Параметры зубчатого колеса: Зубчатые передачи, классификация. Основные параметры зубчатых колес
alexxlab | 01.07.1978 | 0 | Разное
Геометрические параметры зубчатых колёс.
Кинематическими характеристиками всякого колеса являются число зубьев и шаг зацепления .
1 – наружная окружность .
2 – делительная окружность .
3 – окружность впадин .
Если дано число зубьев и длина шага, то длину делительной окружности можно найти по формуле: , тогда диаметр делительной окружности определяется с помощью выражения , где – модуль зацепления, то есть .
Через модуль зацепления выражаются все геометрические параметры зубчатого колеса и межосевые расстояния передач. Модуль зацепления является гостированной величиной, поскольку профильный инструмент для изготовления зубчатых колёс и измерительные инструменты дорогостоящи.
Делительная окружность делит зуб на две части: ; ; .
Определяем диаметры колёс:
;
.
– толщина зуба.
– ширина впадины.
Теоретически толщина зуба должна быть равна ширине впадины, но, чтобы не было защемления при зацеплении, на практике ширина впадины делается больше, чем толщина зуба в пределах допуска на боковой зазор.
Межосевое расстояние в передачах принято обозначать : .
Основная теорема зацепления.
Теорема Виллиса.
; .
– время полного контакта двух сопряжёно работающих зубьев, от встречи до расставания. Внутри этого промежутка заметно, что передаточное отношение будет переменным. Если зубчатая передача быстроходна, то такие передачи непригодны.
Теорема Виллиса.
Какой кривой необходимо очертить профили зубьев, чтобы мгновенное передаточное отношение было постоянным?
Известны угловые скорости и .
; .
; .
.
Через точку проведём общую касательную к сопряжённым профилям. Разложим вектора скоростей на нормальные и тангенциальные составляющие, и сравним нормальные составляющие скоростей. Возможны следующие варианты:
1. – первый профиль «внедрится» во второй, что приведёт к их разрушению.
2. – профили работают в контакте.
Так как , а , следовательно, , что допустимо и имеет место на практике. В процессе зацепления происходит не чистое обкатывание профилей, а соскальзывание, что приводит к износу зубьев по профилю.
Сравним треугольники и . Эти треугольники подобны, поэтому очевидно равенство , следовательно, .
Обозначим , .
Аналогично: .
Исходя из того, что , получим: .
Рассмотрим треугольники и . Они подобны, как прямоугольные со смежными сторонами.
Обозначим: ; .
Тогда: .
Следовательно, положение точки на линии центров в процессе зацепления должно быть неизменным.
Для постоянства передаточного отношения в зубчатой передаче необходимо, чтобы общая нормаль к профилям зубьев всегда проходила бы через одну и ту же точку (полное зацепление) на линии центров , и делила бы линию центров в отношении обратно пропорциональном отношению угловых скоростей.
Следствия:
1. Чтобы в зубчатой передаче иметь постоянным передаточное отношение, необходимо профили зубьев очертить тонкими кривыми, которые отвечали бы требованиям основной теоремы зацепления.
2. Требованиям основной теоремы зацепления соответствует эвольвента, образующая эвольвентное зацепление и сочетание эпициклоиды и гипоциклоиды, образующей циклоидное зацепление.
Эвольвента является бесконечной спиралью вне данной окружности.
Проведём обкатывание вспомогательных окружностей и без скольжения по начальной окружности, и получим эпициклоиду и гипоциклоиду.
Ножка зуба оформляется по гипоциклоиде, а головка зуба оформляется по эпициклоиде.
Узнать еще:
Основные элементы и параметры зубчатых колес
Содержание:
Основные элементы и параметры зубчатых колес
- В зубчатых передачах вращение тяги достигается за счет взаимодействия одного выступа тяги (зубьев) и другого зуба тяги (выступов). Основными деталями таких зубчатых колес являются зубчатые колеса, объемными элементами которых являются корпус зубчатого колеса, зубчатое колесо и желоб. Конструкция зубчатой передачи зависит от типа зубчатой передачи. Основные типы: цилиндрическая, коническая, гипоидная, червячная, червячная и др.
Цилиндрические зубчатые колеса подразделяются на цилиндрические цилиндрические зубчатые колеса, косозубые зубчатые колеса, угловые зубчатые колеса и т. Д., А также эвольвентные, циклоидальные и другие типы зубьев. Рисунок 123. Сетка эвольвентного цилиндрического зубчатого колеса: зубная паста Расширенный цилиндр На рисунке показан наиболее поврежденный вентиляционный механизм и главный полицейский, а также параметры этого механизма. Профиль эвольвентного зубца 123 формируется путем скатывания по основной окружности колеса без скольжения по прямой линии.
Класс точности характеризует характеристики измерительного прибора, но не является показателем точности измерения, так как при определении погрешности измерения необходимо учитывать погрешность метода, настройки и т.д. Людмила Фирмаль
Основная окружность колеса 1 представляет собой круг, а его развертка представляет собой теоретический профиль зуба. Начальная окружность 2 представляет собой окружность, в которой заданная пропорция угловой скорости колеса обеспечивается за счет фрикционного сцепления с окружностью другого передаточного колеса: = d s . Разделить круг— Круг, который является основой для определения элементов и размеров зуба. Для некоррелированных передач начальный круг и круг основного тона совпадают. Линия 3 сетки это путь к общей точке контакта зубов. Угол зацепления е это угол между линией зацепления и прямой, перпендикулярной центральной линии.
- Основным круговым шагом зубца P1b является расстояние между одноименными профилями от соседних зубьев вдоль дуги первого круга. В принципе Нормальный шаг Pn это расстояние между параллельными касательными для двух одинаковых профилей зубьев. Нормальный модуль зубца t представляет собой линейное значение, в 1 раз превышающее нормальный шаг зуба Через модуль определяются все размеры редуктора. Например, d = tg. Где r количество зубьев шестерни. Значения модуля стандартизированы в диапазоне 0,5 100 мм. Точность зубчатых колес и зубчатых колес установлена на 12 градусов и показана в порядке увеличения от 1 до 12 (ГОСТ 1643 81).
Каждая точность соответствует следующему. Стандарт кинематической точности, ограничивающий погрешность угла поворота колеса. Ограничивает норму плавности работы, неравномерность движения колеса за оборот. Определяет стандарт контакта зуба и целостность рабочих поверхностей зуба друг с другом. Метрики критериев кинематической ошибки включают погрешность шага зубчатого колеса, радиальное биение зубчатого венца и нормальную вибрацию нормальной длины. Индикаторы на основе гладкости локальная ошибка движения, отклонение шага, ошибка профиля зуба и т. Д.
В начале измерения зубчатое колесо вращается так, что стрелка индикатора устанавливается на ноль, а измерительный наконечник рычага входит в контакт с основанием боковой части измерительных зубьев. Людмила Фирмаль
Индикаторы критериев контакта с зубами индикаторы, обеспечивающие гарантированный боковой зазор, такой как общее пятно контакта, ошибка направления зуба, ошибка линии контакта, отклонение межосевого расстояния, общая нормальная длина Отклонение, отклонение толщины зуба и т. Д. Стоматологические измерительные приборы делятся на два типа: мольберт, на котором установлены проверенные колеса, и депозит, прикрепленный к колесам, проверенный зубцами или желобами.
Смотрите также:
Предмет метрология
Не удается найти страницу | Autodesk Knowledge Network
(* {{l10n_strings.REQUIRED_FIELD}})
{{l10n_strings.CREATE_NEW_COLLECTION}}*
{{l10n_strings.ADD_COLLECTION_DESCRIPTION}}
{{l10n_strings.COLLECTION_DESCRIPTION}} {{addToCollection.description.length}}/500 {{l10n_strings.TAGS}} {{$item}} {{l10n_strings.PRODUCTS}} {{l10n_strings.DRAG_TEXT}}{{l10n_strings.DRAG_TEXT_HELP}}
{{article.content_lang.display}}
{{l10n_strings.AUTHOR}}{{l10n_strings.AUTHOR_TOOLTIP_TEXT}}
{{$select.selected.display}} {{l10n_strings.CREATE_AND_ADD_TO_COLLECTION_MODAL_BUTTON}} {{l10n_strings.CREATE_A_COLLECTION_ERROR}}Зубчатое колесо. Основные параметры. Чертеж :: SYL.ru
Ни один хороший механизм не может быть построен без такой детали, как зубчатое колесо (или, иначе, шестерня). Правильное понимание того, как шестерни влияют на такие параметры, как крутящий момент и скорость вращения, очень важно. Ниже будет рассказано об азах зубчатых передач и о том, как правильно их использовать.
Механическое преимущество: крутящий момент против скорости вращения
Зубчатые передачи работают по принципу механического преимущества. Это значит, что с помощью использования шестерен различных диаметров вы можете изменять скорость вращения выходного вала и вращающий момент, развиваемый приводным двигателем.
Любой электродвигатель имеет определенную скорость вращения и соответствующий его мощности крутящий момент. Но, к сожалению, для многих механизмов предлагаемые на рынке и подходящие по стоимости асинхронные двигатели обычно не обладают желаемым соотношением между скоростью и моментом (исключением являются сервоприводы и мотор-редукторы с высоким моментом). Например, вы действительно хотите, чтобы колеса вашего робота-уборщика вращались со скоростью 3000 об/мин при низком крутящем моменте? Нет конечно, поэтому последний зачастую предпочтительнее скорости.
Уравнение зубчатой передачи
Она обменивает высокую входную скорость на больший выходной крутящий момент. Этот обмен происходит по очень простому уравнению, которое можно записать так:
Момент входной* Скорость входная = Момент выходной * Скорость выходная
Скорость входную можно найти, просто просматривая табличку приводного электродвигателя. Момент входной легко определить по этой скорости и механической мощности из той же таблички. Затем просто подставим выходную скорость или требуемый крутящий момент в правую часть уравнения.
Например, предположим, что ваш асинхронный двигатель при моменте на выходном валу 0,5 Н∙м имеет скорость 50 об/с, но вы хотите только 5 об/с. Тогда ваше уравнение будет выглядеть так:
0,5 Н∙м * 50 об/с = Момент выходной* 5 об/с.
Ваш выходной крутящий момент будет 5 Н∙м.
Теперь предположим, что с тем же мотором вам нужно 5 Н∙м, но при этом требуется минимальная скорость 10 об/с. Как бы узнать, способен ли на это ваш мотор вместе с зубчатой передачей (т. е., по сути, мотор-редуктор)? Обратимся снова к нашему уравнению
0,5 Н∙м * 50 об/с = 5 Н∙м * Скорость выходная,
Скорость выходная = 5 об/с.
Итак, вы определили, используя простое уравнение, что при показателе Момент выходной =5 Н∙м обеспечить скорость выходную в 10 об/с ваша зубчатая передача не способна. Вы только что сохранили себе кучу денег, так как не потратили их на механизм, который никогда не заработал бы.
Передаточное число зубчатой передачи
Мы записали уравнения, но как механически поменять местами крутящий момент и скорость? Для этого нужны две шестерни (иногда больше) различных диаметров, чтобы иметь конкретное передаточное число. В любой паре шестерен большее зубчатое колесо будет двигаться более медленно, чем меньшее, но оно будет передавать на выходной вал больший крутящий момент. Таким образом, чем больше величина разницы (или передаточное число) между двумя колесами, тем больше разница их скоростей и передаваемых крутящих моментов.
Передаточное число показывает, во сколько раз зубчатая передача изменяет скорость и вращающий момент. Для него, опять же, имеется очень простое уравнение.
Предположим, что передаточное число равно 3/1. Это будет означать, что вы увеличиваете ваш крутящий момент втрое, а скорость втрое снижаете.
Пример:
Момент входной = 1,5 Н∙м, Скорость входная = 100 об/с,
Передаточное число = 2/3
Момент выходной = Момент входной * 2/3 = 1 Н∙м,
Скорость выходная = Скорость входная * 3/2 = 150 об/с.
Итак, на выходе передачи момент в полтора раза вырос, а скорость точно так же снизилась.
Достижение определенного передаточного числа
Если вы хотите достичь простой его величины, скажем 2 к 1, вы должны использовать две шестерни, одна из которых вдвое больше другой. Это не что иное, как отношение их диаметров. Если диаметр зубчатого колеса в 3 раза больше, чем у сцепленного с ним другого, то вы получите передаточное число 3/1 (или 1/3).
Для гораздо более точного способа вычислить передаточное число подсчитайте отношение зубьев на шестернях. Если одна из них имеет 28 зубьев и другая – 13, вы получите передаточное число 28 / 13 = 2,15 или 13 / 28 = 0,46. Подсчет зубьев всегда будет давать вам наиболее точную величину.
Эффективность передач
К сожалению, в зубчатой передаче вы имеете определенные энергетические потери. Это обусловлено очевидными причинами, такими как трение, рассогласование углов давления, смазкой, зазорами (расстоянием между сцепленными зубьями двух шестерен), а также угловыми моментами и т. д. Различные типы передач, разные виды зубчатых колес, различные материалы и износ шестерен, – все это будет влиять на КПД передачи. Возможные их комбинации дадут слишком большой список, поэтому точную величину КПД передачи, которые вы используете, вы сможете найти в документации на нее.
Предположим, что вы используете два цилиндрических зубчатых колеса. Обычное КПД такой передачи примерно ~ 90%. Умножьте это число на вашу скорость выходную и момент выходной, чтобы получить истинные выходные величины передачи.
Если (из предыдущего примера):
Передаточное число = 2/3
Момент выходной = Момент входной * 2/3 = 1 Н∙м,
Скорость выходная = Скорость входная * 3/2 = 150 об/с,
то тогда:
Истинный Момент выходной = 1 Н∙м * 0,9= 0,9 Н∙м,
Истинная Скорость выходная = 150 об/с * 0,9 = 135 об/с.
Направление вращения шестерен
Разрабатывая любую зубчатую передачу, нужно понимать, как она изменяет направление вращения выходного вала. Две сцепленные шестерни всегда будут вращаться в противоположных направлениях. Это означает, что если одна вращается по часовой стрелке, то другая всегда будет вращаться против нее. Это вполне очевидно. Но что делать, если у вас есть передача, скажем, из шести сцепленных шестерен? Правило здесь следующее: входной и выходной валы у передач с нечетным числом шестерен всегда вращаются в одном направлении, а при четном числе шестерен – в противоположном.
Конструкция и параметры зубчатого колеса
Оно содержит венец с зубьями, диск и ступицу. Имеется три наиболее важных его параметра: модуль, диаметр делительной окружности и количество зубьев. Какую же делительную окружность имеет зубчатое колесо? Чертеж цилиндрического колеса с типовыми эвольвентными зубьями показан ниже.
Делительная окружность показана на нем пунктиром. По ней принято определять окружной шаг зубьев p (шаг зацепления), т. е. часть ее длины, приходящуюся на один зуб, и модуль шестерни m – часть диаметра делительной окружности d, приходящуюся на один зуб. Чтобы его вычислить, просто используйте формулу ниже:m = d/z= p/3,14, мм.
Например, зубчатое колесо с 22 зубьями и диаметром 44 мм имеет модуль m = 2 мм. Сцепленные шестерни должны обе иметь один модуль. Значения их стандартизованы, и как раз на делительной окружности модуль данного колеса принимает свое стандартное значение.
Высота головки зуба одного колеса меньше высоты ножки зуба второго, зацепляющегося с ним, благодаря чему образуется радиальный зазор c.
Для обеспечения бокового зазора δ между двумя сцепленными зубьями сумма их толщин принимается меньше их окружного шага p. Радиальный и боковой зазоры предусматриваются для создания необходимых условий смазки, нормальной работы передачи при неизбежных неточностях изготовления и сборки, тепловом увеличении размеров передачи и т. п.
Расчет зубчатого колеса
Он всегда ведется в составе расчета конкретной зубчатой передачи. Исходными данными для него обычно являются мощность (или крутящий момент), угловые скорости (или скорость одного вала и передаточное число), условия работы (характер нагрузки) и срок службы передачи.
Дальнейший порядок относится к закрытой цилиндрической прямозубой передаче.
1. Определение передаточного числа u.
2. Выбор материалов колес в зависимости от условий работы, назначение термообработки и значения твердости рабочих поверхностей зубьев.
3. Расчет зубьев передачи на изгиб.
4. Расчет зубьев передачи на контактную прочность (прочности контактирующих поверхностей зубьев).
5. Определение межосевого расстояния aW из условия контактной прочности и округление его значения до стандартного.
6. Задание модуля из соотношения m = (0,01 – 0,02) х aW и округление его значения до ближайшего стандартного. При этом в силовых передачах желательно иметь m ≥1,5 – 2 мм.
7. Определение суммарного числа зубьев передачи, числа зубьев шестерни и колеса.
8. Выбор коэффициентов формы зубьев для шестерни и колеса.
9. Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба.
10. Проведение геометрического расчета передачи.
11. Определение окружной скорости колеса и назначение соответствующей точности зацепления.
Расчет зубчатого колеса в составе открытой зубчатой передачи несколько отличается от приведенного, но в основном последовательность его такая же.
Как обозначается точность изготовления зубчатых колес
При изготовлении любые их виды имеют ряд погрешностей, среди которых выделяют четыре основные:
- кинематическую погрешность, связанную в основном с радиальным биением зубчатых венцов;
- погрешность плавности работы, вызываемую отклонениями шага и профиля зубьев;
- погрешность контакта зубьев в передаче, которая характеризует полноту прилегания их поверхностей в зацеплении;
- боковой зазор между неработающими поверхностями зубьев.
Для контроля первых трех погрешностей стандартами установлены специальные показатели – степени точности от 1 до 12, причем точность изготовления увеличивается с уменьшением показателя. Для контроля четвертой погрешности изготовления имеются два показателя:
- вид сопряжения зубчатых колес – обозначается литерами A, B, C, D, E, H;
- допуск на боковой зазор – обозначается литерами x, y, z, a, b, c, d, e, h.
Для обоих показателей бокового зазора обозначения даны в порядке убывания его величины и допуска на него.
Условно точность зубчатых колес обозначается двумя способами. Если степень точности по первым трем погрешностям одинакова, то ставится один общий для них численный показатель степени точности, за которыми стоят литеры обозначения вида сопряжения и допуска на боковой зазор. Например:
8-Ас ГОСТ 1643 – 81.
Если точности по первым трем погрешностям разные, то в обозначении ставятся три численных показателя последовательно. Например:
5-4-3-Са ГОСТ 1643 – 81.
Типы зубчатых передач
Любое зубчатое колесо, независимо от его типа, делается и работает по одним и тем же вышеприведенным принципам. Однако различные их типы позволяют выполнить разные задачи. Некоторые виды передач обладают или высоким КПД, или высоким передаточным отношением, или же работают с непараллельными осями вращения шестерен, к примеру. Ниже приведены основные общие типы. Это не полный список. Также возможно и сочетание нижеприведенных типов.
Примечание: Приведены только типичные КПД передач. Из-за многих других возможных факторов приводимые КПД должны использоваться только в качестве справочных величин. Часто производители приводят ожидаемые КПД в паспортах для своих передач. Помните, что износ и смазка будут также существенно влиять на эффективность передач.
Цилиндрические прямозубые колеса (КПД ~ 90%)
Цилиндрическое зубчатое колесо имеет зубья, расположенные на цилиндрической поверхности. Передачи с ними являются наиболее часто используемыми типами благодаря своей простоте и максимальной эффективности среди всех других. Передаточное число для одной пары u ≤ 12,5. Не рекомендуется для очень высоких нагрузок, так как прямые зубья зубчатого колеса довольно легко ломаются.
Цилиндрические косозубые колеса (КПД ~ 80%)
Они работают так же, как цилиндрические прямозубые, для передачи момента между параллельными валами, но у такой передачи более плавно происходит зацепление. Вследствие этого они создают меньше шума при работе и имеют меньшие габариты. У них большая нагрузочная способность. К сожалению, из-за сложной формы зубьев они, как правило, более дорогие.
Цилиндрические шевронные колеса
Являются разновидностью предыдущего вида. Чем отличается такое зубчатое колесо. Чертеж его показан ниже. Видно, что по ширине его венца расположены зубья с правым и левым наклоном, так что такие составные зубья зубчатого колеса по форме напоминает «шевроны». Эти колеса обладают всеми преимуществами косозубого их вида, плюс отсутствием осевых нагрузок. Они способны самоцентрироваться и не нуждаются в дорогостоящих радиально-упорных подшипниках для восприятия осевых нагрузок.
Конические зубчатые колеса (КПД ~ 70%)
Зубья этих колес, располагающиеся на конических поверхностях, выполняют прямыми, косыми, круговыми (дугообразными). Эти передачи применяют для передачи момента между перекрещивающимися под разными углами валами. К сожалению, их КПД довольно низок, поэтому следует избегать их применения, если возможно.
Это передача с винтом-червяком на одном валу и червячным колесом на втором, перпендикулярном первому, валу. Они имеют очень высокое передаточное число. В расчетах принимают во внимание то, что у червяка (однозаходного) имеется только один зуб (виток).
Еще одним преимуществом червячной передачи является то, что у нее только одно направление вращения. Это означает, что только приводной двигатель может вращать такую передачу, в то время как сила тяжести или другие сторонние силы не вызовут каких-либо вращений. Это бывает полезно, например, для стопорения груза на высоте.Модификация зубчатых колес с коэффициентом перекрытия более двух
Модификация зубчатых колес с коэффициентом перекрытия более двухавторы: аспирант РГТУ МАТИ Дорофеев Д. В., заведующий кафедрой Шевченко И. В.
УДК 621.833.1
РГТУ МАТИ
Применение модификаций, целенаправленной замены эвольвентной линии профиля кривой, позволяющей компенсировать деформации зубьев под нагрузкой, является одним из дорогостоящих при экспериментальной доводке методов проектирования зубчатых передач, поскольку часто ошибки назначения параметров модификации приводят к разрушению не только редуктора, но и авиационного двигателя [3]. Однако современные методы компьютерного проектирования позволяют в значительной степени снизить затраты, за счет моделирования процессов зацепления зубчатых колес. Таким образом, появление новых методов позволяет уточнить и расширить сферу применения зубчатых передач коэффициентом перекрытия ε > 2. Тем не менее, указанные выше проблемы требуют проведения аналитического исследования эффективности работы данных зубчатых передач по сравнению с менее проблемными и более простыми в доводке зубчатыми передачами с коэффициентом перекрытия
Для проведения исследований использован программный комплекс AsGears, показавший хорошую сходимость результатов моделирования работы зубчатых передач с результатами экспериментов [2]. В качестве исходных данных были использованы параметры зубчатых передач: с коэффициентом перекрытия 2.023 (табл. 1) и с коэффициентом перекрытия 1.502 (табл. 2). Режимы нагрузки для каждого эксперимента идентичны.
Для реализации преимуществ эвольвентного зацепления под нагрузкой использованы различные модификации профиля, параметры которых были подобраны методом многократных расчетов.
Таблица 1 – Геометрические параметры зацепления с коэффициентом перекрытия 2.023
Геометрические параметры | ||
Зубчатое колесо | Шестерня | Колесо |
Число зубьев | 28 | 41 |
Рабочий модуль, мм | 3.0 | 3.0 |
Угол зацепления, град. | 25 | 25 |
Угол наклона зубьев | 0 | 0 |
Коэффициент высоты головки | 1.328 | 1.36255 |
Коэффициент смещения | -0.209 | -0.2 |
Коэффициент перекрытия | 2.023 | |
Ширина зубчатого венца | 30 | |
Рис. 1. Форма зубьев в зацеплении зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия больше двух
Таблица 2 – Геометрические параметры зацепления с коэффициентом перекрытия 1.502
Геометрические параметры | ||
Зубчатое колесо | Шестерня | Колесо |
Число зубьев | 28 | 41 |
Рабочий модуль, мм | 3.0 | 3.0 |
Угол зацепления, град. | 25 | 25 |
Угол наклона зубьев | 0 | 0 |
Коэффициент высоты головки | 1.18511 | 1.27813 |
Коэффициент смещения | 0.4611 | 0.9321 |
Коэффициент перекрытия | 1.502 | |
Ширина зубчатого венца | 30 | |
Рис. 2. Форма зубьев в зацеплении зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 1.5
Вычислительный эксперимент 1. Сравнение работы зубчатых передач на режиме максимальных нагрузок.
На первом этапе сравнения требуется определить эффективность работы зубчатых передач на максимальном (взлетном) режиме: частота вращения на входе, 18000 об/мин, сила, действующая по нормали к профилю, 25000Н
Таблица 3 – Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Таблица 4. Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 1.502
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Как видно из расчетов, наилучшие результаты для зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023 дала бочкообразная модификация. При этих данных контактные напряжения составили 1683 МПа, виброактивность 1748 Вт, Изгибные напряжения 568 МПа и 511 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
Для зубчатого колеса с коэффициентом перекрытия 1.502 наилучшие результаты были получены при сочетании бочкообразной модификации с фланкированием. При этих данных контактные напряжения составили 1551 МПа, виброактивность 1165 Вт, Изгибные напряжения 749 МПа и 619 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
Снижение изгибных напряжений для зацеплений с коэффициентом больше двух обусловлено распределением нагрузки на две пары зубьев.
Вычислительный эксперимент 2. Сравнение работы зубчатых передач на крейсерском режиме: частота вращения на входе, 14400 об/мин, сила, действующая по нормали к профилю, 15372 Н
Таблица 5 – Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Таблица 6 – Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 1.502
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Как видно из расчетов, наилучшие результаты для зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023 дала бочкообразная модификация. При этих данных контактные напряжения составили 1421 МПа, виброактивность 525 Вт, Изгибные напряжения 388 МПа и 374 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
Для зубчатого колеса с коэффициентом перекрытия 1.502 наилучшие результаты были получены при сочетании бочкообразной модификации с фланкированием. При этих данных контактные напряжения составили 1389 МПа, виброактивность 1602 Вт, Изгибные напряжения 556 МПа и 536 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
При пониженных оборотах и нагрузках на крейсерском режиме зубчатые передачи с коэффициентом перекрытия больше двух дают существенно меньшие вибрации, при примерно одинаковых контактных напряжениях.
Вычислительный эксперимент 3. Сравнение работы зубчатых передач на крейсерском режиме: частота вращения на входе, 10000 об/мин, сила, действующая по нормали к профилю, 10760 Н
Таблица 7 – Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Таблица 8 – Результаты расчета зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 1.502
Параметры, форма и тип модификаций | Нагрузки |
Отсутствует | |
Фланкирование | |
Бочкообразность | |
Бочкообразность и фланкирование |
Для зубчатой передачи с коэффициентом перекрытия 2.023 наилучшие результаты были получены при сочетании бочкообразной модификации с фланкированием. При этих данных контактные напряжения составили 1190 МПа, виброактивность 168 Вт, Изгибные напряжения 259 МПа и 256 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
Бочкообразная модификация, показавшая большую эффективность на других режимах работы, дала несколько большие вибрации 300 Вт, при примерно одинаковых напряжениях
Для зубчатого колеса с коэффициентом перекрытия 1.502 наилучшие результаты были получены при сочетании бочкообразной модификации с фланкированием. При этих данных контактные напряжения составили 1073 МПа, виброактивность 966 Вт, Изгибные напряжения 319 МПа и 343 МПа для ведущего и ведомого колеса соответственно.
Выводы
1. Зубчатые колеса с коэффициентом перекрытия 1.502 дают несколько лучшие результаты по величине нагрузок и вибраций при работе на максимальном режиме, для которого осуществлялся выбор параметров линии модификации. Однако при работе на режимах с пониженными частотами вращения и величинами действующих сил, происходит отрыв зубьев, и в результате возникают вибрации, превосходящие по величине примерно в 3 раза вибрации зубчатых колес с коэффициентом перекрытия 2.023.
2. Повышенные вибрации оказывают влияние на работу самолетных агрегатов. Большая часть полета проходит на крейсерском режиме, где этот параметр является определяющим надежность самолета и двигателя.
3. Модифицированные прямозубые зубчатые передачи с коэффициентом перекрытия имеют большие перспективы для создания авиационных зубчатых передач, что, однако, требует компьютерного моделирования (например, с помощью AsGears).
Список литературы
[1] Алексеев В. И. Обеспечение высокой надежности и ресурса редукторов авиационных двигателей. – Новые технологические процессы и надежность ГТД. Выпуск 6. Зубчатые передачи и подшипники ГТД. М.: ЦИАМ, 2006
[2] Поспелова О. Нужны ли нам “двигатели прогресса”. http://www.avia.ru/aut/135/.
[3] Елисеев Ю.С., Крымов В.В., Нежурин И. П. и др. Производство зубчатых колес газотурбинных двигателей: Произв.-практ.издание/; Под ред. Ю.С. Елисеева. – М.: Высш. шк., 2001. – 493 с.; ил.
Основные параметры зубчатого цилиндрического колеса
Основные параметры зубчатого цилиндрического колеса
| Геометрические параметры | Обозначение | Расчетная формула |
| Высота головки | ha | ha = m |
| Высота ножки | hr | hf=1.25m |
| Высота зуба | h | h = h. + h= 2,25m |
| Делительный диаметр | d | d=mz |
| Диаметр вершин зубьев | da | da=d+2ha=m(z+2) |
| Диаметр впадин зубьев | df | df=d-2hf=m(z-2,5) |
| Окружной шаг | Pt | Pt= π m |
| Окружная толщина зуба | St | St=0.5Pt= 0.5π m |
| Окружная ширина впадины | et | et=0.5Pt= 0.5π m |
| Радиус кривизны переходной цилиндрической поверхности | Rf | Rf= 0,25m |
Табл.3
| Конструктивные параметры | Расчетная формула |
| Ширина зубчатого венца | b=(6/8)m |
| Толщина обода зубчатого венца | δ1=(2,5/3)m |
| Наружный диаметр ступицы | Dст=(1,6/1,8)DB |
| Толщина диска | δ2=(3/3,6)m |
| Диаметр, определяющий расположение отверстий в диске | D1=0,5(DK+Dст) |
| Диаметр отверстий в диске | D0=(DK-Dст)/2,5/3 |
| Длина ступицы | Lст=1,5DB |
| Фаска | 0,5mX45o |
| Размеры паза под шпонку | Выбираются по таблицам ГОСТ 23360-78 в зависимости от |
| Примечание. Меньшие значения коэффициентов относятся к колесам, выполненным из стали, большие – из чугуна. |
Если зубчатое колесо изготовлено так, что высота зуба h=2,25m, то колесо называется выполненным без смещения исходного контура (некоррегированное колесо). Если колесо изготовлено с высотой зуба h=2,25m, то колесо называется выполненным со смещением исходного контура (корригированное колесо).
Смещение исходного контура характеризуется коэффициентом смещения исходного контура, обозначаемым по ГОСТ 16531-70 буквой х. Для некоррегированного колеса коэффициент смещения исходного контура х=0.
При выполнении учебных чертежей обычно ориентируются на применение некоррегированных колес нормального эволвентного зацепления, параметры которых находятся в определенной зависимости от модуля т и числа зубьев (см. табл. 2).
3. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗНОВИДНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
В современном машиностроении применяются зубчатые колеса самых разнообразных конструкций, отличающиеся друг от друга технологией изготовления, материалом и конструктивными особенностями.
Конструктивные форма и размеры зубчатого колеса зависят от нагрузок, действующих на его зубья, требований технологии их изготовления, удобства монтажа и эксплуатации, уменьшения массы (веса) зубчатых колес, бесшумности работы и др.
Наиболее часто встречающиеся формы цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями представлены на рис. 1, д-ж.
Цилиндрическое зубчатое колесо малого диаметра (рис. 1, д-ж) обычно имеет форму сплошного цилиндра с отверстием для установки на вал.
При несколько большем диаметре колеса для облегчения его конструкции выполняются массивными только обод и ступица (втулка) с отверстием для вала. Остальная часть колеса представляет собой тонкий диск с отверстиями (или без отверстий). Диск может выполняться с ребрами жесткости.
Если диаметр колеса достаточно велик, диск заменяется несколькими спицами, соединяющими ободсо ступицей. Форма спиц может быть различной. Форма поперечного сечения спиц тоже различна: круглая, овальная, прямоугольная, двутавровая, крестообразная и др.
Колеса большого диаметра для удобства монтажа’и упрощения технологии изготовления иногда выполняют разъемными из двух половин, скрепляемых болтами (рис. 5, а).
Рис.5
Если в конструкции необходимо применить внутреннее зацепление, то большое колесо изготовляют с внутренними зубьями (рис. 5, б). Для поворота вала на какой-либо заданный угол применяют зубчатый сектор (рис. 5, в).
Зубья колес могут быть прямыми (рис. 5, а-в) косыми (рис. 5, г), шевронными и криволинейными (рис. 5, д). Термины, определения и обозначения элементов зубчатых передач установлены ГОСТ 16536-78 и ГОСТ 16561-76.
Рис. 5
Дата добавления: 2015-08-10; просмотров: 79 | Нарушение авторских прав
mybiblioteka.su – 2015-2021 год. (0.026 сек.)
Приборы для измерения конических зубчатых колес и пар. Типы. Основные параметры. Нормы точности – РТС-тендер
ГОСТ 9459-87
(CT СЭВ 604-86)
Группа П55
ПРИБОРЫ ДЛЯ ИЗМЕРЕНИЯ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПАР
ОКП 42 18 10
Срок действия с 01.01.88
до 01.01.93*
_______________________________
* Ограничение срока действия снято постановлением
Госстандарта России от 29.09.1992 N 1286 (ИУС N 12, 1992 год). –
Примечание изготовителя базы данных.
1. РАЗРАБОТАН И ВНЕСЕН Министерством станкостроительной и инструментальной промышленности
ИСПОЛНИТЕЛИ
И.А.Медовой, М.Б.Шабалина, Н.В.Семенова
2. УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ Постановлением Государственного комитета СССР по стандартам от 24.03.87 N 886
3. Срок проверки IV квартал 1991 г.
Периодичность проверки 5 лет
4. ВЗАМЕН ГОСТ 9459-79
5. Стандарт полностью соответствует СТ СЭВ 604-86
6. ССЫЛОЧНЫЕ НОРМАТИВНО-ТЕХНИЧЕСКИЕ ДОКУМЕНТЫ
7. ПЕРЕИЗДАНИЕ. Февраль 1988 г.
Настоящий стандарт распространяется на приборы для измерения конических зубчатых колес и пар с модулем от 1 мм и с допусками по ГОСТ 1758-81.
Настоящий стандарт не распространяется на специальные приборы (например встраиваемые в автоматические линии и др.).
1.1. Приборы для измерения конических зубчатых колес и пар следует изготовлять в соответствии с табл.1.
Таблица 1
Номер группы | Наименование группы | Типоразмер | Класс точности |
1 | Приборы для измерения кинематической погрешности: | ||
а) кинематической погрешности зубчатых колес и пар | КS1, КS2 | A, AB | |
б) циклической погрешности зубчатых колес | – | – | |
2 | Приборы для измерения шага: | ||
а) накопленной погрешности шага , | КS1, КS2 | A, AB | |
б) отклонений шага | КS1, КS2 | A, AB, В | |
в) разности шагов | КS1, КS2 | A, AB, В | |
КM1, КM2, КМ3, КМ4 | В | ||
3 | Приборы для измерения биения зубчатого венца | КS1, КS2 | А, АВ, В |
5 | Приборы для измерения измерительного межосевого угла пары (измерительной пары): | ||
а) колебания измерительного межосевого угла за полный цикл (за полный оборот зубчатого колеса ) | КS1, КS2 | АВ, В | |
б) колебания измерительного межосевого угла на одном зубе () | КS1, КS2 | В | |
11 | Приборы для измерения толщины зуба , | КS1 | А |
КМ1, КМ2, КМ3 | АВ, В | ||
12 | Приборы для измерения суммарного пятна контакта и бокового зазора , | Справочные данные приборов приведены в справочном приложении | |
14 | Приборы для измерения погрешности обката , | – | – |
Примечания:
1. Обозначения типоразмеров и классов точности приборов – по ГОСТ 25513-82.
2. Приборы станковые для измерения толщины зуба самостоятельно не изготовляются. Для этой цели используют другие приборы, указанные в настоящем стандарте, с дополнительными устройствами.
1.2. Приборы различного назначения, разных групп, типоразмеров и классов точности допускается объединять в одном конструктивном исполнении (универсальные приборы) при соблюдении требований настоящего стандарта к каждому отдельному прибору.
Для универсальных приборов допускается уменьшать пределы параметров измеряемых зубчатых колес при измерении этими приборами показателей, являющихся дополнительными по сравнению с основным назначением прибора.
1.3. Приборы одинакового назначения разных типоразмеров и классов точности допускается объединять в одном конструктивном исполнении и расширять пределы параметров измеряемых колес при соблюдении требований настоящего стандарта.
1.4. Приборы групп 1 (, ), 2, 3 и 5 должны обеспечивать измерение конических зубчатых колес с параметрами, указанными в табл.2.
Таблица 2
Размеры, мм
Типоразмер | Внешний делительный диаметр | Нормальный модуль | Угол делительного конуса | |
внешний | средний | |||
КS1 | От 20 до 320 | От 1 до 8 | – | От 5 до 85° |
КS2 | ” 200 ” 800 | ” 2 ” 16 | – | |
КМ1 | – | – | От 2 до 10 | |
КМ2 | – | – | ” 10 ” 16 | |
КМ3 | – | – | ” 16 ” 28 | |
КМ4 | – | – | ” 28 ” 50 | |
Примечание. Основные параметры приборов для измерения пар те же, что и у приборов для измерения зубчатых колес.
1.5. У приборов группы 1 типоразмера КS1 допускается уменьшать верхний предел диаметров измеряемых колес до 200 мм, а типоразмера КS2 – до 500 мм.
1.6. Приборы группы 11 типоразмера КМ1 должны обеспечивать измерение зубчатых колес с модулями (средний нормальный модуль) от 2 до 16 мм, типоразмера КМ2 – от 16 до 32 мм и типоразмера КМ3 – от 28 до 45 мм.
1.7. Приборы, в которых проводят обкат измеряемого колеса с измерительным или парным колесом с пересекающимися осями, допускается изготовлять двух видов: с постоянным межосевым углом 90° или с межосевым углом, устанавливаемым от 45 до 135°. Допускается расширять диапазон установки межосевых углов.
Примечание. Приборы с переустанавливаемым межосевым углом должны иметь фиксированное положение для угла пересечения осей 90°.
1.8. В приборах для измерения колес с пересекающимися осями рекомендуется предусматривать возможность измерения колес со скрещивающимися осями (гипоидных передач).
1.9. Приборы допускается оснащать отсчетными устройствами со шкалой и (или) цифровыми отсчетными устройствами и (или) регистрирующими устройствами с отсчетом измеряемой величины в единицах длины или угла.
1.10. Цена деления и диапазон показаний отсчетных устройств приборов для измерения конических зубчатых колес – по ГОСТ 5368-81.
1.11. Приборы допускается оснащать сменными отсчетными устройствами и (или) отсчетными устройствами с переключаемыми диапазонами показаний, совместно обеспечивающими диапазоны измерения, предусмотренные ГОСТ 5368-81.
В этом случае наименьшая цена деления шкалы используемых отсчетных устройств должна быть не более значений, указанных в ГОСТ 5368-81. При замене или переключении отсчетных устройств допускается использовать другие цены деления шкалы.
Примечания:
1. Цена деления самопишущего устройства относится к делениям диаграммной ленты бумаги.
2. Шаг дискретности цифрового отсчетного устройства должен быть не более 0,5 цены деления шкалы.
2.1. Погрешность прибора – разность между показанием прибора и истинным значением измеряемой им величины. Погрешность прибора включает случайные и неучтенные систематические погрешности.
2.2. Допускаемые погрешности приборов, установленные в настоящем стандарте, имеют положительный и отрицательный знаки (±).
2.3. Погрешность прибора не включает погрешности контрольно-обкатных измерительных элементов (измерительного колеса, рейки и др.), оправки и погрешности базирования.
2.4. Нормы точности приборов для измерения конических зубчатых колес устанавливают по ГОСТ 5368-81.
2.5. Нормы точности приборов групп 1, 2 и 3 установлены при измерении по среднему делительному диаметру конических зубчатых колес или приведены к нему. Нормы точности приборов группы 5 приведены к среднему конусному расстоянию конических зубчатых колес.
2.6. Погрешность приборов при измерении колебания измерительного угла пары , не должна превышать значений, указанных в табл.3.
Таблица 3
Размеры, мкм
| Класс точности АВ | Класс точности В | |||
Типо- | Измеряемый показатель точности | Диапазон измерений | Предел допускаемой погрешности | Диапазон измерений | Предел допускаемой погрешности |
КS1 | До 50 | 5 | До 100 | 10 | |
Св. 50 до 180 включ. | 12 | Св. 100 до 200 включ. | 15 | ||
” 200 ” 360 “ | 25 | ||||
– | – | До 50 | 5 | ||
Св. 50 до 150 включ. | 12 | ||||
КS2 | До 80 | 8 | До 100 | 12 | |
Св. 80 до 260 включ. | 14 | Св. 100 до 200 включ. | 20 | ||
” 200 ” 500 “ | 30 | ||||
– | – | До 50 | 6 | ||
Св. 50 до 200 включ. | 14 | ||||
2.7. Нормы точности приборов для измерения кинематической погрешности пар должны соответствовать нормам точности приборов для измерения кинематической погрешности зубчатых колес по ГОСТ 5368-81.
ПРИЛОЖЕНИЕ
Справочное
Основные параметры и размеры контрольно-обкатных станков должны соответствовать указанным в табл.4.
Таблица 4
мм
Устройство для измерения зазора | ||||
Наибольший внешний диаметр вершин зубьев колеса | Смещение осей измеряемых гипоидных зубчатых колес | Наибольшее внешнее конусное расстояние | Цена деления, | Диапазон показаний, |
320 | Не менее 20% от | 160 | 0,01 | ±1,0 |
500 | 250 | 0,01 | ±1,0 | |
800 | 400 | 0,01 | ±1,5 | |
Погрешность устройства для измерения измерительного бокового зазора не должна превышать значений, указанных в табл.5.
Таблица 5
мкм
Диапазон измерений | Предел допускаемой погрешности |
До 100 | 10 |
Св. 100 до 200 включ. | 20 |
” 200 ” 1500 “ | 30 |
Знать о параметрах, определяющих форму зубчатых колес
Понимание различных технических терминов необходимо при проектировании шестерен.
В этой главе мы объясняем термины и их значение для параметров передачи.
1. Зубчатые передачи
Как правило, для придания формы зубчатым колесам используются профили зубьев с эвольвентными кривыми. (Рисунок 4-1)
«Эвольвентная кривая» – это кривая, нарисованная концом нити, разматываемой с цилиндра под натяжением.
Характеристики эвольвентных кривых:
- Сетка правильно, даже если расстояние между валами имеет небольшую погрешность
- Легко сформировать правильный профиль зуба
- Вращается плавно, так как шестерни зацепляются при качении по кривой
Рисунок 4-1 Эвольвентная кривая
2. Типы конструктивных параметров, необходимых для конструирования зубчатых передач
Параметры, необходимые для конструкции редуктора, показаны ниже.(Рисунок 4-2)
1. Окружность наконечника
2. Контрольная окружность
3. Базовая окружность
4. Корневой круг
5. Диаметр вершины
6. Контрольный диаметр
7. Базовый диаметр
8. Диаметр основания
9. Приложение
10. Dedendum
11. Глубина зуба
12. Ширина лица
13. Центральная линия
14. Межосевое расстояние
15. Базовый шаг
16. Точка тангажа
17. Точка пересечения
18. Люфт
19. Длина пути контакт
(линия действий)
3.Основные параметры, необходимые для конструкции редуктора
1. Модуль
Модуль размером с зуб в мм.
Поскольку модуль не может быть измерен непосредственно штангенциркулем или шкалой, начинающие конструкторы могут быть озадачены модулем вначале при проектировании зубчатой передачи.
Модуль – это числовое значение, полученное путем деления среднего диаметра на количество зубьев и выражаемое следующей формулой:
m = d / z
m: модуль, d: делительный диаметр, z: количество зубьев
Стоимость модуля определяется стандартными числами.
Стандартное число – это числовое значение, которое обычно используется при производстве промышленных товаров.
В соответствии с JIS B 1701: 2017 стандартные значения модуля для эвольвентных зубчатых колес установлены, как показано ниже. Предпочтительно использование модулей серии I. (Таблица 4-1)
| Я серия | 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 |
| II серия | 0.15 0,25 0,35 0,45 0,55 0,7 0,75 0,9 1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 (6,5) 7 9 11 14 18 22 28 36 45 |
Модуль меняется в зависимости от значений PV.
Значение PV получается путем умножения давления нагрузки P на скорость скольжения V.
Следовательно, модуль необходимо устанавливать больше по мере увеличения нагрузки на шестерню и увеличения ее скорости вращения. С другой стороны, модуль можно установить меньше по мере того, как нагрузка, прикладываемая к шестерне, и ее скорость вращения уменьшаются.
При первом проектировании зубчатых колес, должно быть, очень сложно выбрать размер модуля. Конструкторы должны продолжить работу по проектированию, отрегулировав различные значения параметров, включая модуль, а также проверив размер и прочность.
Есть два способа временно определить значение модуля.
1. Определить значение модуля временно опытным путем
Понимание модулей шестерен, используемых в различных продуктах, помогает определить стоимость модуля.
EX)
Наручные часы … прибл. 0,05 – 0,2
Принтеры и копировальные аппараты в офисе … прибл. 0,6 – 1,0
Рейки и шестерни для рулевого управления автомобиля … прибл. 1,75 – 2,5
Трансмиссия для автомобиля … прибл. 1,5 – 3,0
2. Определите значение модуля временно из каталога стандартных коммерческих шестерен
В каталогах указаны допустимые значения крутящего момента для материалов или модулей. Вы можете обратиться к значениям для временного определения модуля.
2.Угол давления
Угол давления – это угол, под которым зуб наклоняется относительно нормали к делительной линии. (Рисунок 4-3)
Обычно используется угол давления 20 °. Однако иногда также используются углы давления 14,5 ° или 17,5 °. Чем больше угол давления, тем шире сухожилие и повышается прочность.
1. Дополнение
2. Поверхность зуба
3. Основание
4. Нормальная линия к делительной линии
5. Угол давления
6.Участок
7. Линия поля
3. Количество зубьев
Вам необходимо определить количество зубьев пары зубчатых колес, чтобы рассчитать передаточное число, как описано во второй статье. Будьте осторожны с минимальным количеством зубов (кроме червяка).
Количество зубьев шестерни необходимо уменьшить, насколько это возможно, для увеличения уменьшения скорости или увеличения передаточного числа. Тем не менее, наконечник инструмента типа рейки может перекрывать нижнюю часть ножки, а наконечник может измерять нижнюю часть ножки, если количество зубцов ниже определенного значения.(Рисунок 4-4)
«Дедендум выглядит хрупким и может сломаться, когда число зубцов равно 10 …»
Рисунок 4-4 Зуб сужается к нижнему краю из-за подрезки Это называется «интерференция зуба», а зуб, сужающийся к дендендуму, называется «поднутрением». (Рисунок 4-5)
Рисунок 4-5 Выточка
Предел количества зубьев для предотвращения поднутрения определяется по следующей формуле.При угле давления α = 20 ° предельное число равно 17.
г = 2 / sin2α
Однако это не означает, что шестерня с подрезкой бесполезна. Как правило, практическое минимальное количество зубьев – 14.
Чтобы предотвратить подрезку, вы можете использовать «смещение» (изменение расстояния между зуборезным инструментом и зубчатым колесом).
Из-за ограничения минимального количества зубьев диаметр шестерни не может быть очень маленьким. Поэтому, если вы хотите увеличить передаточное число, зубчатое зацепление становится большим, и вам нужно учитывать пространство, необходимое в вашей конструкции.
4. Направление крутки
Зубья шестерен с правыми зубьями наклонены вправо относительно вала шестерни, когда вы держите вал в вертикальном положении, в то время как шестерни с левыми зубьями имеют зубцы, наклоненные влево. Что касается реек и червяков, зубья шестерен с правыми зубьями поднимаются вправо, когда вы держите вал в вертикальном положении, а шестерни с левыми зубьями поднимаются влево.
Пара косозубых шестерен или спирально-конических зубчатых колес должна иметь одинаковый модуль и угол прижима, но, кроме того, нужно обращать внимание на направление закручивания.
Что касается зубьев косозубых шестерен, спирально-конических шестерен и реек, то направление закручивания шестерен должно быть противоположным друг другу для зацепления. (Рисунок 4-6)
Две косозубые шестерни, зубья которых наклонены в одном направлении, никогда не входят в зацепление, поэтому вам нужно подготовить две косозубые шестерни, направления вращения которых противоположны.
Правые зубы / Левые зубы
Шестерня: левый зубец, Рейка: правый зубец
Шестерня: правые зубья, Рейка: левая зубья
Правые зубы / Левые зубы
Рисунок 4-6 Шестерни противоположного направления вращения
С другой стороны, направления вращения зубьев шестерен винтовых или червячных шестерен, используемых для косых валов, должны быть одинаковыми для зацепления.(Рисунок 4-7)
Правые зубы / Левые зубыПравые зубья / Левые зубья
a) Винтовая шестерня Правые зубы / Левые зубы
Правые зубья / Левые зубья
б) Червячная шестерня
Изображение 4-7 Шестерни с одинаковыми направлениями закручивания
«Направление скручивания зацепления зависит от типа шестерни!»
5. Угол кручения
Зуб наклонен относительно оси цилиндра.
Эта величина наклона называется «торсионным углом». (Рисунок 4-8)
Винтовые шестерни, показанные на Рисунке 4-7, имеют угол кручения 45 °.
Вы можете свободно определять угол кручения для зацепления двух шестерен, но обратите внимание, что составляющая направления осевого усилия (осевого направления) становится больше с увеличением угла кручения, и в результате снижается эффективность машины. Для обычных косозубых зубчатых колес желательно значение ниже 25 °, чтобы избежать слишком большого усилия.
Изображение 4-8 Угол кручения косозубой шестерни
Мы обсудили параметры, необходимые для конструкции редуктора, и их значения.
Далее мы объясним типы материала зубчатых колес.
(продолжение следует …)
* Иллюстрация: KAOSUN
ОТКАЗ ОТ ОТВЕТСТВЕННОСТИ
Целью написания этой статьи было ознакомить читателей с элементарным уровнем зубчатой техники.
Мы надеемся, что фактическое проектирование и производство зубчатых колес и механизмов, в которых используются зубчатые колеса, выполняются с достаточными техническими и специализированными соображениями и под полную ответственность пользователя.
Мы отказываемся от какой-либо ответственности и не будем компенсировать прямой или косвенный ущерб, причиненный механизмами, разработанными пользователями, которые прочитали эту статью.
Влияние конструктивных параметров зубчатой передачи на динамические нагрузки на зуб и изменяющуюся во времени жесткость зацепления эвольвентных цилиндрических зубчатых колес
Озгувен Х. Н. и Хаузер Д. Р. 1988 Математические модели, используемые в динамике зубчатых колес – обзор. Journal of Sound Vibration 121: 383–411
Статья Google ученый
Dai X, Cooley C G и Parker R G 2016 Динамические деформации корней зуба и экспериментальные корреляции в парах прямозубых зубчатых колес. Теория механизмов и машин 101: 60–74
Статья Google ученый
Хабоу М. Т., Бучала Н., Чаари Ф., Фахфах Т. и Хаддар М. 2011 Исследование динамического поведения цилиндрической зубчатой передачи в переходном режиме. Механические системы и обработка сигналов 25: 3089–3101
Артикул Google ученый
Jeong C G 2007 Анализ поведения прямозубых зубчатых пар с односторонней муфтой. Journal of Sound Vibration 301: 760–776
Статья Google ученый
Куанг Дж. Х. и Лин А. Д. 2001 Влияние износа зуба на спектр вибрации цилиндрической зубчатой пары. Journal of Vibration and Acoustics 123: 311–317
Статья Google ученый
Guangjian W, Lin C, Li Y и Shuaidong Z 2017 Исследование погрешности динамической передачи цилиндрической зубчатой пары с эксцентриситетом методом конечных элементов. Теория механизмов и машин 109: 1–13
Статья Google ученый
Lin H H, Oswald F B и Townsend D. P 1994 Динамическое нагружение прямозубых цилиндрических зубчатых колес с линейными или параболическими модификациями профиля зубьев. Теория механизмов и машин 29: 1115–1129
Статья Google ученый
Liu H, Zhang C, Xiang L и Wang C 2016 Модификация профиля зуба на основе нелинейной динамической модели зубчатой передачи, связанной с поперечным кручением и качанием. Теория механизмов и машин 105: 606–619
Статья Google ученый
Дивандари М, Агдам Б. Х. и Барзамини Р. 2012 Изменение профиля зуба и его влияние на вибрацию цилиндрической зубчатой пары при наличии локализованного дефекта зуба. Journal of Mechanics 28: 373–381
Статья Google ученый
Юн К. И и Рао С. С. 1996 Анализ динамической нагрузки прямозубых шестерен с использованием нового профиля зуба. Journal of Mechanical Design 188: 1–6
Статья Google ученый
Liou C H, Lin H H, Oswald F. B и Townsend D. P 1996 Влияние отношения контакта на динамическую нагрузку прямозубого зубчатого колеса без изменения профиля зуба. Journal of Mechanical Design 118: 439–443
Статья Google ученый
Кахраман А. и Бланкеншип Г. В. 1999 Влияние отношения эвольвентного контакта на динамику прямозубой шестерни. Journal of Mechanical Design 121: 112–118
Статья Google ученый
Карпат Ф., Экваро-Осире С., Кавдар К. и Бабалик Ф. С. 2008. Динамический анализ цилиндрических цилиндрических зубчатых колес с асимметричными зубьями. International Journal of Mechanical Sciences 50: 1598–1610
Статья Google ученый
Zheng Y, Jian-Zhong S и Zi-Rong L 2013 Анализ влияния трения и демпфирования на антизазорную шестерню на основе динамической модели с изменяющейся во времени жесткостью зацепления. Журнал Центрального Южного университета 20: 3461–3470
Статья Google ученый
Xue J, Li W и Qin C 2014 Допустимая нагрузка на задиры в системах эвольвентных цилиндрических зубчатых колес, основанная на динамической нагрузке и переходной термической эластогидродинамической смазке. Tribology International 79: 74–83
Статья Google ученый
Li Z and Mao K 2013 Влияние трения на анализ контакта зубьев шестерни. Успехи в трибологии 2013: 1–8
Статья Google ученый
Lin H H 1985 Компьютерное проектирование и анализ динамики цилиндрической зубчатой передачи. к.э.н. Тезис. Университет Цинциннати, Огайо
Карпат Ф., Доган О., Экваро-Осире С. и Юс С. 2014 Новый метод расчета жесткости зубьев шестерни для динамического анализа прямозубых шестерен с асимметричными зубьями. Труды Международного конгресса и выставки по машиностроению ASME. Монреаль, Квебек
Манро Р. Г., Палмер Д. и Морриш Л. 2001 Экспериментальный метод измерения жесткости зубьев шестерни на всем пути контакта и за его пределами. Труды Института инженеров-механиков, часть C Журнал машиностроительной науки 215: 793–803
Статья Google ученый
Kuang J H и Yu J A 1994 Динамическая модель для дополнительной модифицированной зубчатой пары. Труды технических конференций по проектированию ASME 1994 DE-71: 165–176
Кой Дж. Дж. И Чао К. Х. С. 1982 Метод выбора размера решетки для учета герцовой деформации при анализе методом конечных элементов прямозубых цилиндрических зубчатых колес. Journal of Mechanical Design 104: 759–766
Статья Google ученый
Liang X, Zuo M J и Pandey M, 2014 г. Аналитическая оценка влияния трещины на жесткость зацепления планетарной передачи. Теория механизмов и машин 76: 20–38
Статья Google ученый
Liang X, Zhang H, Liu L и Zuo M J 2016 Влияние точечной коррозии зубьев на жесткость зацепления пары наружных цилиндрических зубчатых колес. Теория механизмов и машин 106: 1–15
Статья Google ученый
Wan Z, Cao H, Zi Y, He W и Chen Y 2015 Расчет жесткости сетки с использованием метода накопленной интегральной потенциальной энергии и динамического анализа косозубых шестерен. Теория механизмов и машин 92: 447–463
Статья Google ученый
Chen Z, Zhai W, Shao Y and Wang K 2016 Оценка жесткости сетки цилиндрической зубчатой пары с внутренним цилиндрическим цилиндром со смещением профиля зуба. Наука Китай Технологические науки 59: 1328–1339
Статья Google ученый
Colbourne J R 1987 Геометрия эвольвентных шестерен , Springer, New Jersey
Book Google ученый
Касуба Р., Эванс Дж. В. 1981 Расширенная модель для определения динамических нагрузок в прямозубом цилиндрическом зубчатом зацеплении. ASME Journal of Mechanical Design 103: 398–409
Статья Google ученый
Влияние проектных параметров геометрии на статическую прочность и динамику для спирально-конической зубчатой передачи
С учетом проектных геометрических параметров была создана квазистатическая модель сетки спирально-конической зубчатой передачи и рассчитаны характеристики сетки. Учитывая изменяющиеся во времени эффекты узлов зацепления, силы зацепления, вектора линии действия, жесткости зацепления, погрешности передачи, направления силы трения и коэффициента трения, для пары спирально-конических зубчатых колес была разработана нелинейная динамическая модель с сосредоточенными параметрами.На основе сеточной модели и нелинейной динамической модели было проанализировано влияние основных геометрических параметров на прочность контакта и изгиб. Также было исследовано влияние на динамическую силу сетки и динамическую ошибку передачи. Результаты показывают, что более высокие значения угла давления, радиуса скругления корня и отношения толщины зуба улучшают контактную прочность и прочность на изгиб, а также снижают риск перелома зуба. Улучшенные шестерни обладают лучшими вибрационными характеристиками в заданном частотном диапазоне.Наконец, были проведены стендовые испытания обоих типов спирально-конических зубчатых колес. Результаты показывают, что основным видом отказа является перелом зуба, а срок службы спирально-конических зубчатых колес с улучшенными геометрическими параметрами по сравнению с исходной конструкцией был значительно увеличен.
1. Введение
Выход из строя спирально-конических зубчатых колес, являющийся ключевым компонентом ведущих мостов, отрицательно сказывается на производительности и качестве трансмиссии. Следовательно, понимание влияния конструктивных параметров, таких как угол давления, угол наклона винтовой линии, радиус скругления корня и отношение толщины зуба, на характеристики зубчатого колеса, имеет важное значение и может быть применено для улучшения динамических характеристик спирально-конических зубчатых колес.Это исследование предпринято потому, что предыдущие исследования влияния конструктивных параметров спирально-конического редуктора на динамику трансмиссии не широко представлены в открытой литературе. Чжао и Донг [1] предположили, что шестерни с углом сжатия 28 ° имеют лучшую контактную прочность и прочность на изгиб, чем шестерни с углом сжатия 20 °. Хуанг и др. [2] определили, что шестерни с большим углом давления имеют лучшие смазочные характеристики, чем шестерни с номинальным углом давления 20 ° на основе теории эластогидродинамической смазки.
Ранее были проведены обширные исследования статической прочности и динамики спирально-конических и гипоидных шестерен. Вентилятор [3, 4] описал метод определения оптимизированного торцевого конического элемента для спирально-конических и гипоидных зубчатых колес, основанный на учете расчета геометрии поверхности зуба и корня, сопряженности сопрягаемых элементов зубчатого колеса, топографии легкости хода, и анализ контакта зубов. Кроме того, он предложил метод исправления погрешностей поверхности зубьев для спирально-конических и гипоидных зубчатых колес, возникающих в процессе торцевого фрезерования, с использованием генераторов гипоидных зубчатых колес с числовым программным управлением.Кахраман [5, 6] предложил точную и практичную методологию, основанную на топографии легкости для выполнения анализа контакта нагруженных зубьев спирально-конических и гипоидных зубчатых колес, имеющих как локальные, так и глобальные отклонения. Кроме того, он экспериментально и теоретически исследовал влияние перекосов на напряжения в корнях гипоидных зубчатых колес. Ян и др. [7] предложили подход к разработке шестерни, чтобы получить отличные характеристики трансмиссии спиральных конических и гипоидных шестерен с торцевым фрезерованием. Кавасаки и др.[8] предложили способ восстановления ведущего элемента крупногабаритных косых конических зубчатых колес с использованием обрабатывающего центра с ЧПУ и с учетом существующего зубчатого колеса. Исследованы геометрия зубчатого колеса и кинематика зацепления пространственной кривой и предложена математическая модель коническо-спиральных конических зубчатых колес на основе идеи логарифмических спирально-конических зубчатых колес [9]. Саймон [10, 11] представил метод определения оптимальных модификаций зубьев спирально-конических зубчатых колес, основанный на улучшенном распределении нагрузки и уменьшении максимального контактного давления зуба и ошибок передачи.Кроме того, он предложил методологию оптимизации для систематического определения оптимальной геометрии фрезы и настроек станка, чтобы одновременно минимизировать контактное давление зуба и погрешность углового смещения ведомой шестерни, а также снизить чувствительность спирально-конических зубчатых колес с торцевым фрезерованием к несоосности. Янг и Лим [12] разработали многокоординатную динамическую модель роторной системы с гипоидной зубчатой передачей, учитывающую эффект изгиба гребного вала. Пэн [13] разработал многотельную динамическую модель для гипоидной зубчатой пары и исследовал влияние перекосов, крутящих нагрузок и эксцентриситета на динамические характеристики.Большинство исследований по оптимизации и сравнению конструктивных параметров спирально-конических зубчатых колес в основном основаны на анализе статической прочности. В этих исследованиях игнорировалось влияние на динамические характеристики, которые напрямую контролируют вибрацию, удары и шум ходовых механизмов. Кроме того, еще меньше исследований, посвященных влиянию масляной пленки смазки. Когда исследуется эффект масляной пленки смазки, большинство предыдущих моделей предполагали полную пленочную смазку, что не всегда верно на практике, потому что часто не хватает масла для создания условий полного контакта пленки.В большинстве случаев спирально-конические зубчатые передачи работают в условиях смешанной смазки как с полностью пленочными, так и с неровными контактами. Это, конечно, влияет на статическую сетку и динамику. Следовательно, критически необходим более реалистичный анализ характеристик трения, которые точно описывают влияние силы трения и коэффициента трения на динамику спирально-конических зубчатых колес.
Соответственно, цели данного исследования заключаются в следующем: изучить влияние конструктивных параметров спирально-конических зубчатых колес на прочность и динамику зуба на изгиб; разработать нелинейную динамическую модель с сосредоточенными параметрами, учитывающую влияние трения; построить модель коэффициента трения зацепления зуба для смешанной смазки; сравнивать и анализировать динамические характеристики улучшенных шестерен и оригинальных шестерен; проверить результаты вычислений, сравнив их с результатами стендовых испытаний.
2. Геометрический дизайн и анализ прочности
В данном исследовании рассматривался комплект спирально-конических зубчатых колес с высокой степенью выхода из строя. Слабым местом этих шестерен была низкая прочность на изгиб зубьев. Был определен улучшенный набор конструктивных параметров с оптимизированным углом давления, соотношением толщины зуба и галтелем корня зуба. Во-первых, вместо угла давления 20 ° был применен угол давления 22,5 ° для увеличения прочности на изгиб. Фактически, конические шестерни с большим углом сжатия обычно используются в тяжелых условиях эксплуатации.Затем был увеличен радиус скругления корня зуба, который, как известно, играет важную роль в работе зубчатой передачи, чтобы снизить концентрацию напряжений в корне зуба. Величина радиуса скругления корня зуба зависит от радиуса скругления кончика лезвия. При выборе максимального радиуса кромки лезвия следует учитывать множество факторов: предотвращение столкновения зубчатых колес во время работы, возможность изготовления кромки кромки лезвия и предотвращение задиров на боковой поверхности зуба из-за неработающей поверхности лезвия при использовании имеющегося в продаже зуборезного станка; параметры фрезы могут быть выбраны для достижения желаемых параметров зубчатой передачи.Кроме того, смещение фрезы можно отрегулировать для получения заданного соотношения толщины зуба. Исходные и улучшенные параметры конструкции перечислены в таблице 1.
| ||||||||||||||||||||||||||||||||
На основе параметров геометрического проектирования для создания сетки использовалось коммерческое программное обеспечение Romax смоделировать и выполнить анализ контакта нагруженных зубьев конической зубчатой пары с исходными и оптимизированными параметрами. Сеточная модель показана на рисунке 1. Условия нагрузки с 4895 Нм в качестве входного крутящего момента и 200 об / мин в качестве входной скорости использовались для последующих расчетов.Затем жесткость сетки, ошибка передачи, линия действия, эквивалентный радиус сетки и другие параметры сетки могут быть вычислены [14] в качестве входных данных для последующей динамической модели.
Результаты расчетов контактной прочности и прочности на изгиб показаны в таблице 2 для исходных спирально-конических зубчатых колес. Можно заметить, что контактное напряжение оригинальных спирально-конических зубчатых колес составляет 2734,53 МПа. Напряжение изгиба составляет 470,67 МПа для шестерни и 628,10 МПа для колеса. Коэффициент безопасности контакта шестерни равен 0.96, что указывает на высокий риск точечной коррозии поверхности. Этого можно избежать, используя дробеструйную обработку поверхности зуба для увеличения прочности контакта. Кроме того, коэффициент безопасности колеса при изгибе относительно низок, что может привести к поломке зуба.
| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Результаты расчетов для улучшенных спирально-конических зубчатых колес показаны в таблице 3. Контактное напряжение составляет 2604,47 МПа, что на 4,76% ниже, чем у оригинальных шестерен. Напряжение изгиба составляет 420,34 МПа для шестерни и 494,28 МПа для колеса, что представляет собой уменьшение на 10,69% и 21.31% соответственно. Повышены также коэффициенты прочности при контакте и изгибе. Из результатов, представленных в таблицах, можно сделать вывод, что шестерни с углом сжатия 22,5 ° имеют относительно более низкий уровень контактных и изгибающих напряжений по сравнению с шестернями с углом сжатия 20 °. Напряжение изгиба колеса значительно снижается. Более низкое напряжение изгиба увеличивает усталостную долговечность спирально-конической шестерни.
| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
3. Динамическое моделирование с учетом смешанной эластогидродинамической смазки
3.1. Dynamic Model
Спирально-коническая шестерня имеет очень сложную геометрию зубьев и кинематику. В отличие от прямозубых и косозубых зубчатых колес, точка зацепления, сила зацепления и вектор линии действия для спирально-конической зубчатой передачи изменяются во времени в трехмерном пространстве.Эти пространственные характеристики зацепления вместе с изменяющейся во времени ошибкой передачи и жесткостью зацепления являются основной причиной вибрации и шума шестерен. Для решения проблемы вибрации зубчатого колеса предлагается нелинейная динамическая модель с сосредоточенными параметрами, изменяющаяся во времени, как показано на рисунке 2, которая учитывает изменяющиеся во времени эффекты точки зацепления, силы зацепления, вектора линии действия, жесткости сетки, погрешности передачи и т. Д. направление силы трения и коэффициент трения в результате изменения площадей контакта при разных углах крена [15, 16].Обратите внимание, что изменение во времени также происходит даже при постоянной скорости передачи.
В этой динамической модели шестерня и колесо определены как твердые тела с полными степенями поступательного движения и свободы вращения. Привод и нагрузка имеют одну степень свободы вращения каждый и связаны с шестерней и колесом через набор элементов жесткости на кручение. Зубчатые колеса поддерживаются набором бесконечно малой сосредоточенной жесткости и демпфирующих элементов, как эквивалентная конструкция валов, подшипников и корпуса.В дополнение к направлению силы трения в качестве параметрического параметра возбуждения, также включены кинематическая ошибка возбуждения передачи и нелинейность люфта, как описано ранее.
Результирующее динамическое уравнение с 14 степенями свободы может быть записано как где – матрица сосредоточенных масс, где – обобщенная матрица координат, как
И где – сила и сила трения, и они могут быть представлены где и – массовые моменты инерции водитель и груз, а – момент инерции массы относительно оси в системе координат (; для шестерни и колеса, соотв.). Кроме того, и матрицы жесткости и демпфирования валов и подшипников. Предполагается, что демпфирующая матрица пропорционального вязкого типа представляет собой рассеивание энергии за счет зацепления шестерни и компонентов подшипника вала. Здесь и – крутящие моменты, приложенные к двигателю и нагрузке соответственно. и () – векторы направленного преобразования.
Погрешность динамической передачи может быть задана как
Динамическое усилие зацепления может быть задано следующим образом: где – статическая погрешность передачи и – люфт шестерни.и – жесткость сетки и демпфирующий элемент в точке сетки с направлением вдоль линии действия. Демпфирование сетки показано как где – коэффициент демпфирования сетки, – средняя жесткость сетки, а () – проекция линии действия вдоль тангенциального направления вращательного движения.
Динамическая сила трения записывается как где – коэффициент трения.
3.2. Модель трения
Спирально-конические зубчатые колеса обычно работают в состоянии, состоящем из полных пленочных и неровных контактов.В этом состоянии зона контакта зуба делится на две ситуации. Первая – это зона полной пленочной смазки, где две контактные поверхности полностью разделены смазочной пленкой, а другая – это зона контакта с неровностями с прямым контактом металла с металлом. Поэтому для получения более разумных результатов анализируется изменяющийся во времени коэффициент трения в условиях смешанной смазки. Коэффициент трения зацепления зубьев может быть представлен как
Полная тангенциальная нагрузка складывается из полной смазки () и контакта с неровностями (), как
Аналогично, общая нормальная контактная нагрузка состоит из полной смазки () и контакта с неровностями (), as
Можно отметить, что коэффициент распределения нагрузки при полной смазке равен ().Таким образом, коэффициент распределения нагрузки неровности контакта равен. Тогда это может быть показано как
. Аналогично, аналогично компоненту нормальной контактной нагрузки, тангенциальная нагрузка может быть записана как где – коэффициент трения при полной пленочной смазке и – коэффициент трения контакта с неровностями. Кроме того, Винтер и Михаэлис [17] предложили важную связь между средним коэффициентом трения и мгновенным коэффициентом трения в состоянии полной пленочной смазки, как показано ниже:
Таким образом, (7) может быть записано как
Zhu и Ху [18] и Кастро и Сибра [19] предложили следующее определение функции распределения нагрузки для точечных контактов, заданное где определяется как отношение средней толщины масляной пленки смазки к среднеквадратическому значению шероховатости поверхности.
Кроме того, это важный индикатор, позволяющий различать состояние смазки. Основываясь на исследовании Castro и Seabra [14], соотношение толщины пленки между ними считается состоянием смешанной пленочной смазки. В зоне смешанной смазки коэффициент распределения нагрузки при полной смазке увеличивается с увеличением, пока не достигается состояние полной пленочной смазки. Для нашего расчета использовалось упрощенное значение отношения толщины пленки 1,08.
Мгновенный коэффициент трения в условиях смешанной смазки определяется уравнением (14).Динамический отклик спирально-конической зубчатой передачи с учетом изменяющегося во времени коэффициента трения со смешанной смазкой можно рассчитать, подставив (14) в динамическую модель.
4. Анализ динамического отклика
В этом разделе численное интегрирование с применением явной формулы Рунге-Кутты 4/5-го порядка используется для решения нелинейной динамической модели. Были вычислены и проанализированы динамические характеристики шестерен, включая динамическое усилие зацепления и динамическую погрешность передачи. В ходе анализа сравниваются динамические характеристики оригинальной и улучшенной спирально-конической зубчатой передачи.Основные геометрические параметры показаны в таблице 4. Динамическая сила сетки и динамическая погрешность передачи показаны на рисунках 3 и 4.
| |||||||||||||||||||||||||||
Из рисунка 3 видно, что небольшие различия в динамической силе зацепления между оригинальными спиральными зубчатыми колесами и улучшенными спирально-коническими зубчатыми колесами могут наблюдаться для частотной характеристики вверх до 2000 Гц. Однако в этой области динамическая сила сетки имеет относительно большие колебания амплитуды и частоты. Основная причина – в зоне более низких частот; диапазон изменения коэффициента трения больше, чем в более высоком диапазоне частот.В диапазоне частот от 2000 до 3500 Гц улучшенные шестерни имеют меньшее максимальное значение и меньшие колебания, чем исходная конструкция. С другой стороны, для динамической ошибки передачи, как показано на рисунке 4, улучшенные шестерни, очевидно, имеют лучшие динамические характеристики, чем отклик оригинальных шестерен в диапазоне частот от 2000 до 4000 Гц. В практическом применении улучшение динамических характеристик указывает на снижение вибрации и шума шестерен.
5.Стендовые испытания
Стендовые испытания обоих типов спирально-конических зубчатых колес были проведены для проверки их улучшения. Испытательный стенд показан на Рисунке 5. Испытанный рисунок контакта для исходных и оптимизированных конструктивных параметров с недооценкой нагрузки показан на рисунках 6 и 7. Рисунок контакта примерно расположен посередине выпуклой и вогнутой поверхности зуба для исходной геометрии. расчетные параметры. Но для оптимизированных геометрических параметров конструкции расположение немного смещено в сторону носка, что с инженерной точки зрения лучше, учитывая фактические условия нагрузки.
(a) Выпуклая поверхность
(b) Вогнутая поверхность
(a) Выпуклая поверхность
(b) Вогнутая поверхность
(a) Выпуклая поверхность
(b) Вогнутая поверхность
(a) Выпуклая поверхность
(b) Вогнутая поверхность
Стендовое испытание продолжалось до тех пор, пока не произошел перелом зуба или серьезная точечная коррозия. Запишите время рабочего цикла после окончания теста. Результаты испытаний представлены в таблице 5.Видно, что среднее количество циклов для оригинальных спирально-конических зубчатых колес составляет 333 600 циклов. Среднее количество циклов для улучшенной спирально-конической шестерни составляет 478 800, что на 44% больше, чем у оригинальной шестерни.
| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||
6.Выводы
(1) Была создана квазистатическая сеточная модель спирально-конических зубчатых колес и исследовано влияние основных геометрических параметров на прочность контакта и изгиб. Более высокие значения угла давления, радиуса скругления корня и отношения толщины зуба улучшают контактную прочность и прочность на изгиб, а также снижают риск перелома зуба.
(2) Проведен динамический анализ оригинальных и улучшенных спирально-конических зубчатых колес с использованием динамической модели с сосредоточенными параметрами и теории смешанной эластогидродинамической смазки.Результаты показывают, что улучшенные шестерни имеют лучшие характеристики вибрации в заданном диапазоне частот.
(3) Были проведены стендовые испытания обоих типов спирально-конических зубчатых колес. Результаты показывают, что основным видом отказа является перелом зуба, а срок службы спирально-конических зубчатых колес с улучшенными геометрическими параметрами по сравнению с исходной конструкцией был значительно увеличен.
Конфликт интересов
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
Благодарности
Авторы выражают благодарность Национальному фонду естественных наук Китая (грант №51405043), Китайский фонд постдокторантуры (грант № 2015M582517), Чунцинская исследовательская программа фундаментальных исследований и передовых технологий (№ cstc2016jcyjA0415), специальные постдокторские проекты, финансируемые Чунцином (№ Xm2016004), Фонды фундаментальных исследований для центральных университетов , а также при поддержке отдела исследований и разработок Driveline компании Liugong. Также выражаем благодарность профессору Тейку С. Лиму (Колледж инженерии и прикладных наук Университета Цинциннати).
Цилиндрические шестерни – обзор
Цилиндрические шестерни
Цилиндрические шестерни были разработаны на основе прямозубых шестерен, их зубья расположены под углом к оси вала.Контакт между зубьями в сетке действует по диагональным поверхностям лица прогрессивным образом; ни в коем случае ни один зуб не задействуется по всей длине. Прежде чем контакт между одной парой зубов прекращается, зацепление начинается между следующей парой. Таким образом, зацепление является непрерывным, и этот факт приводит к уменьшению удара, который возникает, когда прямые зубья работают под большими нагрузками. Спиральные зубья обеспечивают плавную и бесшумную работу при больших нагрузках; значительно снижен люфт; и за счет увеличения длины зуба при той же толщине зубчатого колеса прочность зуба повышается.
Рис. 31.20 иллюстрирует угол подъема и наклона винтовой линии, применяемый к косозубой шестерне. Для одинарных косозубых шестерен угол наклона винтовой линии обычно составляет 12–20 °.
Рис. 31.20. Угол подъема и винтовой линии косозубой шестерни.
Поскольку зубья расположены под углом, при зацеплении двух шестерен возникает боковой или торцевой упор, который имеет тенденцию разделять шестерни. На рис. 31.21 показаны две шестерни на параллельных валах и расположение подходящих упорных подшипников. Обратите внимание, что положение упорных подшипников зависит от направления вращения вала и «руки» спирали.
Рис. 31.21. Цилиндрические шестерни с упорными подшипниками.
Для того, чтобы исключить серьезное влияние концевой тяги, пары зубчатых колес могут быть расположены, как показано на рис. 31.22, где двойная косозубая шестерня использует левую и правую спираль. Вместо использования двух шестерен две спирали могут быть нарезаны на одной и той же заготовке шестерни.
Рис. 31.22. Двойные косозубые шестерни. (A) На том же колесе. (B) На отдельных колесах.
Если валы расположены параллельно друг другу, угол наклона спирали обычно составляет 15–30 °.Обратите внимание, что правая спираль входит в зацепление с левой спиралью, и на чертеже должна быть правильно указана рука спирали. На обеих шестернях угол наклона винтовой линии будет одинаковым.
Для валов, расположенных под углом 90 ° друг к другу, обе шестерни будут иметь одинаковую спираль (см. Рис. 31.23).
Рис. 31.23. Валы под углом 90 градусов.
Цилиндрические зубчатые колеса можно использовать для валов, которые расположены под углом менее 90 °, но винт следует проверять у специализированного производителя зубчатых колес.Направление спирали зависит от используемого угла наклона спирали и требуемых углов вала.
Этот документ доступен в формате PDF. Александр Леонидович Капелевич и Родерик Э. Клейс
В этой статье представлен альтернативный метод расчет и проектирование прямозубой и спиральной эвольвенты шестерни. ВведениеСовременный дизайн шестерен обычно основан на стандартные инструменты. Это делает конструкцию шестерни довольно простой. (почти как выбор крепежа), экономичный, и доступен для всех, что сокращает количество инструментов расходы и инвентарь. В то же время это хорошо известно, что универсальные стандартные инструменты обеспечивают шестерни с менее чем оптимальной производительностью и – в некоторых случаях – не позволяют найти приемлемый зубчатые решения. Специфика приложения, в том числе низкий уровень шума и вибрации, высокая плотность передача энергии (меньший вес, меньший размер) и др. требуются передачи с нестандартными параметрами.Вот почему, например, авиационное снаряжение в трансмиссиях используются профили инструментов с нестандартными пропорциями, такие как угол давления, добавление и на всю глубину. Следующие соображения делают применение нестандартных передач, подходящих и экономическая эффективность:
В этой статье представлена конструкция прямой передачи. метод, который разделяет определение геометрии шестерни от выбора инструмента для достижения максимальной производительности для конкретного продукта и приложения. Прямой подход к проектированию, который обычно используется для большинства деталей механизмов и машин (например, кулачки, рычаги, компрессор или турбина лезвия и т. д.) определяет их профили в соответствии с к условиям эксплуатации и желаемой производительности. Древние инженеры использовали то же самое подход к конструкции зубчатых колес, разработка зуба сначала придать форму, а затем придумать способ ее получить. Во время технологической революции XIX в. века, высокопроизводительная зубчатая передача был разработан процесс.Новые станки требуются сложные и дорогие инструменты, варочные поверхности или формирователи зубчатых колес. Общие параметры резки инструмент (генераторная стойка) были стандартизированы. Это сделало современную эвольвентную зубчатую передачу косвенной. потому что профили зубьев шестерни зависят от предварительно выбранный, обычно стандартный набор для параметров генераторная стойка (диаметральный шаг или модуль, угол давления, пропорции придатка и ножки, радиусы наконечника и т. д.) и его расположение (добавление модификация или сдвиг по оси x) относительно стандарта делительный диаметр шестерни. В таблице 1 показаны типовые характеристики косозубой шестерни. где параметры зубчатой передачи и генерирующая параметры процесса (стеллажа и его расположения) разделены. Шестерня в составе не имеет давления угол, делительный диаметр, диаметральный шаг или модуль, угол наклона спирали, добавление или изменение дополнения. Все эти параметры относятся к инструменту и генерирующий процесс. Эвольвентная шестерня имеет количество зубьев, диаметр основания, наружный диаметр, винтовой шаг и толщина базового зуба. Генераторно-реечный метод конструкции зубчатой передачи не гарантирует надлежащую конструкцию редуктора.В минимальное количество зубьев шестерни ограничено Избегайте подреза. Модификация дополнения или xshift генераторной стойки вводится для балансировки усталостные напряжения при изгибе и удельное скольжение для шестерни и шестерни, а также для уменьшения подреза для шестерни с небольшим количеством зубьев. Почему необходимо изменять или исправлять профили зубов на самых ранних стадиях передачи дизайн? Модификация должна произойти так рано потому что традиционный подход ограничен собственный произвольный подбор параметров генерирующей стойки.Зона, изображенная (Ссылка 1) в коэффициенте x-сдвига координаты x 1 и x 2 , для пары ответвлений шестерни z 1 = 14, z 2 = 28 сформировано стандартным генератором Стойка с углом прижатия 20 показана на Рисунок 1. Показанная зона содержит все комбинации передач. которые могут быть произведены с использованием этого конкретного генераторная стойка. Его площадь ограничена минимумом Передаточное отношение для цилиндрических зубчатых колес ε α = 1.0 (изограмма А) острый кончик шестерни (изограмма В), и интерференция кончик-галтель (изограммы C и D). На изограммах с поднутрением E и F нанесены дополнительные ограничения по площади зоны. Другое доступное снаряжение комбинации существуют за пределами зоны, но для их реализации параметры генераторной стойки пришлось бы изменить. Другими словами, диапазон возможных комбинаций передач ограничен по параметрам режущего инструмента (генераторной стойки) и настройка станка (x-shift). Конструкция с прямым редуктором – это способ получить все возможные комбинации передач, анализируя их свойства без использования какого-либо процесса генерации параметры.Эти параметры можно определить после того, как конструкция шестерни полностью закончена. Были попытки использовать базовый круг как основа теории эвольвентной передачи, разделяющая анализ зубчатой передачи от зубчатой передачи процесс. Профессор Э. Вулгаков разработал так называемая теория обобщенных параметров для эвольвентные шестерни (поз. 2). Дж. Р. Колборн (ссылка 3) описал альтернативное определение эвольвенты без использования генераторной стойки. Самовоспроизводящаяся предложен метод «зубчатые колеса образуют зубчатые колеса». для пластмассовых литых шестерен (см.4 и 5). Согласно этому методу, верхний край зуб одной из шестерен образует галтель сцепное устройство и наоборот. На первый взгляд это выглядит аналогично процессу обработки зубчатых колес или прокатки зубчатых колес, но тот факт, что обе шестерни описаны без параметры генераторной стойки имеют значение по своей геометрии и характеристикам. Параметры эвольвентного зубаЭвольвентный зуб образован двумя эвольвентами. раскручивается от основной окружности d b , внешняя окружность диаметр d a и галтель (Ref.2) (см. Рис. 2). Пока не в противном случае верны следующие уравнения для цилиндрических зубчатых колес и косозубых зубчатых колес в поперечное сечение (сечение, перпендикулярное ось шестерни). Числа уравнений с буквенные модификаторы даны для использования в числовые примеры перечислены в таблицах 2, 3 и 4. Угол профиля в точке пересечения две эвольвенты (угол при вершине)
Угол профиля по внешнему диаметру d a составляет
Базовый шаг где z – количество зубьев.Пропорциональная толщина базового зуба составляет
Пропорциональная толщина верхней фаски равна
Параметры зацепления эвольвентной шестерниНа рис.3 показана зона действия зуба шестерня и шестерня в тесном зацеплении (люфт нуль). Условие тесной сетки куда
Угол рабочего давления можно найти по формуле замена уравнения 6 на 7, 8 и 9:
Угол рабочего давления – зубчатая передача параметр и он не может быть определен для одного отдельного механизм. Расстояние между центрами
Передаточное отношение (для прямозубых и косозубых колес) шестерни в поперечном сечении)
Угол профиля в нижней точке контакта
должен быть больше или равен нулю, чтобы избежать эвольвенты
подрез:
для шестерни
Передаточное отношение осевого контакта косозубых зубчатых колес составляет
Профиль галтеля должен обеспечивать зубчатое зацепление с достаточный радиальный зазор, чтобы избежать столкновения наконечника с галтелем. Филе также должно обеспечивать необходимый зуб сопротивление усталости при изгибе и жесткость сетки. В Прямой подход к проектированию редуктора позволяет выбрать любой профиль сопряжения (парабола, эллипс, кубический шлиц и т. д.) что лучше всего удовлетворяет этим условиям. Этот профиль не обязательно трохоид, образованный стойкой или формирователь процесса генерации. Определение геометрии инструмента – следующий шаг в прямая передача.Это будет зависеть от фактического способ изготовления. Для пластиковых и металлических шестерен литье, экструзия зубчатых колес и зубчатые колеса из порошкового металла обработка, вся геометрия шестерни, включая поправка на усадку – применяется непосредственно в полость инструмента. Для режущего инструмента (фрезы, формирователь фрезы), реверсивно-генерирующий подход “шестерня” инструмент форм “. В этом случае инструмент выбираются шаг и угол профиля (давления) для обеспечения наилучших условий резания. Зона существования эвольвентных шестеренНа рисунке 5 показана область существования шестерни. и шестерня с определенным количеством зубьев z 1 , z 2 , и пропорциональная толщина поверхности земли м a 1 , м a 2 (Ref.2). В отличие от зоны, показанной на рисунке 1, ареал существования на рисунке 5 представлены все возможные комбинации передач. и не ограничивается ограничениями, налагаемыми генераторная стойка. Эту площадь можно отобразить пропорционально толщина базового зуба м b 1 – м b 2 координаты или другие параметры, описывающие угловое расстояние между двумя эвольвентными боковыми сторонами шестерни и шестерни зубья, такие как α a 1 – α a 2 или ν 1 – ν 2 .Образец местности существования пары шестерен z 1 = 14, z 2 = 28, м a 1 = м a 2 = 0,075 показано на рисунке 5. Площадь существования включает ряд изограмм, отражающих постоянную значения различных параметров передачи, таких как углы рабочего давления α w , отношения контактов ε α и т. д. Площадь существования прямозубых шестерен (жирная линия 1) составляет ограничивается изограммой ε α = 1.0, а изограммы с подрезкой α p 1 = 0, α p 2 = 0. Цилиндрические зубчатые колеса могут иметь поперечное коэффициент контакта менее 1,0, поскольку осевой коэффициент контакта может обеспечить правильную сетку. Площадь поэтому наличие косозубых шестерен намного больше. Каждая точка на ареале существования отражает пару шестерни с безразмерными свойствами, подходящие для конкретных заявление. Эти свойства являются давлением углы, коэффициенты контакта, геометрия сопротивления питтингу коэффициент I, удельный коэффициент скольжения и т. д. Абсолютная область существования включает прямозубые шестерни. комбинации с любыми значениями пропорциональной вершины толщина земли от м a 1 = м a 2 = от 0 до м a 1 = м b 1 и м a 2 = м b 2 (фантомная линия 2). Эта область существенно больше площади с заданными значениями пропорциональная толщина верхнего слоя.Зона для стандартная генераторная стойка с углом прижима 20 (как показано на рис.1) – это лишь дробная часть доступного область существования, показанная скрытой линией 3 в Рисунок 5. Применение традиционной зубчатой передачи. подход для зубчатых пар за пределами обозначенной зоны скрытой строкой 3 требует выбора генерирующего стеллаж с разными параметрами. Поколение некоторых комбинаций передач (вверху слева и внизу справа углы ареала существования, показанного на рис. 5), будут требуются разные генераторные стойки для шестерни и для снаряжения. Анализ ареала существования показывает, как многие решения для шестерен можно не рассматривать если традиционный подход, основанный на заранее заданном прилагается набор размеров стеллажа. Например, прямозубые цилиндрические шестерни с большим рабочим углом давления (точка А на рисунке 5, где рабочее давление угол α w = 39,5, коэффициент контакта ε α = 1,0), или с высокая степень контакта (точка B на рисунке 5, где коэффициент контакта ε α = 2,01, рабочий угол давления α w = 16.7) не производился со стандартной стойкой Габаритные размеры. На рисунках 6a и 6b показаны эти шестерни. На рисунках 6c и 6d показаны достижимые передачи. с использованием стандартной генераторной стойки, представленной по точкам C (α w = 29,6, ε α = 1,0) и D (α w = 15,9, ε α = 1,64) на рисунке 5. Ровные шестерни с одинаковыми угол рабочего давления (точка E на рис. 5) смотреть совсем другое (рис. 7). Стандартное снаряжение пара (рис. 7б) имеет почти заостренные зубья шестерни. и короткие и короткие зубья шестерни с чрезмерно верхним толщина зуба земли.Зубчатая пара прямой конструкции показанный на рисунке 7a, имеет коэффициент контакта ε α = 1,47. В стандартная зубчатая пара имеет передаточное отношение только ε α = 1,16 в тесной сетке. В реальном приложении с реальными производственными допусками и эксплуатационными условиях, коэффициент контакта стандартного конструированного зубчатая пара могла быть снижена до недопустимого уровня ε α Синтез зацепления: численные примерыЕсть несколько способов определить параметры передачи с использованием подхода прямого проектирования передач.Этот В статье рассматриваются некоторые из них. Район существования известен. Исходные данные для синтез пары шестерен ( z 1 , z 2 , m a 1 , m a 2 ) могут быть взяты из ареала существования на каком-то конкретный момент. Координаты этой точки и межосевое расстояние a w опишите всю рабочую передачу параметры.Эта процедура расчета и числовой пример представлен в таблице 2. Район существования неизвестен. Типичные проблемы может найти максимальное давление угол, если выбрано коэффициент поперечного контакта, или нахождение максимального отношения поперечного контакта, если угол давления выбран. Оба эти случая требовать нахождения точки ареала существования где изограммы a w и ε α имеют одинаковую касательную. Это состояние описано (см.2) как:
Канавка между зубьями в зубчатом колесе не задействована. работа сетки, но ее форма сильно влияет на шестерню производительность и долговечность. В традиционном снаряжении конструкция, профиль галтели является функцией фрезы форма и настройка станка. Обычно это чрезмерный радиальный зазор, приводящий к сильному изгибу стрессы. Конструкция прямой передачи не ограничивает галтели определение формы. Одна из возможностей – описать профиль галтеля в виде следа верхней части сопряженный зуб шестерни (с соответствующим минимумом радиальный зазор) (См.4 и 5). Применение Анализ методом конечных элементов позволяет формировать галтели профили для балансировки и минимизации изгиба стрессы. Экстремальные параметры эвольвентных передачТочка А (точка касания изограмм ε α = 1,0 и α w = max) области существования описывает шестерни с максимально достижимым рабочим давлением угол. Для косозубых шестерен такого ограничения нет. из-за отсутствия поперечного отношения контакта (ε α β.Образец косозубой шестерни с высокой рабочей угол давления (поз. 6) показан на рисунке 8. В На фиг.5 точка Б (точка пересечения интерференции изограммы α p 1 = 0 и α p 2 = 0) область существования описывает шестерни с максимально достижимое отношение поперечного контакта. В таблице 5 представлены максимальные значения для рабочих угол прижима α w A (Точка А области существования) и коэффициент поперечного контакта ε α B (точка B область существования) для зубчатых пар с разными количество зубьев и пропорциональная верхняя площадка толщины м a 1 = м a 2 = 0.075. Пример Показана прямозубая шестерня с высоким передаточным отношением. на рисунке 9. Прямозубые цилиндрические шестерни (коэффициент контакта ε α ≥ 1,0) с минимальным возможное количество зубьев (поз. 2) показано на рисунке 10. Минимально возможное количество зубьев косозубых шестерен не ограничивается коэффициент поперечного контакта и может составлять всего один (см. 6). Пример косозубой передачи с количество зубьев z 1 = z 2 = 1 показано на рисунке 11. Эвольвентные шестерни с асимметричным профилем зубаПротивоположные стороны (профили) зуба шестерни функционально разные для большинства передач. Рабочая нагрузка на одном профиле значительно выше и / или применяется в течение более длительных периодов времени, чем на напротив. Асимметричная форма зуба подходит для это функциональное отличие. Задача дизайна асимметричных зубов – улучшить производительность основных контактных профилей за счет разрушения противоположных профилей. Эти противоположные профили разгружены или слабо загружены, и обычно работать относительно непродолжительный период.Улучшенный производительность может означать увеличение грузоподъемности или снижение веса, шума, вибрации и т. д. Выбор степени асимметрии и профиля привода для этих передач зависит от области применения. Асимметричные профили позволяют управлять жесткость зуба и распределение нагрузки при сохранении желаемый угол давления и коэффициент контакта на приводные профили. Прямая конструкция шестерен с асимметричными зубьями подробно рассмотрено в других статьях (см. 7 и 8), охватывающая такие темы, как анализ и синтез асимметричной передачи, области существования и Приложения.Примеры передач с асимметричным профили зубьев показаны на рисунке 12. Шестерни с асимметричные зубья следует учитывать для шестерни системы, требующие высочайшей производительности, например аэрокосмические приводы. Они также применимы для трансмиссии массового производства, где на долю Стоимость оснастки на одну шестерню относительно невелика. Наиболее перспективное приложение для асимметричных профили с литыми шестернями и порошком металлические шестерни. Для формованного зубчатого инструмента обычно требуется нестандартной формы, поэтому асимметричный профиль существенно не влияет на стоимость. СводкаКонструкция с прямым редуктором – это альтернативный подход к традиционный дизайн шестерни. Это позволяет анализировать широкий диапазон параметров для всех возможных передач комбинации, чтобы найти наиболее подходящие решение для конкретного приложения. Этот оптимальный зубчатое решение может выходить за рамки традиционных реечные методы проектирования зубчатых колес. Прямая передача для асимметричных профилей зубьев открывает дополнительные резервы для улучшения зубчатые передачи с однонаправленными циклами нагрузки, которые типичны для многих механических трансмиссий. |
Программный интерфейс для расчета параметров шестерен
- Омар Монир Коура Доцент механического факультета инженерного факультета Современного технологического и информационного университета, Египет
Ключевые слова: Анализ косозубых зубчатых колес, модификации зубчатых колес, C #, программное обеспечение
Абстрактные
При проектировании косозубых эвольвентных зубчатых колес необходимо учитывать несколько параметров.Он включает в себя расчет параметров шестерен, использование нескольких коммерческих пакетов, таких как пакет Autodesk для черчения, пакет твердых работ, пакет ANSYS и т. Д. Коммерческие пакеты обычно работают со стандартными шестернями. В их библиотеках хранятся шестерни, которые можно использовать, вставляя стандартные параметры, а не измененные. При работе с модифицированными зубчатыми колесами профиль оцифровывается и подается в виде дискретных точек в пакет. Поскольку модификации включают модификацию профиля, подрезку зубчатого колеса, разгрузку наконечника, вставку люфта зубчатого колеса, что приводит к изменению всех параметров зубчатого колеса, необходимо компьютеризовать этот процесс и представить файл, который читается большинством коммерческих пакетов.В этом документе представлен программный интерфейс, позволяющий рассчитывать все параметры эвольвентных косозубых зубчатых колес, включая их модификации, и сохранять их в форматированных файлах, которые могут быть прочитаны непосредственно другими пакетами зубчатых колес.использованная литература
. Гитин М. Майтра, Справочник по проектированию шестерен, 2-е издание, пятое переиздание, Tata McGraw_Hill Publishing Company Limited, Нью-Дели, ISBN 0-07-460237-3.
. Ognyan ALIPIEV, «Метод геометрического расчета эвольвентных винтовых зубчатых передач, модифицированный в двух направлениях», Annals факультет инженерной Хунедоара, Международный журнал инженерной, ISSN: 1584 – 2665. https://www.researchgate.net/publication/236135592_Method_of_geometric_calculation_of_involute_helical_gear_drives_modified_in_two_directions
. https://www.sdp-si.com/resources/elements-of-metric-gear-technology/page3.php#Section6, «Элементы метрической зубчатой передачи».
. Гонсало Гонсалес Рей, Алехандра Гарсиа Толл и Кристиан Ирвинг Энрике Родригес Гонсалес, «Процедура определения неизвестной геометрии внешних цилиндрических зубчатых колес», https://www.researchgate.net/publication/294895629_A_Procedure_mine_Theternal_Device_Min_Device_Min_Device_Device_Device_Device_Mine
Авторские права (c) 2020 Американский научно-исследовательский журнал в области инженерии, технологий и наук (ASRJETS)
Эта работа находится под лицензией Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 Международная лицензия.
Авторы, подающие статьи вместе с этим журналом, соглашаются со следующими условиями:
- Авторы сохраняют авторские права и предоставляют журналу право первой публикации с работой, одновременно лицензированной в соответствии с лицензией Creative Commons Attribution License, которая позволяет другим делиться работой с подтверждением авторства работы и первоначальной публикацией в этом журнале.
- Авторы могут заключать отдельные дополнительные договорные соглашения о неисключительном распространении опубликованной в журнале версии работы (e.g., разместите его в институциональном репозитории или опубликуйте в книге) с подтверждением его первоначальной публикации в этом журнале.
- Авторам разрешается и поощряется размещение их работ в Интернете (например, в институциональных репозиториях или на их веб-сайтах) до и во время процесса подачи, поскольку это может привести к продуктивному обмену, а также к более раннему и большему цитированию опубликованных работ (см. Эффект открытого доступа).
- Отправляя плату за обработку, подразумевается, что автор согласен с нашими условиями, которые могут время от времени изменяться без какого-либо уведомления.
- Для авторов должно быть ясно, что главный редактор несет ответственность за окончательное решение по поданным статьям; имеют право принять \ отклонить любую статью. Главный редактор выберет любой из следующих вариантов, чтобы просмотреть присланные статьи: A. отправить статью двум рецензентам, если один рецензент дал отрицательный результат, а другой – положительный; затем редактор может отправить статью третьему рецензенту или сразу же принять окончательное решение, приняв \ отклонив статью.Главный редактор попросит выбранных рецензентов представить результаты в течение 7 рабочих дней. Если они не смогли завершить рецензирование в согласованный срок, редактор имеет право повторно отправить статьи новым рецензентам, используя ту же процедуру. Если главный редактор не смог найти подходящих рецензентов для определенных статей, он имеет право принять \ отклонить статью. отправляет статью выбранному члену (-ам) редакционной коллегии. C. Главный редактор сам оценивает статью.
- Автор будет нести ответственность за любое нарушение авторских прав или любое другое нарушение закона путем публикации исследовательской работы автора.
- Перед публикацией автор должен проверить, принят ли этот журнал его работодателем или каким-либо органом, которым он намеревается представить свою исследовательскую работу. мы не несем ответственности за это.
- Если в любое время по какой-либо юридической причине, если журнал перестанет принимать рукописи или не сможет опубликовать уже принятые рукописи, мы будем иметь право отменить все или любую из рукописей без какой-либо компенсации или вернуть обратно любую обработку Стоимость.
- Стоимость, включенная в плату за публикацию, относится только к онлайн-публикации одной рукописи.
Обзор оптимизации параметров шестерен
Обзор оптимизации параметров шестерен
| Международный журнал инженерных тенденций и технологий (IJETT) | | |
| © 2017 IJETT Journal | ||
| Том-49 Номер-2 | ||
| Год публикации: 2017 | ||
| Авторы: Dr.П.Арулможи, д-р М.Чандрасекаран, Рамеш R | ||
| 10.14445 / 22315381 / IJETT-V49P215 |
Д-р П. Арулможи, д-р М. Чандрасекаран, Рамеш Р. «Обзор оптимизации параметров зубчатых колес», Международный журнал инженерных тенденций и технологий (IJETT), V49 (2), 92-98 июль 2017 г. ISSN: 2231- 5381. www.ijettjournal.org. опубликовано исследовательской группой седьмого чувства
Abstract
Зубчатая передача – один из наиболее эффективных методов передачи мощности и вращательного движения от источника к его приложению с изменением скорости или направления или без них.Шестерни в основном используются для передачи крутящего момента и угловой скорости с одного вала на другой. Меньшая эффективность коробки передач станка является серьезной проблемой, поскольку увеличивает затраты на техническое обслуживание, а также влияет на репутацию фирмы. Следовательно, его срок службы необходимо увеличить и сделать более надежным. Оптимизация играет важную роль в конструкции зубчатой передачи, поскольку уменьшение веса или объема зубчатой передачи увеличивает ее срок службы и улучшает несущую способность. Метод оптимальной конструкции эффективен в области исследования зубчатых колес для определения оптимальных параметров зубчатых колес для удовлетворительной конструкции.В конструкции редуктора участвует ряд параметров. Конструкция шестерни также требует итеративного подхода для оптимизации параметров шестерни. Альтернативой для вышеупомянутой проблемы является разработка и оптимизация червячной коробки передач, которая снизила техническое обслуживание и повысила надежность, отсутствие требований к смазке, точную передачу максимального крутящего момента, встроенную защиту от перегрузки, физически изолированные входной и выходной валы, допуск на перекос и низкий уровень шума. шум, вибрация и т. д. А также это многоцелевая функция с ограничениями, которую очень сложно оптимизировать с помощью обычных методов оптимизации, использованных нетрадиционных методов оптимизации, называемых генетическим алгоритмом.Генетический алгоритм используется для определения наилучшего сочетания параметров снастей. Обзор соответствующей литературы в области оптимизированной конструкции зубчатых колес показывает, что компактная конструкция зубчатых колес требует сложного алгебраического анализа.
Список литературы
[1] Faisal.S. Хуссейн1, Сайед Мохиуддин2, Саджид Сиддики3, Р.Н. Dehankar., Журнал IOSR по машиностроению и гражданскому строительству ― Исследование оптимизированной конструкции цилиндрического редуктора p-ISSN: 2320-334X PP 01-07.(2014).
[2] Цзянь Чен1,2a, Хунмо Шан2b, Лян Тиан2c, Гуйчэн Ван1д *, «Дизайн сменных зубчатых пластин и оптимизация параметров резания», (2014).
[3] R. Thirumurugan, G. Muthuveerappan, Mech. На основе Des. Struct. Маха, критические точки нагружения для максимальных угловых и контактных напряжений в цилиндрических зубчатых колесах с нормальным и высоким коэффициентом контакта на основе коэффициента распределения нагрузки, 39 (1) (2011) 118-141.
[4] Р. П. Секар, Г. Мутувеераппан, Влияние передаточного числа опоры и радиуса вершины фрезы на конструкцию равномерного сопротивления изгибу цилиндрических зубчатых колес, Procedure Mater.Sci. 5 (2014) 1640-1649.
[5] П. Маримуту, Г. Мутувеераппан, Влияние высоты надстройки и числа зубцов на асимметричное прямое зубчатое колесо с нормальным коэффициентом контакта на основе распределения нагрузки, Универсальный журнал машиностроения 2 (4) (2014) 132-136.
[6] G. Marunic Machine Design, «Деформация перемычки, связанная с параметрами конструкции зубчатой передачи», 4 (3) (2012) 161-166.
[7] Пара Карлос Х. Винк и Нандкишор С. Мантри, – Оптимизация конструкции зубчатой передачи для низко- контактной температуры высокоскоростного цилиндра без смазки – (май 2013 г.).
[8] Ялламти Мурали Мохан1, Т.Сешайя3, Оптимизация цилиндрической зубчатой передачи с использованием генетического алгоритма, (2012).
[9] Карлис Паулинс, Артур Ирбе, Томс Торимс *, Спиральные конические шестерни с оптимизированной геометрией зубьев, (2014).
[10] 1 Цзихуэй Лян, 2лили Синь, Динамическое моделирование спирально-конического зубчатого колеса на основе Solidworks и Adams, Журнал теоретических и прикладных информационных технологий, 20 января 2013 г. Том. 47 №2.
[11] Кристиан Бречера, Кристоф Лёпенхауза, Петер Кнехта, * Процедуры, Дизайн акустически оптимизированных конических зубчатых колес с использованием моделирования производства, CIRP 41 (2016) 902–907.
[12] Сян Тиеминг *, 1,2, Чжоу Шуитин1 и И Ляо1, Свободный модальный анализ спирального конического зубчатого колеса на основе метода Ланцоша, Открытый журнал машиностроения, 2015, 9, 637-645.
[13] Саман Халилпуразари и Абдол Рахман Дадванд и Тахер Аздаст и Мохаммад Хоссейн Садег привет, Проектирование и изготовление прямой конической передачи в процессе горячей прецизионной ковки с использованием метода конечных объемов и технологии CAD / CAE, Int J Adv Manuf Technol (2011) 56: 87–95.
[14] Рушил Х.Севак, Саурин Шет, Обзор литературы по эффективности и сроку службы червячных редукторов. Изучение и исследование влияния входных параметров на температуру и шум в коробке передач с использованием DOE‖, © 2014 IJEDR | Том 2, Выпуск 2 | ISSN: 2321-9939.
[15] Вэнь Цинмин, Сюй Хуа, Тан Вэйсян, Исследование и анализ новой теории модификации тороидальной червячной передачи, Международная конференция по системным наукам, инженерному проектированию и информатизации производства (2010).
[16] Пракаш Д. Патель, Дж.М.Патель, Экспериментальное исследование потерь мощности в коробке передач в различных рабочих условиях, Национальная конференция по тепловым, жидкостным и производственным наукам, Труды TFMS 2012, 20–21 января 2012 г., Сурат, Гуджарат, Индия.
[17] Бернд-Роберт Хён, Клаус Михаэлис и Михаэль Хинтерстойсер, Фактор влияния на потерю мощности в редукторе, 978-1-4244-7739-5 / 10 / $ 26.00 © 2010 IEEE.
[18] Ахтманн Дж. И Бэр Г., 2003, «Оптимизированные эллипсы подшипников гипоидных шестерен», ASME J. Mech. Des., 125, с.739–745.
[19] Саймон В., 2005, «Оптимальные модификации зубов в гипоидных передачах», ASME J. Mech. Des., 127, с. 646–655.
[20] Оптимизация параметров G H гармонической зубчатой передачи на основе гибридного генетического алгоритма Бо Цзэн, Ран Дин, Цефанг Чжоу, Чжунлай Ван, Хуаньвэй СюВ. (2012) IEEE.
[21] Дипеш Патель1 Р. Дживани2 Дж. Р. Койша3 Р. К. Санхви4, Проектирование и оптимизация косозубой шестерни для обеспечения прочности на изгиб », IJSRD (2015).
[22] Вэй Фэн1 и Линь Хуа2, *, Многоцелевая оптимизация параметров процесса прецизионной ковки косозубой шестерни с использованием метода Тагучи, Journal of Mechanical Science and Technology 25 (6) (2011) 1519 ~ 1527.
[23] Ping WANGa, Zhou LANb, Xiaoyang SHENc, Дизайн редуктора с уменьшением веса на основе оптимизации параметров и конструкции, 2010.
[24] Грегори Хятта, Маркус Пиберб, Нитин Чалкара, Оррин Кляйнхенза, Масахико Мория, Обзор Новые стратегии для производства зубчатых колес, 6-я Международная конференция CIRP по высокопроизводительной резке, HPC2014, процедура CIRP 14 (2014) 72–76.
[25] Сатискумар, М., Р. Рамеш и Р. Баладжи. «АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ ЛОПАТЕЙ ГОРИЗОНТАЛЬНОЙ ОСИ ВЕТРОВОЙ ТУРБИНЫ.«МЕЖДУНАРОДНЫЙ ЖУРНАЛ ИССЛЕДОВАНИЙ И ИННОВАЦИЙ В ИНЖЕНЕРНЫХ ТЕХНОЛОГИЯХ 2.12 (2016).
Ключевые слова
Шестерни, прямозубые, спирально-конические, гипоидные, конструкции зубчатых колес.