3.14 Реечные
передачи
3.14.1 Применение
реечных передач
Реечные передачи применяются в открытых силовых и кинематических механизмах и
предназначены для преобразования вращательного движения шестерни в
поступательное движение рейки, и наоборот. Реечные механизмы широко используются
в цепях подач токарных, сверлильных, шлифовальных и других станков и в приводе
главного движения продольно-строгальных и продольно-фрезерных станков.
Преимущественное применение находят рейки с прямыми зубьями. Реечные механизмы с
косозубыми рейками обеспечивают повышенную плавность хода. При необходимости
получения весьма высокой плавности хода применяются механизмы с червяком и
червячной рейкой. Свойства реечных механизмов: высокая жесткость, возможность
осуществления больших перемещений, неравномерность хода, высокий КПД
передачи, отсутствие самоторможения.
3.14.2
Кинематический и геометрический расчет передачи
Реечную передачу можно рассматривать как частный случай зубчатой передачи,
одно из колес которой обращено в рейку. Скорость поступательного движения рейки:
м/с,
где m
- окружной делительный модуль реечной
шестерни, мм;
n1 - частота вращения реечной шестерни;
z1 - число зубьев реечной шестерни.
В соответствии с ГОСТ 10242-81 контур рейки определяется исходным контуром.
Модуль, как правило, предварительно определяется исходя из кинематических
требований, а затем производится проверка зубьев шестерни на изгиб.
Диаметр делительной окружности шестерни:
мм,
здесь n1, об/мин; vср , м/с, тогда модуль
мм. Расчетное
значение модуля согласуется с ГОСТ 9563-60. Для косозубой передачи определяется
нормальный модуль
, значение которого согласуется с тем же
стандартом. Угол наклона
зуба β рекомендуется принимать не более 20°.
3.14.3
Расчет передачи на прочность
Проверка зубьев шестерни на прочность по напряжениям изгиба производится по
уравнениям:
для прямозубых шестерен
; |
(43) |
для косозубых шестерен
, |
(44) |
где Р - окружное усилие на реечном колесе (тяговая сила подачи), кг.
Величина этого усилия определяется по уравнениям нормали станкостроения Н 48-61.
Эти уравнения имеются также в книгах [64,80];
k - коэффициент нагрузки, методика определения которого та же, что и для
зубчатых передач;
γ - коэффициент, учитывающий влияние износа зубьев на изгибную прочность их.
Принимается γ в зависимости от допускаемого износа: γ = 1,25 при 10 % износа, γ
=1,5 при 20 % износа и γ = 2,0 при 30 % износа;
у - коэффициент формы зуба, принимается по таблице 3.7 в зависимости от
эквивалентного числа зубьев:
,
b - ширина шестерни (рейки). Рекомендуется принимать b= (2÷10)m;
εα- коэффициент торцевого перекрытия, определяемый по уравнению:
.
Здесь ha- высота головки зуба рейки, при β = 0
;
при β ≠ 0
;
-
окружной модуль. Определение αt и rb
см. п. 3.7;
[σ]и- допустимое напряжение изгиба, выбираемое по данным, приведенным в
п. 3.15.
Проверка зубьев на пластическую деформацию или хрупкий излом производится по
уравнению:
,
где
σи-
напряжение, определяемое по уравнениям (43) и (44);
σиmax
- напряжение изгиба, соответствующее нагружению передачи пиковым моментом;
(Mк)max
- наибольший (пиковый) момент;
Mк - наибольший длительно действующий момент, принимаемый по графику нагрузки;
[σ]ип
- допускаемое напряжение изгиба (см.п.
3.15).
После проверки прочности зубьев, окончательно принимается модуль и вычисляются
размеры колеса и рейки.
Диаметры окружностей:
- вершин: при β = 0;
;
при β ≠ 0;
;
- впадин: при β = 0;
;
при β ≠ 0;
.
Принимается: ha* = 1, высота головки зуба ha =
mп , высота зуба h =2,35
mп .
Шаг, а следовательно, модуль реечной передачи механизма подач следует принимать
возможно меньшим, с тем чтобы понизить крутящий момент на валу передачи.
Мелкомодульные зубья шестерни могут испытывать высокие изгибные напряжения,
особенно в случае работы станка на предельных режимах резания. Для обеспечения
достаточного запаса прочности зубьев шестерни изготавливаются из легированных
сталей, а рейки из легированных сталей и стали 45. Термообработкой следует
повысить не только изгибную прочность зубьев, но и износостойкость, в связи с
чем поверхностная твердость зубьев должна быть не меньше 350 НВ. Повысить
сопротивление передачи износу можно также путем выравнивания удельных скольжений
на ножках зубьев шестерни и рейки, что достигается применением шестерен со
смещением.
Таблица 3.9 - Рекомендуемые значения х1 для реечных передач
z1 |
10 |
12 |
15 |
20 |
25 |
30 |
40 |
х1 |
0,61 |
0,56 |
0,5 |
0,43 |
0,37 |
0,33 |
0,28 |
П р и м е ч а н и я:
1. Промежуточные значения x1 находятся
линейной интерполяцией.
2. При β ≠ 0 хn1 = х1.
|
|
В таблице 3.9 приведены коэффициенты смещения x1, при которых обеспечивается выравнивание удельных скольжений.
Путем смещения можно достичь уравнения изгибной
прочности зубьев рейки и шестерни.
|