Основные правила конструирования узлов и механизмов в передаче крутящего момента

Механизм — составная часть любой машины и прибора, совокупность подвижно соединенных между собой тел (деталей), преобразующая вид и характеристики движения отдельных звеньев. Если в передаче движения участвуют жидкие или газообразные тела, то механизм называют гидравлическим или пневматическим.

В механизме различают подвижные звенья и стойки (неподвижные звенья).

По своим функциям звенья могут быть

входными и выходными,

ведущими и ведомыми,

начальными и промежуточными.

Звенья в механизме соединяются, образуя разного вида кинематические пары.

В зависимости от числа связей, накладываемых на относительное движение звеньев, различают пары одно-, двух-, трех-, четырехи пятиподвижные.

В зависимости от вида движения одного звена относительно другого различают вращательные, поступательные, сферические, винтовые и другие пары

Классификация механизмов

Кулачковые механизмы — механизмы с силовым замыканием звеньев. В их состав входит кулачок (звено, имеющее рабочую поверхность переменной кривизны) и толкатель или коромысло с роликом.

Рис. 1 Виды кинематических пар

Зубчатые механизмы, в которых движение передается за счет зацепления зубьев. Включают в себя зубчатые колеса различной формы, зубчатые рейки, образующие вращательные или поступательные пары.

Фрикционные механизмы, в которых передача движения осуществляете благодаря силам трения между элементами пары.

Механизмы с гибкими звеньями (типа гибкой нерастяжимой нити).

Ременная передача, которая включает:

1 — ведущий шкив,

2 — ведомый шкив

3 — приводной ремень.

Механизмы с упругими звеньями, деформация которых влияет на движение механизма.

Волновая передача, которая включает:

1 — гибкое зубчатое колесо

2 — жесткое зубчатое колесо

3 — роликовый генератор волн (водило и 2 ролика) По функциональному назначению и кинематической передаточной функции скорости исполнительного звена:

— механизмы с постоянным передаточным отношением (зубчатые, ременные, цепные, канатные, червячные, фрикционные передачи и др.);

— механизмы со ступенчато изменяющимся передаточным отношением (коробки перемены скоростей, ступенчатая ременная передача, ступенчатая цепная передача и др.);

— механизмы для сообщения исполнительному органу возвратно-поступательного движения;

— механизмы для движения с остановками исполнительного органа (кулачковые, мальтийские, анкерные, рычажные и др.);

— механизмы сцепления (зубчатые, фрикционные, кулачковые муфты);

— тормозные механизмы.

Назначение и классификация механических передач

Привод — устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин (рис.2). Энергия, необходимая для приведения в действие машины или механизма, может быть передана от вала двигателя непосредственно без изменений или с помощью дополнительных устройств. Механические устройства, применяемые для передачи энергии от источника к потребителю с изменением угловой скорости или вида движения, называют механическими передачами (передачами).

Рис. 2. Примеры привода Необходимость установки передачи между двигателем и производственной машиной объясняется следующими причинами:

— источники энергии — двигатели — работают в режиме высоких угловых скоростей, обеспечивающих им наибольшую мощность, КПД и малые габариты; угловые скорости валов производственных машин обычно отличаются от угловой скорости вала двигателя;

— изменение скорости производственной машины, а, следовательно, и значения вращающего момента выгоднее осуществлять с помощью передачи, а не путем изменения угловой скорости вала двигателя, так как при уменьшении угловой скорости вала двигателя его мощность и КПД понижаются;

— двигатели обычно передают вращательное движение, а рабочие органы машины иногда требуют возвратно-поступательного, качательного, винтового и других видов движения;

— часто возникает необходимость передачи энергии от одного двигателя к нескольким производственным машинам, валы которых вращаются с неодинаковыми угловыми скоростями.

Механические передачи

Классификация механических передач.

1. По способу передачи движения различают механические передачи:

— трением (фрикционные, ременные);

— передачи зацеплением (зубчатые, червячные, винтовые, цепные).

2. По способу соединения звеньев передачи делят на:

— передачи непосредственного контакта (зубчатые, червячные, винтовые, фрикционные);

— передачи гибкой связью (ременные, цепные).

Основные параметры механических передач

В каждой передаче различают два основных вала — ведущий и ведомый (индексы 1 и 2).

К основным параметрам передач относят (рис.3):

— мощность на входе P1 и на выходе P2 передачи;

— быстроходность, которая выражается частотой вращения n1 и n2;

w—=—p—Ч—n/3_—u—=—p—Ч—d—Ч—n/6_—Ч—1___

где d — диаметр, мм.

К дополнительным (производственным характеристикам) относят:

— коэффициент полезного действия:

h—=—P—1/—P—2———————————h—=—h—1—Ч—h—2—Ч—…Ч—h—n—,

h—1,—h—2—,—h—n,—.

— передаточное отношение:

i—=—w1/—w2=—n1/—n2—i—=—i1—Ч—i2—Ч—…Ч—in—,—

i — передаточное отношение многоступенчатой передачи;

i1, i2 , in — передаточное отношение каждой из передач.

Для понижающей передачи i > 1 (w1>w2), такие закрытые передачи называют редукторами.

Для повышающих передач i < 1 (w1мультипликаторами.

А б

Рис. 3. Схемы к определению кинематических параметров передач:

а — передачи трением; б — передачи зацеплением

Передачи выполняют с постоянным или переменным передаточным отношением. Причём, регулирование передаточного отношения может быть ступенчатым и бесступенчатым. Ступенчатые передачи выполняют в коробках скоростей с зубчатыми колёсами, в ремённых передачах со ступенчатыми шкивами. Бесступенчатые — фрикционные передачи, цепные вариаторы. Передачи для бесступенчатого регулирования менее надёжны, имеют малое распространение.

При расчёте передач часто используют зависимости между различными параметрами. Например:

P = Ft Ч—u???

Где Ft -окружное усилие, Н

—uокружная скорость, м/сек

P — мощность, кВт.

T—=—9550 ЧP/ n T2 =—T1 Ч—i1 Ч—h—,

Где Т — крутящий момент, Нм;

n — число оборотов, об/мин;

T2 — крутящий момент на ведомом валу;

T1 — крутящий момент на ведущем валу;

h?- КПД передачи.

Фрикционные передачи

Фрикционная передача — механизм, служащий для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью сил трения, возникающих между насаженными на валы и прижатыми друг к другу дисками, цилиндрами или конусами.

Простейшая передача включает в себя ведущий и ведомый катки (рис. 4, а) и две опоры, одна из которых может смещаться для создания начального прижатия катков.

А б

Рис. 4. Схемы фрикционных механизмов Достоинства:

1) простота конструкции и обслуживания;

2) равномерность и бесшумность вращения;

3) возможность бесступенчатого регулирования передаточного числа, причем на ходу, без останова передачи;

4) невозможность аварий при перегрузках.

Недостатки:

1) большое и неравномерное изнашивание рабочих поверхностей катков при буксовании;

2) большие нагрузки на валы и подшипники от прижимной силы, r F что требует увеличения размеров валов и подшипников и, следовательно, делает передачу громоздкой. Этот недостаток ограничивает передаваемую мощность;

3) непостоянное передаточное число из-за проскальзывания катков.

Фрикционные передачи классифицируют по следующим признакам:

1. По расположению осей валов

— с параллельными осями (рис. 4, а);

— с пересекающимися осями (рис. 4, б);

— со скрещивающимися осями (рис. 5).

2. В зависимости от назначения:

— с нерегулируемым передаточным числом (рис. 4.);

— с бесступенчатым (плавным) регулированием передаточного числа (рис. 5). Такие передачи называют вариаторами.

3. По форме тел качения:

— с цилиндрическими катками;

— с коническими катками и др.

4. В зависимости от условий работы:

— открытые — работают всухую;

— закрытые — работают в масляной ванне.

В открытых фрикционных передачах коэффициент трения f выше, прижимная сила r F катков меньше.

В закрытых фрикционных передачах масляная ванна обеспечивает хороший отвод тепла, делает скольжение менее опасным, увеличивает долговечность передачи.

Фрикционные передачи с нерегулируемым передаточным числом в машиностроении применяют сравнительно редко, например, во фрикционных прессах, молотах. В качестве силовых передач они громоздки и малонадежны. Эти передачи используют преимущественно в приборах (спидометры, магнитофоны и др.), где требуется плавность и бесшумность работы. Фрикционные передачи с бесступенчатым регулированием — вариаторы — широко применяют в различных машинах, например в металлорежущих станках, в текстильных и транспортирующих машинах и т. д. Фрикционные передачи предназначены для мощностей, не превышающих 20 кВт, окружная скорость катков допускается до 25 м/с. Материалы катков. Материалы фрикционных катков должны иметь высокие коэффициент трения скольжения f и модули упругости E, обладать высокой износостойкостью и прочностью рабочих поверхностей.

Максимальную нагрузочную способность имеют катки из закаленной стали типа ШХ15, которые могут работать в масленой ванне и всухую. Применяются в силовых передачах также чугунные катки и сочетания текстолитовых и стальных или чугунных катков. Кроме того, для изготовления кат ков или их облицовки (для повышения коэф. трения) применяют кожу, резину, прорезиненную ткать, дерево, фибру и др. Катки неметаллические работают всухую.

При использовании разных материалов тел качения ведущий каток имеет меньшую прочность во избежание задиров в случае буксования передачи.

Принцип равной работоспособности тел качения при этом не нарушается, т.к. рабочая поверхность ведущего катка является опережающей и обладает большей нагрузочной способностью по сравнению с ведомым катком.

Цилиндрическая и коническая фрикционные передачи

Кинематика передачи. В результате неизбежного упругого скольжения ведомый каток при работе передачи отстает от ведущего и передаточное отношение будет определяться по формуле

u=—w1/—w2=—D2/—D1(1-—e)

где е — коэффициент скольжения (для металлических катков е = 0,01 -0,03, для текстолитовых е = 0,1).

Для силовых передач передаточное отношение u<7 для цилиндрических, u<4 для конических, в приборах u<25.

Силовые соотношения в передаче. При передаче вращающего момента от одного вала к другому необходимо за счет силы трения приложить к ведомому катку окружную силу F t, которая должна быть меньше наибольшей силы трения покоя, возникающей между катками, прижатыми друг к другу силой F r .

Условие работоспособности передачи:

R f і—F t

где: F t — передаваемая окружная сила;

R f — сила трения в месте контакта катков.

Нарушение условия работоспособности приводит к буксованию. При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему, при этом рабочие поверхности катков изнашиваются. Для создания требуемой силы трения R f катки прижимают друг к другу силой F r, которая превышает силу F t.

F= k F t /f

где k — коэффициент запаса сцепления, k = 1,3−1,4;

f — коэффициент трения, f = 0,04−0,05 для металлических катков, работающих в масле; f = 0,15 -0,2, работающих всухую; f = 0,2 -0,3 для неметаллических катков.

Большие силы прижатия катков создают значительные радиальные нагрузки на валы и опоры и вызывают большие контактные напряжения на рабочих поверхностях катков, что делает передачи громоздкими, а их нагрузочную способность сравнительно невысокой.

КПД для закрытых цилиндрических передач h—=—0,92…0,98; для открытыхh—=—0,8 …0,92. Для конических передач h—=?0,85 …0,9.

Критерием работоспособности фрикционных передач является износостойкость рабочих поверхностей тел качения.

Виды разрушения рабочих поверхностей фрикционных катков.

— Усталостное выкрашивание встречается в закрытых передачах, работающих при обильной смазке и защищенных от попадания абразивных частиц. Прижимная сила, вызывает в месте касания катков высокие контактные напряжения, которые при работе циклически меняются вследствие перемещения места контакта по ободу катка.

Циклическое действие контактных напряжений способствует развитию усталостных микротрещин на рабочих поверхностях. При движении с трением в поверхностном слое катка образуются наклонные микротрещины в результате пластического течения металла. Силы трения сдвигают металл, а масло под высоким давлением заполняет раскрытые трещины. При закрытии трещин давление масла возрастает и частицы металла отделяются. На рабочей поверхности катка появляются мелкие раковины. Для предотвращения усталостного выкрашивания производят расчет на контактную прочность. Повышение твердости поверхностей катков обеспечивает более высокие допустимые контактные напряжения.

Задир возникает в быстроходных сильно нагруженных передачах при разрыве масляной пленки на рабочей поверхности катков. В месте касания катков развивается высокая температура, масляный слой разрывается, и катки непосредственно соприкасаются друг с другом. В результате происходит привар частиц металла с последующим отрывом от одной из поверхностей катков. Приварившиеся частицы задирают рабочие поверхности в направлении скольжения. Для предупреждения задира применяют специальные масла.

— Износ — повышенный износ имеют открытые передачи.

Таким образом, все виды разрушения рабочих поверхностей катков зависят от контактных напряжений ??H, следовательно, основной расчет — расчет на прочность по контактным напряжениям.

Вариаторы

Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения на ходу угловой скорости ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего.

Применяются в станках, прессах, конвейерах и т. п. Бесступенчатое регулирование скорости способствует повышению производительности работы машины вследствие возможности выбора оптимального процесса, оно благоприятно для автоматизации и управления на ходу.

Главной характеристикой вариатора является диапазон регулирования, равный отношению максимальной угловой скорости ведомого катка w?2 max к его минимальной угловой скорости w?2min :

Д=—w 2max ??/?w?2min =?u max / u min = R max /R min .

Практически для одноступенчатых вариаторов Д=3…8.

Вариаторы подбирают по каталогам или справочникам в зависимости от передаваемого момента, диапазона регулирования и угловой скорости ведущего вала.

Разновидности вариаторов. В зависимости от формы тела качения вариаторы бывают лобовые, конусные, торовые и др.

Лобовые вариаторы (рис. 5) применяют в винтовых прессах и приборах. Бесступенчатое изменение угловой скорости ведомого вала достигается передвижением малого катка вдоль вала, т. е. изменением радиуса R 2. Допускают реверсирование вращения. Имеют интенсивный износ рабочих поверхностей катков и пониженный КПД вследствие разности скоростей на площадке контакта. Так как R1 ??const, диапазон регулирования лобового вариатора:

Д =?R 2max / R 2min

Рис. 5 Схемы лобового вариатора Торовые вариаторы (рис. 6) состоят двух соосных катков 1 и 2 с тороидной рабочей поверхностью и двух промежуточных роликов — 3.

Регулирование угловых скоростей производится поворотом роликов с помощью поворотного механизма в результате чего изменяются радиусы контакта R 1 и R 2. Текущее значение передаточного числа:

u =—w—/w—" —R / R .

Рис. 6 Схема торового вариатора Из всех вариаторов торовые наиболее компактны и совершенны, КПД до 0,95, но имеют сложную конструкцию и требуют высокой точности изготовления.

Зубчатые передачи

Механизм, предназначенный для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колес, называют зубчатой передачей. Зубчатые передачи могут быть с внешним (рис. 7, а,б, в, е, ж, и) и внутренним (рис. 7, д) зацеплением, а также реечными (рис. 7, г). Наиболее распространены передачи с внешним зацеплением.

Рис. 7 Виды зубчатых передач К достоинствам зубчатых передач относят:

— возможность передачи практически любых мощностей (до 50 000 кВт и более) при широком диапазоне окружных скоростей (до 30…150 м/с). При высоких скоростях рекомендуют применять передачи с косыми зубьями.

— постоянство передаточного отношения;

— компактность, надежность и высокую усталостную прочность передачи;

— высокий КПД (h—=?0,95.0,98) при высокой точности изготовления и монтажа;

— простота обслуживания и ухода;

— сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры;

— возможность изготовления из самых разнообразных материалов, металлических и неметаллических.

Недостатки:

— ограниченность передаточного отношения. Для одной пары зубчатых колес imax =—12,5, но практически i Ј?7, лишь в открытых тихоходных, малонагруженных передачах i Ј—15;

— вибрации и шум, особенно при низком качестве изготовления и монтажа и значительных скоростях;

— поломка деталей при больших перегрузках;

— относительная сложность изготовления высокоточных зубчатых колес.

По применению и распространению в различных областях народного хозяйства зубчатые передачи по праву занимают первое место. В любой отрасли машиностроения, приборостроения, на транспорте и т. д. зубчатые передачи находят широкое применение.

Классификация зубчатых передач:

1. По конструктивному оформлению:

— открытые, не имеющие защитного кожуха и масляной ванны;

— полуоткрытые, имеющие защитный кожух;

— закрытые, имеющие картер и крышку, хорошо изолирующие передачу от внешней среды.

2. По окружной скорости:

— тихоходные (u?max до 3−4 м/с);

— средне-скоростные (4 м/с Ј—u—Ј—15 м/с);

— высокоскоростные (—u—>—15 м/с).

3. По взаимному расположению осей валов:

— с параллельными осями валов (цилиндрические передачи рис. 7, а, б, в, г);

— с пересекающимися осями валов (конические передачи рис. 7, д, ж);

— со скрещивающимися осями валов (винтовые).

4. По форме линии зубьев:

— с прямым зубом (рис. 7, а, б. д);

— с косым зубом (рис. 7, в);

— с круговым зубом (рис. 7, е);

— с шевронными зубьями (рис. 7, з).

5. По форме профиля зуба:

— с эвольвентным (предложен Эйлером в 1754 году);

— с круглым (предложен Новиковым в 1954 году).

Геометрические параметры цилиндрических передач

Эвольвентой или разверткой окружности называют кривую, описываемую точкой прямой, лежащей в плоскости круга и перекатывающейся без скольжения по его окружности.

Эту окружность называют основной окружностью эвольвенты. Зубья, профиль которых очерчен эвольвентой, относительно легко, просто и точно могут быть нарезаны на зуборезных станках простейшим режущим инструментом — гребенкой (инструментальной рейкой) с прямолинейными режущими кромками.

Эвольвентное зацепление обеспечивает высокую прочность зубьев, простоту и удобство измерения параметров зацепления, а также взаимозаменяемость зубчатых колес при любых передаточных отношениях.

Непрерывное зацепление при вращении зубчатых колес с постоянным передаточным отношением возможно только в случае очерчивания профиля зуба по кривой, подчиняющейся основной теореме зацепления: общая нормаль (линия зацепления, см. рис. 8) к сопряженным профилям зубьев делит межосевое расстояние (a???O1O2) на отрезки (O 1 П и O 2 П), обратно пропорциональные угловым скоростям ?1 и ?2 .

Если положение точки П, называемой полюсом зацепления, неизменно в любой момент зацепления, то передаточное отношение

O 2 П/O 1 П=—w1/w2= i =const?

Окружности, касающиеся друг друга в полюсе зацепления, имеющие общие с зубчатыми колесами центры и перекатывающиеся одна по другой без скольжения, называют начальными.

Если заменить одно из колес зубчатой рейкой, то для каждого зубчатого колеса найдется только одна окружность, катящаяся по начальной прямой рейки без скольжения; эту окружность называют делительной (обозначают d). В дальнейшем рассматриваются только такие зубчатые передачи, у которых начальные и делительные окружности зубчатых колес совпадают.

Окружность, ограничивающую высоту зубьев, называют окружностью вершин (выступов) зубчатого колеса; ее диаметр обозначают da. Окружность, ограничивающую впадины зубьев, называют окружностью впадин зубчатого колеса; ее диаметр обозначают df.

Часть профиля зуба, ограниченная делительной окружностью и окружностью выступов, называют головкой зуба (ha). Часть профиля зуба, ограниченная делительной окружностью и окружностью впадин, называют ножкой зуба (hf). Высота зуба — h =?ha ??hf .

Окружной шаг зубьев (р) — расстояние между одноименными сторонами двух соседних зубьев, взятое по длине делительной окружности. Он складывается из окружной толщины зуба (s) и окружной ширины впадины зуба (e).

Рис. 8 Эвольвентное некорригированное зацепление Прямую линию, проходящую через полюс зацепления П касательно к основным окружностям шестерни (зубчатое колесо с меньшим числом зубьев) и колеса, называют линией зацепления. Линия зацепления является линией давления сопряженных профилей зубьев в процессе эксплуатации зубчатой передачи.

Угол ?a—w?, образованный линией зацепления и общей касательной, проведенной через полюс зацепления к делительным окружностям шестерни и колеса, называют углом зацепления. По стандарту a—w = 20° .

Для предотвращения заклинивания, компенсации температурных деформаций, а также ошибок изготовления и сборки предусмотрен радиальный зазор — с. Кроме того, для обеспечения нормальной работы, необходим боковой зазор между зубьями соприкасающихся колес.

Часть делительной окружности, приходящейся на один зуб колеса, называют модулем зацепления.

Модуль — основной параметр зацепления. Значения модулей стандартизированы. Все размеры зубчатых колёс вычисляют с учетом модуля зацепления - m.

Например для прямозубых цилиндрических передач:

— диаметр делительной окружности d =?mЧ?z;

— диаметр выступов зубьев da =?d ??2 Ч?m;

— диаметр впадин зубьев d f =?d ??2,5Ч?m;

— высота головки зуба ha =?m;

— высота ножки зуба h f =?1,25 Ч?m

— высота зуба h =?2,25 Ч?m;

— межосевое расстояние a w——=??d1 ??d2)/2 =??mЧ?z1 ??z2))/2,

где z1 и z2 — число зубьев шестерни и колеса.

Особенности геометрии косозубых цилиндрических колес

У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол b?(рис. 9)

Рис. 9. Схема косозубого цилиндрического колеса Наклон зуба при его нарезании образуют соответствующим поворотом инструмента на угол b. Профиль косого зуба в нормальном сечении n-n совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении обозначают mn .

В торцевом сечении t-t параметры косого зуба зависят от угла b:

окружной шаг P t =P n/ cos? b;

окружной модуль m t= m n / cos? b;

диаметр делительной окружности d= mt x z=(mnЧz)/ cos? b;

В отличие от прямозубой передачи в косозубой зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Увеличивается время контакта одной пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передается большему числу контактных линий, что значительно снижает шум и динамические нагрузки. Причем, чем больше угол наклона линии зуба, тем выше плавность зацепления. Такие передачи рекомендуют применять в качестве быстроходных.

Основной недостаток косозубых передач — возникновение осевой силы, усложняющей конструкцию опор и сдвигающей колесо по валу. Вследствие этого величину угла наклона зуба ограничивают в пределах 8.18о. Избавиться от этого недостатка можно, применив шевронный зуб (как бы сдвоенный косозубый). При этом осевые силы на каждой из половинок колеса взаимоуравновешиваются. Угол наклона зуба у таких колес достигает 40…45о.

Планетарные передачи

Планетарными называют передачи, которые имеют хотя бы одну подвижную геометрическую ось зубчатого колеса. В планетарных передачах применяются цилиндрические или конические колеса. Зубья могут быть прямые или косые.

Существует множество различных схем планетарных механизмов.

На рис 10. показана схема четырехзвенной простейшей планетарной зубчатой передачи, состоящей из центрального вращающегося колеса 1 с неподвижной осью; сателлитов 2, оси которых перемещаются; неподвижного колеса 3 с внутренними зубьями; вращающегося водила h, на котором закреплены оси сателлитов. При работе планетарной передачи сателлиты 2 совершают движение подобное движению планет (плоскопараллельное движение).

Рис. 10. Планетарная зубчатая передача Ведущим в планетарной передаче может быть либо центральное колесо, либо водило.

Если в планетарной передаче (рис. 10) освободить неподвижное колесо 3 и сообщить ему дополнительное вращение, то рассматриваемый механизм превратится в дифференциал. С помощью дифференциала одно движение можно разложить на два или два сложить в одно. Например — от колес 1 и 3 передать движение водилу или от колеса 3 — колесу 1 и водилу.

Планетарные передачи могут быть одно — и многоступенчатыми (образуются при последовательном соединении простых механизмов).

Достоинства планетарных передач:

— малая масса и габариты конструкций;

— удобны при компоновке машин благодаря соосности ведущих и ведомых валов;

— работают с меньшим шумом, что связано с меньшими размерами колес и замыканием сил в механизме — при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются;

— малые нагрузки на валы и опоры;

— возможность получения больших передаточных чисел (до 1000 и более).

Недостатки планетарных передач:

— повышенные требования к точности изготовления и сборки конструкции,

— снижение КПД передачи с ростом передаточного числа. (Для одной ступени рациональные значения КПД=0,96−0,98 при u<16, для двух последовательно соединенных передач КПД=0,92−0,97 при u<125).

Планетарную передачу применяют как

— редуктор в силовых передачах и приборах;

— коробку перемены передач, передаточное число в которой изменяются путем торможения различных звеньев (водила или одного из колес);

— дифференциал в автомобилях, станках и приборах.

Для кинематического анализа планетарных передач используют обычно метод Виллиса (метод остановки водила). При этом всей планетарной передаче сообщается (мысленно) вращение с угловой скоростью водила щh, т. е. водило мысленно останавливается, а другие звенья освобождаются. Полученный механизм называется обращенным. Сателлиты при этом становятся промежуточными (паразитными, которые не влияют на передаточное число) колесами.

Мысленная остановка водила равноценна вычитанию его угловой скорости из угловых скоростей подвижных колес. Тогда передаточное отношение

U^h₁₃ =(щ₁ -щ_h)/(щ₃ -щ_h)=-z₃/z₁

где щ1, щ3, щh — угловые скорости колес и водила; z — числа зубьев колес; нижние индексы показывают ведущее и ведомое звено, верхний — мысленно остановленное звено. Знак передаточного отношения: положительный знак, если в обращенном механизме ведущее и ведомое звенья вращаются в одну сторону и отрицательный — при вращении в разные стороны.

При щ3=0

U= щ₁ /щ_h =1+ z₃/z₁

Подбор чисел зубьев. Числом зубьев центрального колеса 1 задаются из условия неподрезания ножки зуба, принимая z₁?17.

Число неподвижного колеса 3 определяют по формуле

Z₃ =?z₁ (u ??1)

Число зубьев сателлитов вычисляют из условия соосности, по которому межосевые расстояния зубчатых пар с внешним и внутренним зацеплением должны быть равны.

a_щ =_.5?d₁ ??d₂) =_.5?d₃ ??d₂)

Так как модули зацепления планетарной передачи одинаковые, то

Z₂=0.5(z₃ —z₁)

Полученные числа зубьев проверяют по условию сборки и соседства.

Условие сборки требует, чтобы во всех зацеплениях центральных колес с сателлитами имело место совпадения зубьев со впадинами, иначе передачу собрать невозможно. Установлено, что при симметричном расположении сателлитов, условие сборки выполняется, когда сумма зубьев (z1+z3) кратна числу сателлитов с = 2…6 (обычно с = 3), т. е.

(z₁ +z₃ )/c=целому числу

Условие соседства требует, чтобы сателлиты при вращении не задевали зубьями друг друга. Для этого необходимо, чтобы сумма радиусов вершин соседних сателлитов была меньше расстояния между их осями. Тогда условие соседства выполняется когда

z₂+2<(z₁ +z₂) sin p / c

Критерием работоспособности планетарной передачи является прочность зубьев. Расчет ведут по формулам обыкновенных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления.

Волновые передачи

Волновые зубчатые передачи кинематически представляют собой планетарные передачи с одним гибким зубчатым колесом.

Наиболее распространенная волновая передача (рис. 11) состоит из водила Н, вращающегося гибкого колеса 1 с наружными зубьями и неподвижного жесткого колеса 2 с внутренними зубьями.

Водило состоит из овального кулачка и специального шарикоподшипника. Гибкое зубчатое колесо изготовляют в виде стакана с легко деформирующейся стенкой и соединяют с валом. Длина стакана колеса близка к его диаметру. Жесткое зубчатое колесо соединено с корпусом. Зубья колес чаще всего эвольвентные.

Сборку зацепления осуществляют после деформирования гибкого колеса водилом. Гибкое колесо деформируется так, что на концах большой оси овала зубья зацепляются на полную рабочую высоту. На малой оси зубья не зацепляются. Между этими участками зацепление частичное. Таким образом, волновая передача может обеспечить одновременное зацепление большого числа зубьев.

В волновой передаче преобразование движения осуществляется за счет деформирования зубчатого венца гибкого колеса. При вращении водила волна деформации бежит по окружности гибкого зубчатого венца; при этом венец обкатывается в обратном направлении по неподвижному жесткому колесу, вращая стакан и вал. Поэтому передача называется волновой, а водило —волновым генератором.

Рис. 11 Схема волновой передачи Существует много разновидностей волновых передач. Например, для передачи движения через герметическую стенку в химической, авиационной, космической, атомной и др. отраслях техники применяют герметическую волновую передачу (рис. 11). Гибкий зубчатый венец расположен в середине глухого стакана 1, герметично соединенного с корпусом. Движение передается от генератора волн Н к жесткому колесу 2, соединенному с валом.

Достоинства волновой передачи:

— способность передавать большие нагрузки при малых габаритах, т.к. в зацеплении может находиться до 1/3 всех зубьев;

— высокая кинематическая точность, как результат многопарного зацепления;

— большое передаточное число при малых габаритах и сравнительно высоком КПД (для одной ступени u<315 при КПД=0,8 -0,9);

— высокая долговечность;

— работа с меньшим шумом и высокой демпфирующей способностью.

Рис. 12. Схема волновой передачи движения в герметизированное пространство

Недостатки:

— сложность изготовления гибкого колеса и генератора;

— ограничение угловой скорости вала генератора при больших диаметрах колес.

Применение: Волновые передачи применяют в подъемно-транспортных машинах, станкостроении, промышленных роботах и манипуляторах, химической промышленности, авиационной и ракетной технике и др.

В волновой передаче при вращении генератора происходит относительный поворот колес, при этом зубья колеса 1 должны переходить из одной впадины в другую. Для этого необходимо расцепление зубьев. При неподвижном колесе 2 за половину оборота генератора зубья колеса 1 смещаются на один шаг, за полный оборот — на 2 шага. Это возможно при условии, если разность чисел зубьев колес z₂ — z₁=2. Передаточное число волновых передач определяется так же, как и для планетарных, методом остановки водила.

При неподвижном жестком колесе

U=w_H/w₁=-z₁/(z₂ — z₁)= - z₁/2

(-), потому что направление вращения генератора и гибкого колеса не совпадают.

При неподвижном гибком колесе

U=w_H/w₂=z₂/(z₂ — z₁)=z₁/2

Направление вращения генератора и жесткого колеса совпадают.

Критерием работоспособности волновой передачи является прочность гибкого колеса, которая оценивается сопротивлением усталости зубчатого венца.

Червячные передачи

Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых скрещиваются обычно под углом 90°.

Параметрам червяка приписывают индекс — 1, а колеса — 2.

Классификация, достоинства, недостатки, области применения червячных передач

Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не превышающих 50 кВт. Применение этих передач для больших мощностей ограничено из-за сравнительно низкого КПД и требует специальных мер для охлаждения передачи.

Червячные передачи широко применяют в станках, подъемно-транспортных машинах, приборах и т. д. При проектировании передач сочетающих в себе зубчатые и червячные пары, червячную пару рекомендуют применять в качестве быстроходной ступени, т.к. при более высоких скоростях создаются лучшие условия для смазки.

Передаточное отношение (число) червячной передачи находят:

U=n₁/n₂=z₂/z₁

где z₂ — число зубьев колеса;

z₁ — число заходов червяка.

Обычно z₁ = 1…4, следовательно, червячные передачи имеют большие передаточные числа. В силовых червячных передачах передаточное число рекомендуют до 10…60; в приборах и делительных механизмах u до 300 и более.

КПД червячной передачи зависит от числа заходов червяка (табл.1).

Достоинства передачи:

— плавность и бесшумность работы;

— компактность и сравнительно небольшая масса конструкции;

— возможность большого редуцирования;

— возможность осуществления самотормозящей передачи;

— большая кинематическая точность.

Таблица 1.

Зависимость КПД з от числа заходов червяка z₁

Недостатки:

— сравнительно низкий КПД;

— повышенный износ и склонность к заеданию;

— применение для колес дорогих антифрикционных материалов;

— повышенные требования к точности сборки.

Классификация червячной передачи:

1. В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи различают:

— с цилиндрическим червяком (рис.13);

— с глобоидным червяком (рис.13).

Рис. 13. Червячная пара с различным червяком

2. В зависимости от формы профиля резьбы цилиндрического червяка различают червяки:

— архимедов (в осевом сечении имеет трапецеидальный профиль резьбы, в торцевом сечении очерчен архимедовой спиралью);

— конволютный (в торцевом сечении имеет трапецеидальный профиль резьбы);

— эвольвентный.

Наибольшее применение получили архимедовы червяки.

3. В зависимости от направления линии витка червяка различают червячные передачи:

— с правым направлением нарезки;

— с левым.

4. В зависимости от числа витков различают:

— многовитковые (многозаходные);

— однозаходные червяки.

5. В зависимости от расположения червяка относительно колеса различают передачи:

— с нижним;

— боковым;

— верхним расположением червяка.

Нижнее расположение обычно применяют при скорости скольжения до 4 м /с.

Силы в зацеплении червячной передачи

Рассмотрим направление сил в зацеплении червячной передачи (рис. 14) и формулы для их вычислений:

Рис. 14. Силы в зацеплении червячной передачи

— окружная сила F_t1 на червяке равна осевой силе F_a2 на колесе, но противоположно направлена

F_a2= F_t1 =2T₁/d₁

— осевая сила F_a1 равна окружной силе F_t2 на колесе, но противоположно направлена

F_t2 =F_a1 =2T₂/d₂

— радиальные силы червяка F_r1 и колеса F_r2 равны и направлены к центру вращения

F_r1 = F_r2=F_t2 Ч—tga

Особенностью червячной передачи являются большие осевые силы.

Ременные передачи

Передачу механической энергии, осуществляемую гибкой связью посредством трения между ремнем и шкивом, называют ременной. Она состоит из двух шкивов 1 и 2 и ремня 3 (рис.15).

Рис. 15. Ременная передача

Классификация

1. В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают следующие виды ременных передач (рис.15):

— плоскоременные (с прямоугольным профилем поперечного сечения ремня);

— клиноременные (с трапециевидным профилем поперечного сечения ремня);

— поликлиноременные (с бесконечными плоскими ремнями, имеющими продольные клиновые выступы-ребра на внутренней поверхности ремня, входящие в кольцевые клиновые канавки шкивов);

— круглоременные;

— зубчатые.

Рис. 16. Различные профили ремней

2. По взаимному расположению осей валов:

— с параллельными осями (рис. 17, а, б);

— с пересекающимися осями (рис. 17, г);

— со скрещивающимися (рис. 17, в).

Рис. 17 Ременная передача с различным расположением валов

3. По направлению вращения шкивов:

— с одинаковым (рис. 17, а, в);

— с противоположным (рис. 17, б).

4. По способу создания натяжения ремня:

— простые (рис. 15);

— с натяжным роликом (рис. 18);

— с натяжным устройством.

Рис. 18. Натяжные устройства ременной передачи

Достоинства ременных передач:

— возможность передачи энергии на значительные расстояния: до 12…15 м — плоскими ремнями, до 6 м — клиновыми ремнями;

— простота и низкая стоимость конструкции;

— плавность и бесшумность хода, способность смягчать удары благодаря эластичности ремня и предохранять механизм от поломок при буксовании, вызванном перегрузкой;

— возможность передачи мощностей от долей киловатта до сотен киловатт (чаще до 50 кВт, реже до 300 кВт) при окружной скорости до 30 м/с;

— простота обслуживания и ухода;

— относительно высокий КПД: h = 0,91…0,98;

— передаточное отношение i? 7 (обычно i ?4…5).

Недостатки:

— непостоянство передаточного отношения вследствие упругого скольжения, меняющегося в зависимости от нагрузки;

— относительно большие габариты передачи и невысокая долговечность ремня (особенно в быстроходных передачах);

— вытягивание ремня в процессе эксплуатации передачи приводит к необходимости установки дополнительных устройств (натяжной ролик);

— большие нагрузки на валы и их опоры (подшипники).

Несмотря на перечисленные недостатки, ременные передачи по применению в промышленности и народном хозяйстве занимают второе место после зубчатых передач. В любой отрасли машиностроения и приборостроения можно встретить плоскоременную или клиноременную передачу: приводы насосов, вентиляторов, транспортеров, конвейеров, рольгангов и др.

Плоскоременные передачи рекомендуют применять при высоких окружных скоростях, больших межосевых расстояниях, повышенных требованиях к плавности работы передачи.

Клиноременные и поликлиноременные передачи применяют при сравнительно больших передаточных отношениях, вертикальном и наклонном расположении параллельных осей валов, требовании малогабаритности передачи и меньших нагрузок на опоры валов, передаче энергии нескольким валам.

Круглоременные передачи предназначены в основном для передачи малых мощностей и потому имеют меньшее распространение (швейные машины, приборы, настольные станки и т. д.).

Зубчато-ременные передачи

Зубчатые (полиамидные) ремни сочетают в своей конструкции все преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений На рабочей поверхности ремней 4 имеются выступы, которые входят в зацепление в выступами на шкивах 1,2 и З. Полиамидные ремни пригодны для высокоскоростных передач, а также для передач с небольшим межосевым расстоянием. Они допускают значительные перегрузки, очень надежны и прочны.

Рекомендуют при больших нагрузках.

Передаточное отношение ременных передач:

i=щ1 / щ2=n₁/n₂=D₂/D₁(1-e)

где щ1 и щ2 — угловые скорости на ведущем и ведомом валах;

n₁ и n₂— частоты вращения валов;

D₂ и D₁— диаметры ведущего и ведомого шкивов;

e—=?0,01…0,02 — коэффициент упругого скольжения.

Сшивку применяют для ремней всех типов. Она производится посредством жильных струн или ушивальниками-ремешками из сыромятной кожи III. Более совершенной и надежной считают сшивку встык жильными струнами с наклонными проколами IV.

Критерии работоспособности ременных передач

Основными критериями работоспособности ременных передач являются тяговая способность ремня и его долговечность. Основным расчетом является расчет по тяговой способности, который сводится к определению площади поперечного сечения ремня, обеспечивающего передачу необходимого усилия. Долговечность ремня, которая определяется в основном его усталостной прочностью, зависит не только от величины напряжений, но и от характера и частоты цикла изменения этих напряжений (или числа пробегов ремня)

n—=—u/——l—Ј—[n&mdash,

где u—- окружная скорость, м/с;

l — длина ремня, м;

[n] - допускаемое число пробегов ремня:

— для плоских ремней [n—] Ј?5; - для клиновых [n—]—

Практика показывает, что при соблюдении необходимых рекомендаций долговечность ремней составляет 2000…3000 часов.

Конструкции основных элементов ременных передач

Ремень является тяговым органом, от качества которого зависят долговечность и нормальная работа передачи. К нему предъявляют следующие требования: достаточная прочность, надежность и долговечность, невысокая стоимость и не дефицитность материала ремня; высокая тяговая способность и эластичность; достаточно высокий коэффициент трения между ремнем и шкивом.

Плоские приводные ремни представляют собой гибкую конечную или реже бесконечную ленту из прорезиненной хлопчатобумажной ткани или кожи.

Кожаные ремни обладают высокой тяговой способностью упругостью и эластичностью. Из-за дефицитности и высокой стоимости их рекомендуют к применению только в ответственных передачах с часто изменяющимися нагрузками и высокими скоростями до 40 м/с.

Резинотканевые ремни при спокойных нагрузках обладают хорошей тяговой способностью и упругостью, малодефицитны, а потому широко распространены. Они работают в широком диапазоне мощностей (до 50 кВт) со значительными скоростями (до 30 м/с).

Клиновые ремни изготовляют бесконечными (бесшовными) в специальных пресс-формах. Они состоят из крученого прорезиненного хлопчатобумажного или синтетического шнура (корда), расположенного в области нейтрального слоя ремня, резинотканевого или резинового слоя, расположенного над кордом и работающего на растяжение при изгибе ремня, резинового слоя, расположенного под кордом и работающего на сжатие при изгибе и обертки из прорезиненной ткани. Клиновые ремни подразделяются на кордтканевые (рис. 19, а) и корд-шнуровые (рис. 19,б).

Рис. 19. Клиновые ремни Применение клинового ремня позволило увеличить тяговую способность передачи за счет повышения трения и сцепление ремня со шкивом по сравнению с плоскоременной передачей.

В поликлиновых ремнях (стандарта нет) несущий слой выполняют в виде кордшнура из химических волокон (вискоза, лавсан, стекловолокно).

Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней — монолитность и гибкость и клиновых — повышенное сцепление со шкивом.

Зубчатые ремни способны передавать энергию при неизменном передаточном отношении с высокими окружными скоростями и мощность до сотен киловатт. Эти ремни изготовляют из армированного металлическим тросом неопрена, значительно реже используют пластмассу (полиуретан).

Шкивы ременных передач изготовляют из стали, алюминиевых сплавов или текстолита при u—>?30 м/с. Наиболее распространенным материалом для изготовления шкивов при u—Ј?30 м/с является серый чугун СЧ 15 и СЧ 21, при u—Ј?25 м/с — СЧ 12

Рис. 20 Шкивы ременной передачи Форму канавки шкива (рис. 20) в клиноременной передаче выполняют так, чтобы между ремнем и ее основанием был гарантированный зазор, при этом рабочими являются боковые грани ремня. В то же время ремень не должен выступать за пределы наружного диаметра шкива, иначе своими острыми кромками канавка будет быстро разрушать ремень.

Цепные передачи

Цепную передачу относят к передачам зацеплением с гибкой связью (рис. 21).

Рис. 21. Цепная передача К достоинствам цепной передачи следует отнести:

— по сравнению с зубчатыми передачами: могут передавать движение между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8 м);

— по сравнению с ременными передачами: они более компактны; могут передавать большие мощности до нескольких тысяч кВт, чаще до 100 кВт; силы, действующие на валы значительно меньше; отсутствует проскальзывание; могут передавать движение одной цепью нескольким звездочкам.

Недостатки:

— значительный шум вследствие удара звена цепи при входе в зацепление. Из-за этого ограничивают применение цепных передач при больших скоростях, а число зубьев меньшей звёздочки рекомендуют принимать z ₁ і15;

— сравнительно быстрый износ шарниров цепи вследствие затруднительного подвода смазки;

— удлинение цепи из-за износа шарниров, что требует применения натяжных устройств.

Цепные передачи применяют в станках, транспортных машинах, горном оборудовании, подъёмно-транспортных устройствах и т. д. при значительных межосевых расстояниях, когда зубчатые передачи не применимы, а ременные передачи ненадежны.

Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с (500 об/мин).

Передаточное отношение цепной передачи

i=n₁/n₂=d₂/d_1`

Рекомендуют применять передачи с передаточным отношением до 7, допускают до 10…14. Следует учитывать, что с увеличением передаточных отношений значительно возрастают габариты передачи.

Потери в цепной передаче складываются из потерь на трение в шарнирах цепи, на зубьях звездочек и опорах валов. Среднее значение КПД цепной передачи достигает h—= 0,96…0,98 .