получила распространения на тракторах.

В зависимости от степени загруженности центральной передачи ее опорами служат шарикоподшипники, цилиндрические или конические роликоподшипники. При применении последних, помимо регулировки зацепления конических шестерен, необходима и их регулировка.

На рис. 5.2 представлена центральная передача ведущего моста трактора Т-150K. Центральная передача выполнена одинарной конической с круговым зубом. Вал-шестерня 17 центральной передачи установлен на лил конических радиально-упорных подшипника 6 и 9. Ведомое колесо 18 установлено на корпусе 3 дифференциала, а он в свою очередь — на два конических радиально-упорных подшипника 22.

Поскольку радиально-упорные подшипники при сборке узла требуют обязательной регулировки, то в конструкции для этой цели предусмотрены регулировочные прокладки 15 и регулировочные гайки 20. В связи с тем, что в зависимости от направления вращения вала-шестерни 17 может меняться направление действующей на него осевой силы, подшипники 6 и 9 |устанавливаются с предварительным натягом.

Предварительный натяг подшипников влияет на долговечность центральной передачи. С увеличением натяга повышается стабильность зацепления зубчатых колес. Однако чрезмерный натяг ухудшает условияработы подшипников, снижает КПД центральной передачи и приводит к ускоренному ее изнашиванию. Величина предварительного натяга подшипников рассматриваемой конструкции зависит от толщины регулировочных прок ладок 15.

С уменьшением толщины прокладок при затягивании гайки 11 происходит сближение внутренних колец подшипников 6 и 9 и увеличивается их натяг. Для уменьшения натяга подшипников следует увеличивать толщину регулировочных прокладок 15.

Обычно на практике натяг подшипников контролируется по моменту, необходимому для проворачивания вала-шестерни 17 на подшипниках, устанавливаемых в стакане 7. Для этого стакан в сборе с валом-шестерней вытаскивают из корпуса 8 редуктора. Величина момента сопротивления проворачиванию вала-шестерни принимается равной 1,0…4,0 Нм, зависит от размеров центральной передачи и задается заводом — изготовителем. Необходимый осевой зазор в подшипниках 22 обеспечивается регулировочными гайками 20, которые стопорятся пластинами 21.

Дли демонтажа вала-шестерни 17 в сборе со стаканом 7 и подшипниками 6 и 9 из корпуса 8 редуктора в данной конструкции предусмотрен болт 13, при заворачивании которого осуществляется выход стакана из корпуса.

Регулировка конической зубчатой пары осуществляется путем взаимного перемещения вала-шестерни 17, изменением толщины комплекта регулировочных прокладок 14, и колеса 18 с помощью регулировочных гаек 20. Регулировка зацепления конической пары осуществляется только после регулировки предварительного натяга подшипников 6,9 и осевого зазора в подшипниках 22. Перемещение колеса 18, не нарушая регулировку подшипников 22, осуществляется вращением регулировочных гаек 20 со стороны противоположных подшипников в разные стороны, но на оди­наковые углы.

Рис. 5.2. Редуктор ведущего моста трактора Т-150К:
I 4- полуосевые шестерни; 2 — ось сателлитов; 3 — корпус дифференциала; 5 — сателлит; 6 9 и 22 — конические роликовые радиально-упорные подшипники; 7 — стакан, 8- корпус редуктора; 10 — манжетные уплотнения; 11 — гайка; 12 — фланец; 13 — болт; 14 регулировочные прокладки; 16 — распорная втулка; 17 — вал-шестерня центральной передачи 18 — колесо центральной передачи; 19- опорная шайба сателлита, 20 — регулировочная гайка; 21 — стопорная пластина; 23 — опорная шайба полуоссвои шестерни

Правильность зацепления конической зубчатой пары проверяют по расположению пятна контакта на зубьях. Для этого на зубья шестерни наносят слой краски и шестерню проворачивают. При правильно отрегулированном зацеплении конической зубчатой пары пятно контакта должно находится в средней части зуба.

Осевая сила, возникающая в зацеплении конической зубчатой пары, поз действует на колесо и вызывает его деформацию. В результате нарушать точность зацепления зубчатых колес, что ведет к увеличению шума при работе передачи и снижению ее долговечности. Поэтому в тяжело натуженных конических центральных передачах для уменьшения деформации зубчатого колеса устанавливают специальный упор, расположенный напротив места зацепления зубчатых колес (рис. 5.3).

Наиболее широкое распространение получил регулируемый упор (рис 5.3,а), выполненный в виде регулировочного болта 1 с бронзовым напрессованным наконечником 3 и контргайкой 2 для стопорения болта.

Реже встречаются конструкции с нерегулируемым упором (рис. 5.3,б), выполненным в виде вращающегося ролика 1, установленного на неподвижной оси 2.

Зазор между торцом зубчатого колеса и упором устанавливается в пределах 0,15…0,20 мм. В нормальных условиях эксплуатации трактора между торцом колеса и упором есть зазор. При работе трактора с перегрузкой зазор выбирается и часть осевой силы воспринимается упором. В результате ограничивается деформация зубчатого колеса.

Рис. 5.3. Установка упора конического колеса центральной передачи

В современных конструкциях тракторов ведущая коническая шестерня центральной передачи часто выполняется как одно целое со вторичным валом КП или крепится на хвостовике этого вала.

Двойная центральная передача имеет большую массу, размеры и стоимость по сравнению с одинарной. Она применяется только на колесных тракторах при необходимости получения больших передаточных чисел (6≤ иц12) без изменения дорожного просвета под картером и центральной передачи.

Схемы компоновки двойных центральных передач могут быть различны. При этом ее валы могут располагаться как в одной плоскости, так и в разных плоскостях. На рис. 5.4,а представлена наиболее распространенная двойной центральной передачи, в которой первая пара зубчатых колес коническая или гипоидная, а вторая — цилиндрическая.

На рис. 5.4,6 первая пара цилиндрическая, а вторая — коническая или гипоидная.

Двойная центральная передача с валами, расположенными в одной плоскости, выполненная по первой схеме (рис. 5.4,а), представлена на рис. 5.5. Коническая шестерня 1 с круговым зубом выполнена как одно целое с валом и установлена консольно. Коническое колесо 2 смонтировано на одном валу с косозубой цилиндрической шестерней 4, выполненной как одно с валом. Цилиндрическое зубчатое колесо 5 закреплено на корпусе 7 дифференциала, который установлен на два конических радиально-упорных подшипника 9. Подшипники закреплены крышками 10 на шпильках, а с наружной стороны фиксируются регулировочными гайками 8 со стопора­ми. Регулировка подшипников 15 и 17 вала-шестерни 1 осуществляется прокладками и гайкой 14, как описано выше (см. рис. 5.2).

Подшипники 11 вала-шестерни 4 регулируют подбором толщины комплекта регулировочных прокладок 6. Зацепление конической зубчатой пары регулируют с помощью регулировочных прокладок 18 и 6. При этом, перемещение конического зубчатого колеса 2 осуществляется перестанов­кой прокладок 6 из под фланцев гнезд 3 подшипников левой и правой опоры.

Двухступенчатые центральные передачи применяются на колес­ных тракторах и грузовых автомобилях большой грузоподъемности. Они позволяют увеличить диапазон передаточных чисел трансмиссии в 1,5…2 раза и удвоить число передач при заданном количестве передач в КП.

В качестве примера на рис. 5.6 приведена двухступенчатая центральная передача с блокируемым планетарным рядом.

На высшей ступени солнечная шестерня 9 блокируется с водилом 10 планетарного ряда (корпусом дифференциала) и вращается как одно целое со скоростью ведомого конического колеса. На низшей ступени солнечная шестерня 9 зубчатым венцом 6 через гайку 5 блокируется с корпусом 4 центральной передачи. В результате эпициклическая шестерня 8, выполненная за одно целое с коническим колесом 1, вращает через сателлиты 2 и оси 3 водило 10 планетарного ряда (корпус дифференциала).

Переключение ступеней центральной передачи осуществляется перемещением солнечной шестерни 9 и выполненного как одно целое с ней зубчатого венца 6 в осевом направлении. Для включения повышающей ступени центральной передачи необходимо солнечную шестерню 9 ввести и шцепление одновременно с сателлитами 2 и зубчатым венцом 7, связанным с водилом 10 (корпусом дифференциала). Для включения пониженной ступени солнечная шестерня 9 входит в зацепление только с сателлитами 2, а выполненный за одно целое с ней зубчатый венец 6 — с зубьями гайки 5, соединенной с неподвижным корпусом 4.

Поскольку центральные передачи такого типа рассчитаны на приме- на мощных колесных тракторах, то с целью повышения долговечности конических зубчатых колес вал-шестерню 14 часто устанавливают на три подшипника: 13 радиальный роликовый и 15 и 16 конические радиально упорные. В результате под действием сил в зацеплении зубчатых колес происходит их меньшая деформация (не нарушается их зацепление).

Рис. 5.6. Двухступенчатая центральная передача с блокируемым планетарным рядом

К недостаткам двухступенчатых центральных передач следует отнести сложность конструкции и невозможность осуществления переключения ступеней при движении трактора без усложнения системы управления.

В связи с этим двухступенчатые центральные передачи получили очень ограниченное распространение на тракторах.

Смазывание центральной передачи. Смазывание зубчатых колес и подшипников центральной передачи осуществляется трансмиссионным маслом, залитым в катер, разбрызгиванием его вращающимися шестернями.

В современных конструкциях конической и гипоидной центральных передачах предусматривают принудительное смазывание зубьев конической пары в зоне зацепления и циркуляционное смазывание подшипников (см. рис. 5.5). Конические роликовые подшипники 15 и 17 представляют собой своеобразные центробежные насосы, в которых под действием центробежных сил масло перекачивается со стороны меньшего диаметра роликов на сторону большего их диаметра.

Поэтому масло к подшипникам вала-шестерни 1 должно подаваться и полость между подшипниками, куда обращены меньшие диаметры роликов.

Для этого в картере центральной передачи предусмотрен специальный широкий карман 12, из которого масло по каналу 13 попадает в полость между подшипниками. Масло, циркулируя через подшипник 17, усыновленный непосредственно у шестерни 1, попутно обильно смазывает »убья в зоне зацепления дополнительно к тому маслу, которое захватывается колесом 2 из масляного резервуара центральной передачи.

Для циркуляционного смазывания подшипника 15 в картере выполнен отводной канал 16, который берет начало в полости за этим подшипником. В случае засорения этого канала в полости за подшипником создается повышенное давление, что может привести к течи масла через уплотнения. В любом механизме, в котором применяются уплотнительные сальники, предусматривается сохранение в картере давления на уровне атмосферного. Для этой цели в картере центральной передачи имеется сапун.

В центральных передачах (рис. 5.6), где вал-шестерня 14 устанавливается на три подшипника (13 — роликовом радиальном; 15 и 16 — роликовых радиально-упорных) для обеспечения принудительной смазывания конических зубчатых колес и циркуляционного смазывания подшипников в картере 4 предусматривают специальный широкий карман 12 для забора масла и подачи его в полость между подшипниками 15 и 16 и отводной камни 17 для удаления масла из полости за подшипником 16.

Уход за центральной передачей. Техническое обслуживание центральной передачи состоит в периодической проверке и поддержании необходимого уровня масла в ее картере, в проверке и регулировке зацеплении конической зубчатой пары и регулировке радиально-упорных шариковых н конических роликовых подшипников.

ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА судовая — Словарь морских терминов на Корабел.ру

Словарь морских терминов

совокупность взаимосвязанных механизмов и обслуживающих их систем, передающих мощность от главного двигателя к движителю. Главная Передача, обычно располагаемая между главным двигателем и валопроводом, предназначена для преобразования или сохранения крутящего момента и частоты вращения главного двигателя, подводимых к движителю. По принципу действия и взаимодействию элементов Главные Передачи разделяют на механическую, гидравлическую, электрическую и комбинированную. Главные Передачи различаются способностью передавать крутящий момент и частоту вращения без изменения или изменяя их, а также выполнять эти преобразования одновременно. Для Главной Передач характерны 2 показателя: коэффициент трансформации крутящего момента k = M2/M1, где MI и М2—крутящие моменты на входном и выходном валах передачи, и передаточное отношение I = П2/П1, где П1 и П2 — частота вращения входного и выходного валов. Эти показатели определяют КПД Главной Передачи: г| = М2П2/М1П1 = ki. По изменению их во время работы Главные Передачи можно разделить на 3 группы: 1) обеспечивающие при всех условиях работы постоянство коэффициентов К и i (k = const; i = const), осуществляется в Главных Передачах, элементами которых являются односкоростные зубчатые редукторы, кулачковые, фрикционные и шинно-пневматические муфты, наиболее простой вариант — передача с k= 1 и i=1, которая называется непосредственной, или прямой; 2) сохраняющие постоянство коэффициенты трансформации момента (k = const) при переменном передаточном отношении (i = var), эти свойства передачи обеспечиваются гидродинаммческими и электромагнитными муфтами скольжения; 3) допускающие одновременное изменение k и i (k = var, i = var) — такие изменения могут осуществляться при помощи гидродинамических преобразователей крутящего момента, электропередач, а также в многоскоростных зубчатых редукторах. В Главную Передачу могут входить следующие элементы: насосы, гидравлические и электрические двигатели, гидравлические преобразователи крутящего момента, редукторы, муфты и т. д. Количество и типы элементов, объединенных в одной передаче, определяются требованиями, предъявляемыми к главной энергетической установке. Главная Передача может быть представлена и одним элементом, например соединительной муфтой. Исполнение Главной Передачи возможно в едином корпусе (например, гидродинамическая муфта) или с раздельным размещением элементов (гидростатическая передача). В современных главных энергетических установках Главные Передачи могут обеспечивать повышение тяговых характеристик судна, предохранение главных двигателей от перегрузок, управление скоростью и направлением движения судна (реверсивные передачи), наиболее рациональное размещение ГЭУ путем суммирования мощностей нескольких двигателей на одном движителе (суммирующие передачи) и раздвоения мощности 1 двигателя на 2 движителя (передачи с раздвоением мощности), повышать пропульсивный коэффициент и т. д. Основные направления совершенствования Главной Передачи — повышение КПД, уменьшение массы и габаритов, создание универсальных рядов, удовлетворяющих потребности судостроения.
По данным
«МОРСКОЙ ЭНЦИКЛОПЕДИЧЕСКИЙ СЛОВАРЬ» в двух томах, том 1. Под редакцией академика Н.Н.Исанина

Базовая терминология и расчет передач

  • ВЕРШИНА
    • >
  • Знание передач
    • >
  • Азбука передач — B
    • >
  • Базовая терминология и расчет передач


Размер шестерни, угол давления, количество зубьев… мы вводим основную терминологию, измерения и относительные выражения, необходимые для понимания основных технологий зубчатых передач.

Сравнительный размер зубьев шестерни

В соответствии с рекомендациями ISO (Международной организации по стандартизации) размер модуля обозначается как единица, представляющая размеры зубьев шестерни. Однако используются и другие методы.

Модуль (м)

м = 1 (p = 3,1416)
м = 2 (p = 6,2832)
м = 4 (p = 12,566)


Рис.2.1 Профили зубьев реек

Если умножить модуль Пи, вы можете получить Шаг (p). Шаг – это расстояние между соответствующими точками на соседних зубах.

p = Pi x Модуль = πm (2.1)

Пример расчета

Каков размер шага (p) шестерни с модулем m = 3?

p = πm = 9,4248

CP (круговой шаг)

Круговой шаг (CP) обозначает эталонный шаг (p).
Например, вы можете производить шестерни с точным интегральным значением, например CP5/CP10/CP15/CP20.

Преобразование CP в модуль
m = CP / π (2.2)

Пример расчета

CP10 преобразуется в модуль следующим образом ;

м = 10 / 3,1416 = 3,1831

DP (диаметральный шаг)

DP означает диаметральный шаг.
По стандартам ISO единица миллиметр (мм) предназначена для выражения длины, однако в США, Великобритании и других странах используется единица измерения дюйм; Диаметральный шаг также используется в этих странах.

Преобразование DP в модуль
m = 25,4 / DP (2.3)

Пример расчета

DP 8 преобразуется в модуль следующим образом ;

м = 25,4 / 8 = 3,175

Угол давления (α)

Угол давления — это угол наклона зуба шестерни, элемент, определяющий профиль зуба.
В последнее время угол давления (α) обычно устанавливается равным 20°, однако преобладали шестерни 14,5°.

Рис. 2.2 Нормализованный профиль зуба по эталону

(Важная терминология и номенклатура зубчатых колес на рис. 2.2)

  • Базовая линия
  • Угол давления
  • Нормальная опорная линия
  • Шаг
  • Поверхность зуба
  • Корневая поверхность
  • Верхняя земля

Количество зубьев

Количество зубьев обозначает количество зубьев шестерни.
Они подсчитываются, как показано на рисунке 2.3. Число зубьев этой шестерни равно 10.

Рис. 2.3 Число зубьев

Модуль (m), Угол давления (α) и Число зубьев, введенные здесь, являются тремя основными элементами в составе зубчатого колеса. механизм. На основе этих элементов рассчитываются размеры зубчатых колес.

Глубина и толщина зуба

Глубина зуба определяется размером модуля (м). Здесь представлены профили зубьев (полная глубина), указанные в стандартах ISO и JIS (японские промышленные стандарты).
Пожалуйста, см. рисунок 2.4 ниже для пояснений для Глубина зуба (h) / Дополнение (ha) / Dedendum (hf).
Глубина зуба (h) — это расстояние между вершиной зуба и корнем зуба.

h = 2,25 м
(= Дополнение + Вывод) (2.4)

Рис. 2.4 Глубина и толщина зуба

(Важная терминология и номенклатура зубчатых колес на рис. 2.4)

  • Базовая линия
  • Шаг
  • Толщина зуба
  • Приложение
  • Дедендум
  • Глубина зуба
  • Наконечник зуба
  • Корень зуба

Дополнение (га) — расстояние между базовой линией и вершиной зуба.

га = 1,00 м (2,5)

Дедендум (hf) — расстояние между базовой линией и корнем зуба.

hf = 1,25 м (2,6)

Толщина зуба (s) в основном составляет половину значения шага (p). * Шаг (p) = πm

s = πm / 2 (2.7)

Примеры расчетов

Ниже приведены расчеты глубины зуба (h)/добавления (ha)/дедендума (hf) для зубчатого колеса с модулем 2.

h = 2,25 м = 2,25 × 2 = 4,50
га = 1,00 м = 1,00 × 2 = 2,00
hf = 1,25 м = 1,25 × 2 = 2,50 ‘ Модуль», «Угол давления», «Количество зубьев» и «Глубина и толщина зуба». В этом разделе мы познакомим вас с основными частями цилиндрических зубчатых колес (цилиндрическими зубчатыми колесами) и расчетами размеров.

Диаметр шестерен (размер)

Размер шестерен определяется в соответствии с эталонным диаметром (d) и определяется этими другими факторами; базовый круг, Шаг, Толщина зуба, Глубина зуба, Дополнение и Дедендум.

Базовый диаметр (d)

d = zm(2,8)

Диаметр наконечника (da)

da = d + 2 м(2,9)

Диаметр основания (df)

df ＝ г — 2,5 м (2,10 )

Рис. 2.5 Диаметр шестерен

(Важная терминология и номенклатура шестерен на рис. 2.5)

  • Приложение
  • Дедендум
  • Диаметр корня
  • Базовый диаметр
  • Диаметр наконечника

Добавление и окружность дедендума, представленные здесь, являются эталонной окружностью, которую нельзя увидеть на шестерне, поскольку это виртуальная окружность, определяемая размером шестерни.

Примеры расчетов

Ниже приведены расчеты исходного диаметра / диаметра вершины / диаметра основания для цилиндрического зубчатого колеса с модулем (m) 2 и 20 зубьями (z).

d = zm = 20 x 2 = 40
da = d + 2 m = 40 + 4 = 44
df = d – 2,5 м = 40 – 5 = 35 Модуль ( m) = 4
Количество зубьев (z) = 40 (угол зацепления α = 20°)

Базовый диаметр д =
Диаметр наконечника да =
Диаметр основания дф =

Рис. 2.6 Номенклатура рабочих шестерен

(Важная терминология и номенклатура шестерен на рис. 2.6)

  • Диаметр наконечника
  • Базовый диаметр
  • Диаметр основания
  • Диаметр корня
  • Ширина лица
  • Толщина зуба
  • Базовый шаг
  • Осевая линия
  • Угол давления
  • Люфт
  • Глубина зуба
  • Приложение
  • Дедендум
  • Межосевое расстояние
  • Наконечник и корневой зазор

Таблица 2.1 Символы и номенклатура шестерен

Термины Символы Условия Символы
Модуль м Толщина зуба с
Угол давления α Базовый диаметр д
Номер зуба с Диаметр наконечника да
Шаг р Диаметр корня дф
Глубина зуба ч Расстояние до центра и
Приложение га Люфт и
Дедендум хф Наконечник и зазор корня в

Расстояние между центрами и люфт

Когда пара шестерен находится в зацеплении так, что их опорные окружности соприкасаются, межосевое расстояние (a) составляет половину суммы их опорных диаметров.

Расстояние до центра (а)

a = ( d1 + d2 ) / 2(2.11)

Рис. 2.7 Расстояние между центрами

Зубчатые колеса могут зацепляться, как показано на рис. может работать бесперебойно. Люфт – это люфт между поверхностями зубьев парных шестерен в зацеплении.
Сопрягаемые шестерни также имеют зазор (люфт) по вертикали глубины зуба. Это называется зазором между вершиной и корнем (c), расстоянием между основанием зуба и вершиной зуба сопрягаемых шестерен.

Зазор кончика и корня (c)

c = 1,25 м — 1,00 м
= 0,25 м (2,12)

Рис. 2.8 Зазор между вершиной и основанием

(Важная терминология и номенклатура зубчатых колес на рис. 2.8)

  • Приложение круг
  • Круг Дедендума
  • Наконечник и корневой зазор

Примеры расчетов

Ниже приведены расчеты межцентрового расстояния (a) и зазора между вершинами и впадинами (c), когда модуль m = 2, шестерня z1 = 20, шестерня z2 = 40

Базовый диаметр шестерни d1 = 20 × 2 = 40
Опорно -диаметр передачи D2 = 40 × 2 = 80

Центральное расстояние a = (40 + 80) / 2 = 60

C = 0,25 × 2 = 0,5

Примеры

Расчеты. шестерни.

Термины Символы Формула Шестерня Шестерня
Модуль м — 2,5
Угол давления α 20°
Кол-во зубьев с 15 30
Базовый диаметр д с м 37,5 75
Приложение га 1,00 м 2,5 2,5
Дедендум вч 1,25 м 3,125 3,125
Глубина зуба ч 2,25 м 5,625 5,625
Диаметр наконечника да д + 2 м 42,5 80
Диаметр основания дф г — 2,5 м 31,25 68,75
Межцентровое расстояние и д1 + д2/2 56,25

Практический тест:
Расчеты размеров зубчатых колес.

Условия Символы Формула Шестерня Шестерня
Модуль м — 4
Угол давления α 20°
Кол-во зубьев с 12 60
Базовый диаметр д с м
Приложение га 1,00 м
Дедендум вч 1,25 м
Глубина зуба ч 2,25 м
Диаметр наконечника да г + 2 м
Диаметр основания дф г — 2,5 м
Межцентровое расстояние и д1 + д2/2

Косозубая шестерня

Цилиндрические шестерни с геликоидными зубьями называются косозубыми шестернями.
Большинство расчетов для цилиндрических зубчатых колес можно применить и к косозубым. Этот тип зубчатого колеса поставляется с двумя видами профилей зубьев в соответствии с базовой поверхностью. (Рисунок 2.9)

Рис. 2.9 Правосторонняя косозубая шестерня

(Важная терминология и номенклатура шестерен на рис. 2.9)

  • Обычный модуль
  • Поперечный модуль
  • Угол подъема спирали β

(a) Поперечная система (поперечный модуль / угол давления) * Поперечная ось обозначает центральную линию шестерни.
(b) Стандартная система (стандартный модуль/угол давления)

Реляционное выражение: поперечный модуль ( mt ) и нормальный модуль ( mn )

mt = mn / cos β(2.13)

Обе системы используются в стандартных редукторах KHK.
Поперечная система：KHG Заземляющие косозубые шестерни
Нормальная система：SH Косозубые шестерни

Базовый диаметр (d) косозубой шестерни с поперечной системой можно рассчитать по уравнению (2. 8).
Базовый диаметр (d) косозубого колеса с нормальной системой можно рассчитать по уравнению (2.14).

d = zmn / cos β(2.14)

Примеры расчетов

Ниже приведен расчет эталонного диаметра косозубого колеса с: 15° (П)
Базовый диаметр d = zmt = 30 × 2 = 60

Ниже приведен расчет эталонного диаметра косозубой шестерни с:
Нормальным модулем mn = 2, числом зубьев z = 30, углом подъема винтовой линии β = 15° (R)
эталонным диаметром d = zmn / cos β = 30 × 2 / cos 15° = 62,117

Практический тест:
Технические характеристики косозубого колеса

Нормальный модуль (mn) = 4 Угол подъема винтовой линии (β) = 15°

Поперечный модуль mt =

Поиск и устранение неисправностей шестерен: объяснение терминологии

Точечная коррозия

Когда поверхность зубчатого колеса постоянно подвергается нагрузке, а усилие вблизи точки контакта превышает предел усталости материала, возникают мелкие трещины, которые в конечном итоге перерастают в разделение мелких частей, образуя ямки (кратеры).

Начальная стадия Точечная коррозия

Первоначальная причина связана с небольшими выпуклыми участками поверхностей зубчатого колеса, контактирующими друг с другом, и локальной нагрузкой, превышающей предел усталости. По мере приведения в движение шестерен и износа поверхностей локальные выпуклости исчезают, нагрузка выравнивается, питтинг прекращается.

Прогрессирующая точечная коррозия

Даже после износа поверхностей зубчатых колес и выравнивания нагрузки со временем начинает появляться больше точечной коррозии, и ямки увеличиваются.
(1) Когда существует состояние перегрузки и нагрузка на поверхность зубчатого колеса превышает предел усталости материала.
(2) Во время движения распределение нагрузки по поверхности зубчатого колеса может стать неравномерным из-за прогиба различных частей, что приведет к превышению предела усталости.
Вот некоторые из возможных причин прогрессирующей точечной коррозии.

Задиры

Это состояние, при котором смазочное покрытие разрушается из-за перегрева локальных контактных площадок, что приводит к износу поверхности зубчатого колеса от контакта металла к металлу. Это состояние может прогрессировать от умеренного до критического.

Проточка

В направлении скольжения шестерни появляются канавки. Это часть абразивного износа, и возможны следующие причины.
(1) Износ из-за попадания твердого постороннего предмета, превышающего толщину масляной пленки, в зацепление шестерни.
(2) Износ из-за твердого постороннего предмета, по какой-то причине застрявшего в зубе противоположной шестерни.
(3) Износ от твердой выпуклой части зуба противоположной шестерни, врезающейся в зацепляющую шестерню.

Абразивный износ

Износ, который выглядит как травма от истирания или имеет вид притирки. Ниже приведены некоторые из причин.
(1) Возможен износ из-за попадания в смазку твердых посторонних предметов (таких как металлические частицы износа, заусенцы, окалина, песок и т. д.).
(2) Износ из-за разницы в твердости двух зацепляющихся шестерен, в которых твердая выпуклая часть впивается в более мягкую поверхность шестерни.

Адгезионный износ

Износ, обычно возникающий между металлами при скользящем контакте. Снижение износа зависит от типа, давления, скорости, расстояния и смазки.
Незначительная часть материала в контактных сварных швах (прилипаниях) и механизм износа возникает в результате их отслоения под действием силы сдвига.

Выкрашивание

Относится к симптому отпадания относительно крупной металлической стружки с поверхности зубчатого колеса из-за усталости материала под поверхностью при высокой нагрузке. Вогнутая часть поверхности зубчатого колеса большая, а форма и глубина неправильные. Поскольку приложенная сила сдвига превышает предел выносливости материала, появляются и растут усталостные трещины, что может привести к поломке зуба.

Чрезмерный износ

Износ от поверхности зубчатого колеса, подвергающегося интенсивному повторяющемуся контакту металла с металлом, который возникает, когда масляная пленка тонкая и смазка недостаточна по сравнению с нагрузкой и шероховатостью поверхности зубчатого колеса. Это состояние имеет тенденцию возникать при работе на очень низкой скорости и высокой нагрузке.

Поломка из-за перегрузки

Поломка из-за неожиданно большой нагрузки в течение одного или нескольких рабочих циклов (Обычно сюда не включаются ошибки проектирования или изготовления). Поверхность излома волокнисто распространяется от начальной точки и указывает на внезапное расщепление. Причина в том, что нагрузка превышает предел прочности на растяжение материала шестерни. Это может произойти из-за первичного двигателя, ведомого механизма или поломки подшипников или других шестерен, что может вызвать заедание зубьев, внезапную остановку или концентрацию нагрузки из-за неравномерного контакта зубьев.

Усталостная поломка

Это случай, когда корневая часть зубчатого колеса подвергается многократной нагрузке, превышающей предел усталости материала. Трещина, которая начинается в углу корня шестерни, распространяется до тех пор, пока зуб не сломается. Поверхность излома относительно гладкая, и начальную точку часто можно распознать по береговой отметине (рисунку раковины) вокруг нее.

Поломка при сдвиге

Описывает случай, когда зуб отделяется от тела в результате сдвига из-за однократной экстремальной перегрузки. Поломка прямая в окружном направлении и выглядит плоской, как если бы она была обработана механической обработкой. В близлежащей области наблюдается пластическая деформация. Это происходит, когда приложенная сила превышает прочность материала на сдвиг. Это происходит, когда зубчатое колесо высокой жесткости и прочности входит в зацепление с зубчатым колесом, имеющим относительно низкий модуль упругости и непрочный материал.

Ссылки по теме :
Шестерни для робототехники
Бесплатный калькулятор шестерен
Терминология шестерен
Типы шестерен и терминология
Расчет размеров шестерен
齿轮的基本用语和尺寸计算 — 中文页

Терпение | Последние разработки в области болезни Альцгеймера

Последние новости

Лекарство от болезни Альцгеймера Leqembi теперь имеет полное традиционное одобрение FDA

Александра Марвар | 7 июля 2023 г.

6 июля 2023 г. Управление по санитарному надзору за качеством пищевых продуктов и медикаментов США полностью одобрило лекарство от болезни Альцгеймера Лекемби (генерическое название леканемаб), препарат моноклональных антител для…

диета для здоровья мозга профилактика микробиома

Чтобы защитить клетки мозга, кормите кишечные бактерии тем, чего они хотят

Кристофер Дамман | 7 июля 2023 г.

Хронические заболевания, связанные с питанием, достигли критической точки в США. Почти половина населения страдает преддиабетом или диабетом. Более 40 процентов имеют избыточный вес…

Подробнее