Передачи в машиностроении

Назначение, классификация передач. Передача – 1) механизм для передачи энергии от машины-двигателя к машине-орудию, как правило, с преобразованием скоростей, моментов, а иногда – с преобразованием видов и законов движения; 2) устройство для передачи энергии на расстояние. Передачи : - механические (изучаются только они); - электрические; - гидравлические; - пневматические. Механические передачи вращательного движения (их применяют чаще): 1. 1) С непосредственным контактом тел вращения – фрикционные, зубчатые, червячные; 2. 2) С гибкой связью (тела вращения связаны гибким звеном) – ременная, цепная. Механические передачи вращательного движения: 1. 1) Трением – фрикционные, ременные; 2. 2) Зацеплением – зубчатые, червячные, цепные.
Зубчатые передачи Основные геометр. параметры (модуль, число зубьев колес, угол наклона зубьев) Модулем зубьев m называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. Линейную величину, в π раз меньшую окружного шага зубьев, называют окружным модулем зубьев и обозначают mt: mt=Pt/π Линейную величину, в π раз меньшую нормального шага зубьев, называют нормальным модулем зубьев и обозначают mn: mn=Pn/π Pt – окружной шаг , Pn – нормальный шаг Размеры цилиндрических прямозубых колес вычисляют по окружному модулю, который называют расчетным модулем зубчатого колеса, или просто модулем; обозначают буквой m. Модуль измеряют в миллиметрах. Модули стандартизованы прямозубая передача: m=d/z косозубая и шевронная m=d*cosβ/z число зубьев –зависит от диаметра и модуля z=d/m, где d – делительный диаметр делительные диаметры d1=mq d2=mz2 межосевое расстояние -aω=(d1w+d2w)/2 , где d1,2 – начальные диаметры шестерни и колеса угол наклона зубьев- mn = mt*cosβ где β – угол наклона зубьев – угол, образованный осью колеса и винтовой линией (рис 12.4 стр. 160 Гузенков)    
Силы в зацеплении прямозубых, косозубых, шевронных, конических колес 1) Прямозубая   Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, выполненное как одно целое. Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы Fa/2 Ft/2 взаимно уравновешиваются на колесе и на подшипники не передаются    
Критерии работоспособности Виды повреждений зубьев и критерии работоспособности зубчатых передач. Под действием сил в зацеплении зубья находятся в сложном напряженном состоянии. Однако на их работоспособность оказывают решающее влияние: напряжения изгиба f, возникающие в поперечных сечениях зубьев, и контактные напряжения н, возникающие в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения переменные во времени и могут быть причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей.
Методы изготовления зубчатых колес Существуют следующие способы изготовления зубчатых колес (обра­ботки зубьев): - литье (без последующей механической обработки зубьев), для совре­менных машин этот способ применяют редко; - накатка зубьев на заготовке (также без последующей их обработки); - нарезание зубьев (т. е. зубья получаются в процессе механической обработки заготовки). Способ изготовления зубчатых колес выбирают в зависимости от их на­значения и по технологическим соображениям. Для отдельных конструкций машин в массовом производстве применя­ют способ накатки зубьев. Возможны также штамповка, протягивание и. т. д. В этом случае форма инструмента повторяет очертания впадины зубьев). В большинстве же случаев зубчатые колеса изготовляют наре­занием.
   
Подрез зуба- с уменьшением числа зубьев увеличивается кривизна эвольвентного профиля и соответственно уменьшается толщина зубьев у основания и вершины. При бесконечно большом числе зубьев, что соответствует бесконечно большому диаметру делительной окружности (эвольвент круга – кривые, описываемые всеми точками прямой, эвольвентный профиль –это как бы центр кривизны эвольвент, т.е. с уменьшением числа зубьев, расстояние до центра уменьшается ). Если число зубьев z меньше некоторого предельного значения zmin (стандартное = 17), то при нарезании зубьев происходит подрезание ножек зуба. В результате подреза в опасном сечении зуб значительно ослабляется, снижается его прочность на изгиб, а также уменьшается рабочая часть ножки, что увеличивает изнашивание зубьев и уменьшает коэффициент их перекрытия. Минимальное число зубьев определяется по формуле: zmin=2/sin2α , где α – угол профиля зуба рейки (стандартное α=20) рис1 - Формы зубьев эвольвентного профиля Рис 2 – эвольвенты круга  

Для устранения явлений подрезания зубьев и улучшения параметров передачи применяют корригирование. Корригирование зубьев производят на обычных станках стандартным инструментом. Разница в изготовлении зубчатых колес с некорригированными и корригированными зубьями заключается в том, что для

последних инструмент устанавливают с некоторым дополнительным смещением по отношению к оси заготовки.

При этом по сравнению с нормальным эвольвентным зацеплением профили корригированных зубьев получаются другими, т.е. используются для данной передачи более выгодные участки эвольвенты той же основной окружности. Соответственно заготовки этих колес должны быть измененного диаметра.

Коррекция зацепления может быть высотной или угловой. Осуществляется она смещением инструментальной рейки на размер χ при нарезании зубьев (положительное смещение рейки — от центра зубчатого колеса, отрицательное — к центру).

Высотное корригирование. Шестерню изготовляют с положительным коэффициентом смещения χ1, а колесо с отрицательным — χ 2. Суммарный коэффициент смещения χ= χ1+ χ2= 0. При высотной коррекции изменяется соотношение между высотой головки ножки зубьев, общая же высота зубьев не изменяется. Межосевое расстояние αω и угол зацепления также остаются неизменными.

Угловое корригирование отличается от высотного тем, что χ≠0. При χ1>0 и χ2>0 толщина зубьев по делительным окружностям и диаметры вершин зубьев увеличатся как у шестерни, так и у колеса. Для обеспечения нормального зацепления колеса необходимо раздвинуть на величину ∆αw (при этом начальные окружности отличаются от делительных). При увеличении межосевого расстояния угол зацепления возрастает. Угловое корригирование имеет значительно большие возможности, чем высотное, поэтому применяется чаще.

 

Проектный и проверочные расчеты Проектировочным расчетомназывают определение основных размеров детали при выбранном материале и по формулам, соответствующим главному критерию работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.). Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не известны. Проектировочные расчеты являются упрощенными, их выполняют как предварительные. Проверочным расчетомназывают определение фактических характеристик главного критерия работоспособности детали или определение наибольшей допустимой нагрузки на деталь по допускаемым значениям главного критерия работоспособности. При проверочном расчете определяют фактические (расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности, действительные прогибы и углы наклона сечений, температуру, ресурс при заданной нагрузке или допустимую нагрузку при заданных размерах и т.д. Проверочный расчет является уточненным, его проводят, когда форма и размеры детали известны из проектировочного расчета или приняты конструктивно, когда определена технология изготовления (способ получения заготовки, вид термообработки, качество поверхности и др.)
Алгоритм расчета Проектный расчет: 1) выбор материала шестерни и колеса и рассчитать допускаемые напряжения [σ]H , [σ]F 2) кинематический расчет (определить передаточное число) U=z2/z1 3) расчет на контактную прочность (опред. αω(межосевое расстояние), задав. значения коэффициента диаметра червяка q (8,9,10,12…) и рассчитав Т2=9,55*106*P2/n2 Т – момент, Р – мощность , n – частота вращ. (лаба 8)). 4) определение основных геометрических параметров (допускаемое контактное напряжение, определяем значение m, уточняем угол наклона зубьев β, определяем d=mz/cosβ, проверяем условие α=(d1+d2)/2 ). 5) проверочный расчет зубьев колес на изгиб и контактную прочность [σ]H , [σ]F 6) расчет усилий в зацеплении и реакций в опорах 7) проверка на жесткость и прочность
Преимущества и недостатки зуючатых передач Основные достоинства зубчатых передач по сравнению с другими передачами: - технологичность, постоянство передаточного числа; - высокая нагрузочная способность; - высокий КПД (до 0,97-0,99 для одной пары колес); - малые габаритные размеры по сравнению с другими видами передач при равных условиях; - большая надежность в работе, простота обслуживания; - сравнительно малые нагрузки на валы и опоры.   К недостаткам зубчатых передач следует отнести: - невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа; - высокие требования к точности изготовления и монтажа; - шум при больших скоростях; плохие амортизирующие свойства; - громоздкость при больших расстояниях между осями ведущего и ве­домого валов; - потребность в специальном оборудовании иинструменте для нареза­ния зубьев; - зубчатая передача не предохраняет машину от возможных опасных перегрузок.

 

червячные передачи   Основные геометр. параметры Модулем зубьев m называется часть диаметра делительной окружности, приходящаяся на один зуб. В червячной передаче в качестве расчетного модуля принимают осевой модуль червяка m, равный окружному модулю червячного колеса mt: mt=Pt/π. Значения модуля m червячных передач стандартизированы. В червячных передачах вводят q — коэффициент диаметра червяка (отношение делительного диаметра червяка d к его расчетному модулю m). число зубьев –зависит от диаметра и модуля z=d/m, где d – делительный диаметр делительные диаметры d1=mq d2=mz2 межосевое расстояние -aω=(d1+d2)/2 или αω =m(z2+q)/2 угол подъема резьбы на червяке– λ=arctg (z1/q)= arctg (mz1/ d1) - число витков червяка z1    
Скорость скольжения, КПД Роль смазывания в червячной передаче еще важнее, чем в зубчатой, так как в зацеплении происходит скольжение витков червяка вдоль контактных линий зубьев червячного колеса. КПД червячного зацепления определяют по формуле: , где γw – угол подъема винтовой линии; φ' – приведенный угол трения; f'= tgφ' – приведенный коэффициент трения (коэффициент трения, найденный с учетом угла а профиля витка). ( рис. определение угла подъема винтовой линии) Значения угла φ' трения в зависимости от скорости скольжения получают экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения, т.е. в этих значениях учтены потери мощности в подшипниках качения, в зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина φ' снижается при увеличении vCK, так как при больших скоростях скольжения в зоне контакта создаются благоприятные условия для образования масляного слоя, разделяющего витки червяка и зубья колеса и уменьшающего потери в зацеплении. От скорости скольжения зависит выбор материала червячного колеса (червяк всегда стальной). Численное значение увеличивается с ростом угла γw подъема. Червячные передачи имеют сравнительно низкий КПД, что ограничивает область их применения ( = 0,75...0,92)
Материалы для изготовления червяка и червячного колеса Материалы червячной передачи. Материалы в червячной передаче должны иметь в сочетании низкий коэффициент трения, обладать повышенной износостойкостью и пони­женной склонностью к заеданию. Обычно это разнородные материалы. Червяки изготовляют в основном из сталей с цементацией и закалкой до HRC58—63. Червячные колеса (или их венцы) изготовляют только из антифрикци­онных сплавов. При скоростях скольжения до 2 м/с и больших диаметрах колес для их изготовления можно использовать чугуны; до 6 м/с — применяют алюминиево-железистые бронзы, до 25 м/с и длительной работе без перерыва применяют оловянистую бронзу , оловянно-никелевую бронзу . Термообработку – улучшение применяют для передачи малой мощности до 1,1 кВт. Таким образом, для силовых передач следует применять эвольвентные нелинейчатые червяки. Зубчатые венцы червячных колес изготовляют преимущественно из бронзы, реже из латуни или чугуна, причем выбор марки материала зависит от скорости скольжения .
Силы в зацеплении В зацеплении возникает в точке контакта сила взаимодействия. Её удобно разложить на 3 составляющие.
Проектный и проверочные расчеты Проектировочным расчетомназывают определение основных размеров детали при выбранном материале и по формулам, соответствующим главному критерию работоспособности (прочности, жесткости, износостойкости и др.). Этот расчет применяют в тех случаях, когда размеры конструкции заранее не известны. Проектировочные расчеты являются упрощенными, их выполняют как предварительные. Проверочным расчетомназывают определение фактических характеристик главного критерия работоспособности детали или определение наибольшей допустимой нагрузки на деталь по допускаемым значениям главного критерия работоспособности. При проверочном расчете определяют фактические (расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности, действительные прогибы и углы наклона сечений, температуру, ресурс при заданной нагрузке или допустимую нагрузку при заданных размерах и т.д. Проверочный расчет является уточненным, его проводят, когда форма и размеры детали известны из проектировочного расчета или приняты конструктивно, когда определена технология изготовления (способ получения заготовки, вид термообработки, качество поверхности и др.).   Проектный расчет: 8) выбор материала червяка и червячного колеса и рассчитать допускаемые напряжения [σ]H , [σ]F для червячного колеса 9) кинематический расчет (определить передаточное число, а в зависимости от передаточного числа выбрать число витков червяка z1 и число зубьев колеса z2) U=z2/z1 10) расчет на контактную прочность (опред. αω(межосевое расстояние), задав. значения коэффициента диаметра червяка q (8,9,10,12…) и рассчитав Т2=9,55*106*P2/n2 Т – момент, Р – мощность , n – частота вращ. (лаба 8)). 11) определение основных геометрических параметров колеса и червяка (определяем значение m=2αω/(z2+q) ,и согласовываем с ГОСТ уточнения αω и q, определяем d1=mq, d2=mz2). 12) проверочный расчет зубьев колес на изгиб и контактную прочность 13) расчет усилий в зацеплении и реакций в опорах 14) проверка тела червяка на жесткость и прочность 15) проверочный расчет червячной передачи по пиковой нагрузке 16) определение дополнительных параметров червяка 17) тепловой расчет червячной передачи  
Алгоритм расчета 1) выбор материала червяка и червячного колеса и рассчитать допускаемые напряжения [σ]H , [σ]F для червячного колеса 2) кинематический расчет (определить передаточное число, а в зависимости от передаточного числа выбрать число витков червяка z1 и число зубьев колеса z2) U=z2/z1 3) расчет на контактную прочность (опред. αω(межосевое расстояние), задав. значения коэффициента диаметра червяка q (8,9,10,12…) и рассчитав Т2=9,55*106*P2/n2 Т – момент, Р – мощность , n – частота вращ. (лаба 8)). 4) определение основных геометрических параметров колеса и червяка (определяем значение m=2αω/(z2+q) ,и согласовываем с ГОСТ уточнения αω и q, определяем d1=mq, d2=mz2).    
Тепловой расчет Баланс тепла - выделяемое тепло ,P1 – мощность на входном валу передаваемая червяком, Вт; КПД передачи Количество тепла, отводимое через поверхность охлаждения корпуса редуктора, где А – площадь поверхности корпуса передачи, соприкасающаяся с воз­духом, м2..; внутренняя температура редуктора или температура масла, °С; температура окружающей среды (воздуха), °С (при проектировании обычно принимают = 20°С); – коэффициент теплопередачи — количество теплоты, передаваемое в окружающую среду с единицы поверхности в 1 с при разности. температур в 1°С, Итак, на основании теплового баланса можно определить температуру масла Способы предотвращения перегрева 1. изменение корпуса (ребра жесткости, которые выбирают из условия лучшего обтекания воздухом). При естественном охлаждении в соответствии с тем, что нагретый воздух идет вверх, ребра располагают вертикально; 2. установка вентилятора на валу червяка (ребра располагают вдоль направления потока); 3. установка масляного радиатора; 4. установка в масляную ванну змеевика, по которому пропускают проточную воду.  
Расчет червяка на жесткость В лабе
Преимущества и недостатки Достоинства червячных передач: - возможность получения больших передаточных чисел (от 8 до 100) при относительно небольших габаритах; - плавность и бесшумность работы; - возможность выполнения самотормозящей передачи (ручные грузоподъемные тали); - компактность и сравнительно небольшая масса конструкции передачи. Недостатки: - высокое трение в зацеплении; - низкий КПД (0,7—0,92); - необходимость применения для колеса дорогих антифрикционных материалов (для снижения трения); - повышенное изнашивание и заедание.   Кроме того, помимо достоинств и недостатков, червячные передачи имеют важное свойство: движение передаётся только от червяка к колесу, а не наоборот. Никакой вращающий момент, приложенный к колесу, не заставит вращаться червяк. Именно поэтому червячные передачи находят применение в подъёмных механизмах, например в лифтах.

 

 

Много Ступен- чатые передачи   Особенности расчета Общее передаточное число (отношение) зубчатой передачи при последовательном соединении ступеней равно произведению передаточных чисел входящих в них ступеней. КПД равно произведению КПД каждой ступени.
Паразитные колеса –те колеса, которые не изменяют передаточное число и КПД, а только направление вращения. Они часто применяются в машинах. Ведомое колесо будет вращаться с их помощью в ту же сторону, что и ведущее. Ввиду высокого к. п. д., надежности работы и постоянства передаточного числа зубчатая передача позволяет передавать большие усилия, необходимые для преодоления сопротивлений в машине.
Планетарные передачи Передачи, имеющие зубчатые или фрикционные колеса с перемещающимися осям, называют планетарными. Планетарной называется передача, имеющая колеса с перемещающимися геометрическими осями. Простейшая планетарная зубчатая передача (рисунок 10) состоит из центрального вращающегося колеса 1 с неподвижной геометрической осью; сателлитов 2, оси которых перемещаются; неподвижного колеса 3 с внутренними зубьями; вращающегося водила 4, на котором установлены сателлиты.     Рис.10. Планетарная передача Ведущим в планетарной передаче может быть либо центральное колесо, либо водило. Достоинства: малая масса и габариты конструкции, возможность получения больших передаточных чисел (до 1000 и более), а также способность распределять мощность на несколько потоков. Недостатки: повышенные требования к точности изготовления и сборки конструкции, а также сравнительно низкий к.п.д. Планетарные передачи широко применяют в машиностроении и приборостроении.
Условия соосности, сборки, соседства  
Силовой анализ
Преимущества и недостатки • Меньшие габариты и массу, так как вращающий момент передается по нескольким потокам (сателлитам). • В некоторых схемах можно получить большие передаточные отношения при малом числе колес. Нужно помнить, что с увеличением передаточного числа в одной передаче КПД уменьшается.   Недостатки планетарных передач • Повышенная точность изготовления. • Большое количество подшипников качения, • Наличие долбяка для нарезания колес с внутренними зубьями (долбяк меняет параметры при переточках).
Волновые зубчатые передачи Волновые передачи основаны на принципе передачи вращательного движения за счет бегущей волновой деформации одного из зубчатых колес. Основные элементы волновой передачи: снаружи неподвижное колесо с внут­ренними зубьями, внутри него вращающееся упругое колесос наружными зубьями и водило. Неподвижное колесо закрепляется в корпусе и выполняется в виде обычного зубчатого колеса с внутренним зацеплением. Гибкое зубча­тое колесо имеет форму стакана с легко деформирующейся тонкой стенкой: в утолщенной части (левой) нарезаются зубья, правая часть имеет форму вала. Водило состоит из овального кулачка и специального подшипника. Передача движения осуществляется за счет деформирования зубчатого венца гибкого колеса. При вращении водила волна деформации бежит по окружности гибкого зубчатого венца; при этом венец обкатывается по не­подвижному жесткому колесу в обратном направлении, вращая стакан и вал. Поэтому передача и называется волновой, а водило — волновым генератором. Основное достоинство – получение высоких передаточных чисел. Недостатки – дорогостоимость и трудоемкость изготовления гибкого колеса и волнового генератора, возможность использования этих передач только при сравнительно невысокой угловой скорости вала генератора. Передаточное отношение волновых передач определяется методом остановки водила (метод Виллиса). По рис. 61 передаточное отношение: при неподвижном жестком колесе где и — угловые скорости волнового генератора и гибкого колеса; , . Неподвижное колесо закрепляется в корпусе и выполняется в виде обычного зубчатого колеса с внутренним зацеплением. Гибкое зубча­тое колесо имеет форму стакана с легко деформирующейся тонкой стенкой: в утолщенной части (левой) нарезаются зубья, правая часть имеет форму вала. Водило состоит из овального кулачка и специального подшипника. Передача движения осуществляется за счет деформирования зубчатого венца гибкого колеса. При вращении водила волна деформации бежит по окружности гибкого зубчатого венца; при этом венец обкатывается по не­подвижному жесткому колесу в обратном направлении, вращая стакан и вал. Поэтому передача и называется волновой, а водило — волновым генератором. Основное достоинство – получение высоких передаточных чисел. Недостатки – дорогостоимость и трудоемкость изготовления гибкого колеса и волнового генератора, возможность использования этих передач только при сравнительно невысокой угловой скорости вала генератора. Передаточное отношение волновых передач определяется методом остановки водила (метод Виллиса). По рис. 61 передаточное отношение: при неподвижном жестком колесе где и — угловые скорости волнового генератора и гибкого колеса; , числа зубьев жесткого и гибкого колес; С — число волн; при неподвижном упругом колесе За критерий работоспособности обычно принимают допускаемые напряжения смятия ; , где – коэффициент ширины гибкого венца; d – делительный диаметр гибкого венца