Учебный курс Детали машин и основы конструирования

СИЛЫ  И СВЯЗИ
Определить реакции в опорах вала
Статические испытания материалов
конструкционные материалы
РАСЧЕТ ПРОЧНОСТИ КРУГЛОГО
СПЛОШНОГО БРУСА
НОРМАЛЬНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ИЗГИБА
Методы изготовления резьбы
Теория винтовой пары
Расчет резьбовых соединений
Шпоночные соединения
Расчет шпоночных соединений
Механические передачи
цилиндрические передачи
Критерии работоспособности зубчатых колес
Расчет цилиндрических передач на прочность.
Конические зубчатые передачи
Червячная  передача
Силы в червячном зацеплении
Тепловой расчет и смазывание червячных передач
Плоскоременные передачи
Зубчато-ременные передачи
Цепная передача
валы и оси
Смазывание и расчет подшипников скольжения
Подшипники качения
Подбор подшипников качения
Конструирование подшипниковых узлов
Муфты
 

МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ.

 В первой главе была представлена структурная схема машины, в которой передаточный механизм чаще всего, состоит из механических передач. Там же разобраны общие параметры, кинематические и энергетические характеристики передач и приводов машин.

Такие как: передаточное отношение и число, к.п.д., мощность, крутящий момент и т.д. .

 В этой главе рассмотрим основные конструкции механических передач, которые наиболее часто применяются в общем машиностроении.

КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ.

 Классификация механических передач представлена схемой на Рис 3.1.

 Рис.3.1

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Зубчатые передачи обеспечивают передачу момента вращения с помощью последовательно зацепляющихся зубьев. Тела вращения, на которых расположены зубья, называются зубчатыми колесами. Меньшее колесо зубчатой пары называется шестерней, а большее - колесом. Собственно колесо состоит из диска со ступицей и зубчатого венца (рис.З.1.).

 Рис.3.2

Все применяемые здесь и в дальнейшем термины, определения и обозначения, относящиеся к зубчатым передачам, соответствуют ГОСТ 16530—83 «Передачи зубчатые», ГОСТ 16531—83 «Передачи зубчатые цилиндрические» и ГОСТ 19325—73 «Передачи зубчатые конические».

Зубчатое зацепление представляет собой высшую кинематическую пару, так как зубья теоретически соприкасаются между собой по линиям или точкам, причем меньшее зубчатое колесо пары называется шестерней, а большее — колесом. Сектор цилиндрического зубчатого колеса бесконечно большого диаметра называется зубчатой рейкой.

Зубчатые передачи можно классифицировать по многим признакам, а именно: по расположению осей валов (с параллельными, пересекающимися, скрещивающимися осями и соосные); по условиям работы (закрытые — работающие в масляной ванне и открытые — работающие всухую или смазываемые периодически); по числу ступеней (одноступенчатые, многоступенчатые); по взаимному расположению колес (с внешним и внутренним зацеплением); по изменению частоты вращения валов (понижающие, повышающие); по форме поверхности, на которой нарезаны зубья (цилиндрические, конические); по окружной скорости колес (тихоходные при скорости до 3 м/с); среднескоростные при скорости до 15 м/с, быстроходные при скорости выше 15 м/с); по расположению зубьев относительно образующей колеса (прямозубые, косозубые, шевронные, с криволинейными зубьями); по форме профиля зуба (эвольвентные, круговые, циклоидальные). Наиболее  распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 г. Он обладает  рядом существенных технологических и эксплуатационных преимуществ. Круговой профиль  зуба предложен М.Л.Новиковым в 1954 г. . По сравнению с эвольвентным он позволяет повысить нагрузку передач.

Кроме перечисленных существуют передачи с гибкими зубчатыми колесами, называемые волновыми.

Основные виды зубчатых передач (рис. З.2.) с параллельными осями: а — цилиндрическая прямозубая, б — цилиндрическая косозубая, в — шевронная, г — с внутренним зацеплением; с пересекающимися осями', д — коническая прямозубая, е — коническая с тангенциальными зубьями, ж — коническая с криволинейными зубьями; со скрещивающимися осями: з — гипоидная, и — винтовая; к — зубчато-реечная прямозубая.

Зубчатая передача, оси которой расположены под углом 90°, называется ортогональной.

Достоинство зубчатых передач заключается, прежде всего, в том, что при одинаковых характеристиках они значительно более компактны по сравнению с другими видами передач. Кроме того, зубчатые передачи имеют более высокий КПД (до 0,99 в одной ступени), сохраняют постоянство передаточного числа, создают относительно небольшую нагрузку на опоры валов, имеют большую долговечность и надежность работы в широких диапазонах мощностей (до десятков тысяч киловатт), окружных скоростей (до 150 м/с) и передаточных чисел (до нескольких сотен).

Недостатки зубчатых передач: сложность изготовления точных передач, возможность возникновения шума и вибраций при недостаточной точности изготовления и сборки, невозможность бесступенчатого регулирования частоты вращения ведомого вала.

Зубчатые передачи являются наиболее распространенными типами механических передач и находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т. д.; в приборостроении, часовой промышленности и др.

Свойства эвольвентного зацепления. Эвольвентой или разверткой окружности называют плоскую кривую, которая описывается любой точкой прямой NN, перекатываемой без скольжения по неподвижной окружности (рис. 3.3). Линию NN называют производящей прямой, а окружность диаметра db, по которой эта прямая перекатывается, — основной окружностью. Так как перекатывание производящей прямой по основной окружности происходит без скольжения, то в каждый данный момент точка их касания является мгновенным центром скоростей и центром кривизны эвольвенты, следовательно, производящая прямая в каждом своем положении будет нормалью к эвольвенте, иначе говоря, нормаль эвольвенты всегда является касательной к основной окружности.


Из способа образования эвольвенты следует, что эта кривая не может существовать внутри основной окружности. Если перекатывать производящую прямую в противоположном направлении, то получим другую ветвь эвольвенты — левую (эвольвенты, изображенные на рис. 3.3. жирной линией, правые). Каждый зуб колеса с эвольвентным зацеплением очерчивается участками правой и левой эвольвент (рис. 3.3); форма зубьев внутри основной окружности определяется профилем зуборезного инструмента. Две одноименные (правые или левые) эвольвенты эквидистантные (равноудаленные) кривые, т.е. имеющие между собой одинаковое расстояние по любой общей нормали, равное длине дуги основной окружности между началом эвольвент. Очевидно, что с увеличением диаметра db основной окружности радиусы кривизны эвольвенты будут увеличиваться, а в пределе при db→ эвольвента обращается в прямую, следовательно, у рейки

Рис. 3.4

с эвольвентным зацеплением профиль зубьев должен быть прямолинейным. Именно поэтому в основу проектирования цилиндрических и конических зубчатых

колес эвольвентного зацепления положены стандартные исходные контуры, представляющие собой контур рейки с зубьями прямолинейного профиля (см. рис. 3.11).

Рассмотрим (рис. 3.4) схему эвольвентного зацепления пары зубьев колёс, вращающихся вокруг осей О1 и О2 с угловой скоростью и

Положение полюса зацепления П определяется согласно основной теореме зацепления, а общая нормаль NN к профилям зубьев в точке контакта — касательная к основным окружностям 1 и 2, диаметры которых в соответствии со стандартом обозначены db1 и db2. Так как основные окружности имеют постоянный диаметр, то общая нормаль NN и полюс П будут занимать постоянное положение, следовательно, точка контакта зубьев перемещается по общей нормали, называемой поэтому линией зацепления. Прямая линия зацепления присуща только эвольвентному зацеплению.

Угол α между линией зацепления NN и общей касательной ТТ к начальным окружностям называется углом зацепления; его стандартное значение для эвольвентного зацепления α = 20°.

Если для той же пары колес немного изменить межосевое расстояние aw, то изменится угол зацепления а, но диаметры основных окружностей останутся неизменными.

Так как dbl = dcosα, db2 = d2cosα (рис. 3.4), то передаточное отношение

  (3.1)

Tаким образом, передаточное отношение эвольвентного зацепления зависит только от диаметров основных окружностей, следовательно, изменение межосевого расстояния не влияет на кинематическую точность эвольвентного зацепления, что является весьма существенным его достоинством.

При изменении межосевого расстояния aw окружности диаметров d1 и d2, перестанут касаться друг друга в полюсе П, т. е. появятся новые начальные окружности, которые будут проходить через полюс П и в процессе зацепления перекатываться друг по другу без скольжения; поэтому окружности диаметров d1 и d2, не зависящие от межосевого расстояния, будем впредь называть делительными. Если межосевое расстояние передачи точно равно полусумме диаметров делительных окружностей, то начальные и делительные окружности совпадают. Таким образом, начальная окружность — понятие кинематическое и для отдельно взятого зубчатого колеса не существует. Основные параметры зубчатого колеса определяются по делительной окружности.

Зуб колеса расположен между окружностью вершин зубьев и окружностью впадин. Участок В1В2 линии зацепления NN (рис.3.4), заключенный между окружностями вершин зубьев, называется активной линией зацепления. Часть профиля зуба, по которой происходит взаимодействие с зубом парного колеса, называется активным профилем зуба (на рис. 3.4 активные профили заштрихованы).

Угол поворота колеса передачи от положения входа зуба в зацепление до положения выхода из него называется углом перекрытия и обозначается  (у косозубой передачи угол перекрытия  состоит из угла
торцового перекрытия  (см. рис.3.4)
и угла осевого перекрытия ). Цен
тральный угол φd (см. рис.3.4), равный 2/z или 360°/z (где z — число зубьев колеса), называется Рис.3.5

угловым шагом. Отношение угла перекрытия колеса к его угловому шагу называется коэффициентом перекрытия передачи и обозначается е, тогда

 (3.2)

Для обеспечения непрерывности зацепления необходимо выполнить условие

  (3.3)

иначе пара зубьев выйдет го зацепления раньше, чем войдет в зацепление следующая пара. Таким образом, если < 2, период зацепления одной пары зубьев состоит из периода однопарного и периода двупарного зацепления. Чем больше коэффициент перекрытия, тем меньше период однопарного зацепления.

На рис. 3.5 изображено зацепление зубчатого колеса с рейкой, в котором начальная окружность (Н.О.) колеса перекатывается без скольжения по начальной прямой (Н.П.) рейки. Угол профиля зуба рейки и угол зацепления, обозначенные a, равны между собой.

Механические передачи Детали машин