Что является главными компонентами зубчатых передач. Виды зубчатых передач. Основы теории зацепления

Лабораторная работа №1

АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ИХ ПАРАМЕТРОВ

1. 
   Назначение и классификация зубчатых колес

Механическая передача , состоящая из зубчатых колес и служащая для передачи вращательного движения, называется зубчатой . По способу передачи движения она относится к передачам зацеплением. (Нужно иметь в виду, что кроме передач зацеплением существуют передачи трением).

Назначение зубчатого колеса : передача вращательного движения и крутящего момента от сопряженного колеса на вал или с вала на сопряженное колесо с обеспечением заданных нагрузочных и скоростных параметров в течение заданного срока эксплуатации.

Зубчатые колеса используют так же в реечных передачах , которые предназначены для преобразования вращательного движения в поступательное или наоборот.

^ Зубчатые колеса классифицируют :

- по типу передачи – цилиндрические и конические;

- по типу зубьев – прямозубые, косозубые, шевронные и с криволинейными зубьями. (Рис 1, 2);

Рис 1. Примеры цилиндрических зубчатых передач с внешним и внутренним зацеплением
- по расположению зубьев – с внешним и внутренним зацеплением (Рис 1);

- по конструктивному исполнению – колеса, изготовленные совместно с валом и называемые вал-шестерня (Рис.3.) и автономные (Рис.4.) В последнем случае вал и зубчатое колесо изготавливают отдельно, затем монтируют совместно в одну сборочную единицу за счет специальных соединений (чаще всего шпоночных или шлицевых ) таким образом, чтобы колесо не имело возможности поворота вокруг вала. В таком состоянии при эксплуатации передачи колесо и вал могут взаимно передавать крутящие моменты.

Косозубые колеса классифицируют по направлению зубьев – с правым и левым направлением. Для определения направления нужно посмотреть вдоль зуба в верхней части косозубого колеса . Если по направлению взгляда зуб отклоняется вправо, то соответственно направление зуба правое и наоборот.

Рис.2. Конические зубчатые передачи с прямыми (а.) и криволинейными (б.) зубьями;

в - реечная передача с прямыми зубьями

Рис. 3. Зубчатое колесо, изготовленное совместно с валом
2. Конструктивные исполнения цилиндрических зубчатых колес

Основными конструктивными элементами зубчатого колеса являются:

- обод, на котором нарезаны или накатаны зубья;

- ступица , закрепляемая на валу,

- диск , соединяющий обод со ступицей. В диске могут выполняться отверстия для уменьшения массы и момента инерции колес (Рис. 4 в, г).

В частных случаях:

Обод, диск и ступица объединены в одну конструкцию (Рис. 4 а).

Выполнены заодно только обод и диск (Рис. 4 б).

Рис. 4. Конструктивные элементы автономных зубчатых колес:

а – только обод; б – обод и ступица; в – обод, диск и ступица (толщина диска равна ширине обода); г - обод, диск и ступица
^ 3. Материалы и технологии изготовления зубчатых колес

Зубчатые колеса в большинстве случаев изготавливают из сталей. Реже из чугунов, полимерных материалов и цветных металлов . Колеса из сталей используют как в открытых, так и в закрытых передачах относительно высокой мощности. Для изготовления колес открытых передач при окружной скорости до 6 м/с используют высокопрочный чугун. Колеса тихоходных и малонагруженных открытых передач можно изготавливать из серого чугуна. Колеса из полимерных материалов применяют в малонагруженных передачах, когда необходимо обеспечить бесшумную работу, так как эти материалы обладают высокими демпфирующими свойствами, т. е. способны поглощать энергию ударов.

Производство стальных зубчатых колес может быть организовано в одну или две стадии. Одностадийное производство – это механическая обработка готового проката (прутка). В две стадии вначале изготавливают стальную заготовку методами свободной ковки, объемной штамповки или литья, затем проводят ее механическую обработку. Для повышения эксплуатационных свойств материалы колес подвергают термической или термохимической обработке: улучшению, закалке, цементации или азотированию. Улучшение проводят в объеме заготовки до ее механической обработки; закалку, цементацию и азотирование - рабочих поверхностей зубьев после их нарезки. Способ изготовления стальных колес определяется их размерами и программой выпуска. Колеса диаметром до 200 мм чаще всего изготавливают механической обработкой из прутка. На боковых плоских поверхностях таких изделий отчетливо различимы канавки, образованные в результате проходов токарного резца. Колеса диаметром от 200 до 500 мм чаще всего изготавливают с использованием кованых или штампованных заготовок. Боковые поверхности таких колес, не подвергнутые механической обработке, имеют однородную чистоту обработки без явно выраженных неровностей, так как она соответствует чистоте обработки формообразующего инструмента штампа. При больших диаметрах (более 500 мм) колеса изготавливают литыми. При малых тиражах выпуска или в индивидуальном производстве для изготовления слабонагруженных металлических колес любых размеров могут использоваться заготовки, отформованные литьем. При этом шероховатость боковых поверхностей относительно высока, так как она определяется контактом металлического расплава с формовочной смесью, основным компонентом которой является песок.

Независимо от способа получения заготовки зубья на колесах получают способами нарезания или горячей накатки. Последний способ наиболее экономичен, позволяет повысить изгибную прочность зубьев, но снижает их размерную точность.

Технологические приемы изготовления зубчатых колес из полимерных материалов наиболее производительны и экономичны, так как окончательное формообразование изделия реализуется за одну операцию. Такими операциями являются: литье под давлением из термопластичных материалов и прессование из термореактивных. Конфигурация оформляющей полости технологической оснастки полностью соответствует конфигурации зубчатого колеса с обеспечением высокой чистоты обработки по всей поверхности. Вместе с тем эксплуатация такой дорогостоящей оснастки и соответствующего формующего оборудования экономически оправданы только при больших тиражах выпуска деталей для низконагруженных передач. Вместе с тем в последние годы интенсивно развивается индустрия композиционных материалов на полимерной основе , содержащих высокопрочные волокна, сухие смазки, добавки, устраняющие хрупкость материала и др. Рецептура таких материалов, как правило, соответствует условиям эксплуатации изделия.

Однако стоимость полимерных композиционных материалов значительно выше стоимости металлов. Поэтому из композиционных материалов на полимерной основе изготавливают зубчатые колеса в основном малой массы в конструкциях приборов точной механики и бытовой техники. Зубчатые передачи из полимерных материалов могут работать без смазки, поэтому они успешно применяются в оборудования пищевой промышленности.
^

В инженерной практике решаются две задачи:

Анализ существующего механизма, когда требуются измерения его геометрических параметров;

В данной работе рассматриваются элементы, как анализа, так и синтеза, применительно к колесам зубчатых передач.

Максимальная мощность, передаваемая зубчатой передачей, в значительной степени зависит от двух параметров: высоты зубьев H и делительных диаметров колес d . Оба эти параметра одновременно учитывает основная характеристика передачи – ее модуль:

,

где z – число зубьев колеса. Чем крупнее зубья, тем меньше их количество при постоянном значении d и тем выше модуль.

Предварительное значение модуля m " можно определить через высоту зуба H :

Для цилиндрических колес m " = H / 2,5 .

Ниже приведены ряды значений стандартного модуля m , наиболее часто применяемых в машиностроении (в реальном промышленном проектировании 1-й ряд предпочитают второму):

1-й ряд: 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40 мм.

2-й ряд: 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22; 28; 36; 45 мм.

В настоящей работе величину модуля m " следует уточнить по стандарту и принять значение m ближайшее большее из любого указанного ряда.

При известных значениях параметров z и d модуль m " определяют из выражения:

d = m ∙ z .

Диаметр делительной окружности колеса d измерить невозможно. Поэтому с помощью измерительных устройств, например, штангенциркулем, оценивают диаметр вершин зубьев d a и диаметр впадин d f . При заранее заданных параметрах делительного диаметра и модуля расчетные значения d a и d f определяют из выражений:

d a = d + 2∙ m ; d f = d – 2,4∙ m .

Для косозубых колес угол наклона зуба β (Рис. 5) можно определить по зависимости:

β = arccos ((m ∙ z)/(d – 2,4∙m)) .

Рис. 5 Сечение зубчатого венца по дуге делительной окружности А - Б
При зацеплении зубчатых колес обод воспринимает нагрузку от зубьев. Поэтому его толщина q должна быть достаточной, чтобы обеспечить как его прочность и жесткость, так и податливость. Податливость способствует равномерному распределению нагрузки между зубьями и по длине каждого зуба. Рекомендуется выполнять толщину обода в соответствии с формулой:

q = (2,5…4,0) ∙ m , но не менее 8 мм.

Тогда внутренний диаметр обода D 0 будет определяться из выражения:

D 0 = d f - 2 q .

Ступица служит для соединения колеса с валом и передачи вращающего момента, а ее торцы определяют положение колеса по длине вала. Для передачи вращающего момента отверстие d вал в ступице выполняют либо с посадкой с натягом либо со шпоночными или шлицевыми пазами (Рис 6). Размеры пазов зависят от диаметра вала, определяются стандартом и приведены в таблице 1.

Рис 6 Шпоночное соединение

Таблица 1

Размеры сечений шпонок и пазов, мм, по ГОСТ 8788-68 *

(В таблице: b – ширина шпонки и соответственно шпоночного паза; h – высота шпонки.)

Длина ступицы L с m должна быть достаточной, чтобы обеспечить монтаж зубчатого колеса на валу без перекоса и работоспособность соединения ступицы с валом. Рекомендуется выполнять длину ступицы равной:

L с m = (0,8…1,5) ∙ d вал ,

но не менее ширины обода в , т.е. L с m ≥ в . Диаметр ступицы d с m принимают достаточным для обеспечения прочности и надежности соединения по выражению:

d с m = 1,8 ∙ d вал .

Толщина диска С должна быть достаточной, чтобы обеспечить жесткость колеса, и определяется в зависимости от способа его изготовления. Рекомендуется выполнять толщину диска у цилиндрических колес:

Кованых и штампованных C = 0,3 · в ;

Литых С = 0,2 ∙ в.

d отв = 0,25 ∙(D 0 - d с m ).

а располагать их на диаметре

D отв = 0,5 ∙(D 0 + d с m ).

На торцах обода и ступицы выполняют фаски, размер которых n × 45°. Параметр n определяется из выражения:

n = (0,5…0,7) ∙ m .

Сопряжение обода и диска, диска и ступицы выполняют по радиусу r , величина которого принимается в зависимости от диаметра колеса:

при d а ≤ 500 мм - r = 5 мм; при d а > 500 мм - r = 7 мм.

Зубчатое колесо должно быть зафиксировано на вале как в окружном, так и в осевом направлениях. Наиболее простым способом фиксации колеса является применение посадок с большим натягом или штифтов (Рис. 6 а ). В этих случаях обеспечивается фиксация колеса в обоих направлениях, Однако использование посадок с натягом связано с большими трудностями при монтаже и демонтаже узла. Поэтому для окружного фиксирования колеса чаще используют шпонки и шлицы. Эти виды соединений существенно облегчают монтаж и демонтаж узла, но требуют дополнительного фиксирования колеса в осевом направлении. В этих случаях осевое фиксирование осуществляется установочными винтами, пружинными кольцами, распорными втулками и т.д. (рис. 7 б, в, г ).

Рис.7. Способы осевого фиксирования колеса: а - штифтом; б - установочным винтом; в - пружинными кольцами; г - распорной втулкой

Порядок измерения параметров и их расчета приведены в бланке отчета о выполнении настоящей работы

В результате изучения студент должен знать:

Область применения зубчатых передач;
- классификацию зубчатых передач.

4.1.1 Роль и значение зубчатых передач в машиностроении

Зубчатые передачи являются наиболее распространёнными типами механических передач . Они находят широкое применение во всех отраслях машиностроения, в частности в металлорежущих станках, автомобилях, тракторах, сельхозмашинах и т.д., в приборостроении, часовой промышленности и др. Их применяют для передачи мощностей от долей до десятков тысяч киловатт при окружных скоростях до 150 м/с и передаточных числах до нескольких сотен и даже тысяч, с диаметром колёс от долей миллиметра до 6 м и более.

Зубчатая передача относиться к передачам зацеплением с непосредственным контактом пары зубчатых колёс. Меньшее из колёс передачи принято называть шестерней, а большее - колесом. Зубчатая передача предназначена в основном для передачи вращательного движения.

4.1.2 Достоинства зубчатых передач

1) высокая нагрузочная способность;
2) малые габариты;
3) большая надёжность и долговечность (40000 ч);
4) постоянство передаточного числа;
5) высокий КПД (до 0,97…0,98 в одной ступени);
6) простота в эксплуатации.

4.1.3 Недостатки зубчатых передач

1) повышенные требования к точности изготовления и монтажа;
2) шум при больших скоростях;
3) высокая жёсткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки.

4.1.4. Классификация зубчатых передач

1. По взаимному расположению геометрических осей валов различают передачи:br - с параллельными осями - цилиндрические (рис.2.3.1.а-г);
- с пересекающимися осями - конические (рис.2.3.1.д; е);
- со скрещивающимися осями - цилиндрические винтовые (рис.2.3.1.ж);
- конические гипоидные и червячные (рис. 2.3.1.з);
- реечная передача (рис. 2.3.1.и).

Рисунок 2.3.1 Виды зубчатых передач

2. В зависимости от взаимного расположения зубчатых колёс:

- с внутренним зацеплением (направление вращения колёс совпадают).

3. По расположению зубьев на поверхности колёс различают передачи:
- прямозубые; косозубые; шевронные; с круговым зубом.

4. По форме профиля зуба различают передачи:
- эвольвентные;
- с зацеплением М. Л. Новикова;
- циклоидальные.

5. По окружной скорости различают передачи:
- тихоходные ();
- среднескоростные

Зубчатые передачи

Зубчатая передача - Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару

Виды зубчатых передач: а, б, в - цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; г - реечная передача; д - цилиндрическая передача с внутренним зацеплением; е - зубчатая винтовая передача; ж, з, и - конические зубчатые передачи; к - гипоидная передача

В большинстве случаев зубчатая передача служит для передачи вращательного движения. В некоторых механизмах эту передачу применяют для преобразования вращательного движения в поступательное. Зубчатые передачи - наиболее распространенный тип передач в современном машиностроении и приборостроении; их применяют в широких диапазонах скоростей (до 100 м/с), мощностей (до десятков тысяч киловатт).

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 и инструменте для нарезания зубьев;

Зубчатая передача не предохраняет машину от возможных опасных перегрузок.

Зубчатые передачи и колеса классифицируют по следующим признакам (см. рис. 1):

По взаимному расположению осей колес - с параллельными осями (цилиндрические, см. рис. 1, а-д), с пересекающимися осями (конические, см. рис. 1, ж-и), со скрещивающимися осями (винтовые, см. рис. 1, е, к);

По расположению зубьев относительно образующих колес - прямозубые, косозубые, шевронные и с криволинейным зубом;

По конструктивному оформлению - открытые и закрытые;

По окружной скорости - тихоходные (до 3 м/с), для средних скоростей (3-15 м/с), быстроходные (св. 15 м/с);

По числу ступеней - одно- и многоступенчатые;

По расположению зубьев в передаче и колесах - внешнее, внутреннее (см. рис. 1, д) и реечное зацепление (см. рис. 1, г);

По форме профиля зуба - с эвольвентными, круговыми;

По точности зацепления. Стандартом предусмотрено 12 степеней точности. Практически передачи общего машиностроения изготовляют от шестой до десятой степени точности. Передачи, изготовленные по шестой степени точности, используют для наиболее ответственных случаев.

Из перечисленных выше зубчатых передач наибольшее распространение получили цилиндрические прямозубые и косозубые передачи, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации. Преимущественное распространение получили передачи с зубьями эвольвентного профиля, которые изготавливаются массовым методом обкатки на зубофрезерных или зубодолбежных станках. Достоинство эвольвентного зацепления состоит в том, что оно мало чувствительно к колебанию межцентрового расстояния. Другие виды зацепления применяются пока ограниченно. Так, циклоидальное зацепление, при котором возможна работа шестерен с очень малым числом зубьев (2-3), не может быть, к сожалению, изготовлено современным высокопроизводительным методом обкатки, поэтому шестерни этого зацепления трудоемки в изготовлении и дороги; новое пространственное зацепление Новикова пока еще не получило массового распространения, вследствие большой чувствительности к колебаниям межцентрового расстояния.

Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.

Конические передачи применяют только в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины; винтовые - лишь в специальных случаях.

Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.

Для изготовления зубчатых колес применяют следующие материалы :

Сталь углеродистую обыкновенного качества марок Ст5, Ст6; качественную сталь марок 35, 40, 45, 50, 55; легированную сталь марок 12ХНЗА, 30ХГС, 40Х, 35Х, 40ХН, 50Г; сталь 35Л, 45Л, 55Л;

Серый чугун марок СЧ10, СЧ15, СЧ20, СЧ25, СЧ30, СЧ40, высококачественный чугун марок ВЧ50-2, ВЧ45-5;

Неметаллические материалы (текстолит марок ПТК, ПТ, ПТ-1, лигнофоль, бакелит, капрон и др.).

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а, следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес и в особенности для зубчатых колес высоконагруженных передач.

Важнейшими критериями работоспособности зубчатых колёс приводов являются объёмная прочность зубьев и износостойкость их активных поверхностей. Нагрузочная способность хорошо смазанных поверхностей ограничивается сопротивлением выкрашиванию. Для уменьшения расхода материалов назначают высокую твёрдость трущихся поверхностей.

Несущая способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Повышение твердости в два раза позволяет уменьшить массу редуктора примерно в четыре раза.

В зависимости от твердости (или термообработки ) стальные зубчатые, колеса разделяют на две основные группы: твердостью Н 350 НВ - с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др. Эти группы различны по технологии, нагрузочной способности и способности к приработке.

Объемная закалка - наиболее простой способ получения высокой твердости зубьев. При этом зуб становится твердым по всему объему. Для объемной закалки используют углеродистые и легированные стали со средним содержанием углерода 0,35...0,5% (стали 45, 40Х, 40ХН и т. д.). Твердость на поверхности зуба 45...55 HRC.

Недостатки объемной закалки : коробление зубьев и необходимость последующих отделочных операций, понижение изгибной прочности при ударных нагрузках (материал приобретает хрупкость); ограничение размеров заготовок, которые могут воспринимать объемную закалку. Последнее связано с тем, что для получения необходимой твердости при закалке скорость охлаждения не должна быть ниже критической. С увеличением размеров сечений детали скорость охлаждения падает, и если ее значение будет меньше критической, то получается так называемая мягкая закалка. Мягкая закалка дает пониженную твердость.

Объемную закалку во многих случаях заменяют поверхностными термическими и химико-термическими видами обработки, которые обеспечивают высокую поверхностную твердость (высокую контактную прочность) при сохранении вязкой сердцевины зуба (высокой изгибной прочности при ударных нагрузках).

Поверхностная закалка токами высокой частоты или пламенем ацетиленовой горелки обеспечивает Н = (48...54) HRC и применима для сравнительно крупных зубьев (m > 5 мм). При малых модулях опасно прокаливание зуба насквозь, что делает зуб хрупким и сопровождается его короблением. При относительно тонком поверхностном закаливании зуб искажается мало. И все же без дополнительных отделочных операций трудно обеспечить степень точности выше 8-й. Закалка ТВЧ требует специального оборудования и строгого соблюдения режимов обработки. Стоимость обработки ТВЧ значительно возрастает с увеличением размеров колес. Для поверхностной закалки используют стали 40Х, 40ХН, 45 и др.

Цементация (насыщение углеродом поверхностного слоя с последующей закалкой) - длительный и дорогой процесс. Однако она обеспечивает очень высокую твердость (58....63HRC). При закалке после цементации форма зуба искажается, а поэтому требуются отделочные операции. Для цементации применяют низкоуглеродистые стали простые (сталь 15 и 20) и легированные (20Х, 12ХНЗА и др.). Легированные стали обеспечивают повышенную прочность сердцевины и этим предохраняют продавливание хрупкого поверхностного слоя при перегрузках. Глубина цементации около 0,1 ...0,15 от толщины зуба, но не более 1,5...2 мм. При цементации хорошо сочетаются весьма высокие контактная и изгибная прочности. Ее применяют в изделиях, где масса и габариты имеют решающее значение (транспорт, авиация и т. п.).

Нитроцементация - насыщение углеродом в газовой среде. При этом по сравнению с цементацией сокращаются длительность и стоимость процесса,- упрочняется тонкий поверхностный слой (0,3...0,8 мм) до 60...63 HRC, коробление уменьшается, что позволяет избавиться от последующего шлифования. Нитроцементация удобна в массовом производстве и получила широкое применение в редукторах общего назначения, в автомобилестроении и других отраслях - материалы 25ХГМ, 25ХГТ и др.

Азотирование (насыщение поверхностного слоя азотом) обеспечивает не меньшую твердость, чем при цементации.

Основные элементы зубчатой передачи. Термины, определения и обозначения

Одноступенчатая зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес - ведущего и ведомого. Меньшее по числу зубьев из пары колес называют шестерней, а большее колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни (ведущего колеса) приписывают при обозначении нечетные индексы (1, 3, 5 и т. д.), а параметрам ведомого колеса - четные (2, 4, 6 и т. д.).

Зубчатое зацепление характеризуется следующими основными параметрами:

da - диаметр вершин зубьев; dr - диаметр впадин зубьев;

da - начальный диаметр; d - делительный диаметр;

рt - окружной шаг; h - высота зуба;

ha - высота ножки зуба; с - радиальный зазор;

b - ширина венца (длина зуба); еt - окружная ширина впадины зуба;

st - окружная толщина зуба; аw - межосевое расстояние;

а - делительное межосевое расстояние; Z - число зубьев.

Делительная окружность - окружность, по которой обкатывается инструмент при нарезании. Делительная окружность связана с колесом и делит зуб на головку и ножку.

Лекция 12. Назначение. Классификация. Зубчатые передачи.

Раздел 6 Механические передачи.

Контрольные вопросы

1. Где применяют подшипники? Что представляет собой подшипник скольже­ния? Какие подшипники скольжения (по конструкции) вы знаете?

2. Какой материал используют для изготовления подшипников скольжения? На­зовите режимы трения при работе подшипников скольжения.

3. Как рассчитывают подшипники скольжения?

4. Как устроен подшипник качения? Какие существуют разновидности

подшипников качения?

5. Какие вы знаете типы подшипников качения?

6. Как обозначают подшипники качения?

7. Как проводится расчет подшипников качения?

Большинство современных машин и установок состоят из неподвижной части – статора и подвижной – ротора. Чтобы подвижной части машины или аппарата (шпиндель, вал с мешалкой и т.д.) передать энергию и движение, необходимы специальные устройства, в качестве которых применяют двигатели и передачи, образующие привод. Функция передачи движения в большинстве случаев совмещается с преобразованием его параметров и соответствующим изменением действующих усилий, моментов, а иногда и с преобразованием самого вида движения (вращательного в поступательное или др.). Передачи являются важным элементом приводов машин. Наибольшее распространение получили механические передачи. Они используются преимущественно для передачи наиболее распространенного в машинах вращательного движения и реже – для преобразования вращательного движения в поступательное или наоборот.

Механические передачи различаются по принципу действия: на фрикционные , действующие за счет сил трения, создаваемых между элементами передачи (ременные, фрикционные) и передачи зацеплением (зубчатые, червячные, винтовые).

По характеру изменения скорости передачи бывают: понижающие (редукторы) и повышающие (мультипликаторы), соответственно уменьшающие или увеличивающие скорость вращения ведомого (выходного) вала по сравнению со скоростью ведущего (входного) вала передачи. При этом в зависимости от назначения и устройства передачи отношение угловых скоростей может быть постоянным или переменным (регулируемым). В последнем случае возможно ступенчатое или бесступенчатое регулирование в определенных пределах.

По взаимному расположению валов в пространстве передача движения осуществляется между параллельными, пересекающимися или перекрещивающимися валами.

По конструктивному оформлению передачи бывают – открытые, не имеющие общего, закрывающего их корпуса и закрытые, заключенные в общий корпус.

Основными кинематическими характеристиками передач вращения являются угловые скорости , или числа оборотов в единицу времени, совместно работающих валов и их отношение, именуемое передаточным отношением

Энергетическими характеристиками механических передач являются передаваемая мощность P кВт и коэффициент полезного действия (к.п.д.) h – отношение мощности сил полезных сопротивлений к мощности движущих сил

Так как мощность и момент на любом валу связаны зависимостями

кВт или кГм,

запишем соотношения между моментами на ведущем Т 1 и ведомом Т 2 валах

Для многоступенчатых передач, составленных из нескольких одноступенчатых, справедливы зависимости

; .

Механические передачи обладают многими достоинствами, обеспечивающими их широкое использование в современном машиностроении. Они компактны, отличаются высокой надежностью в эксплуатации, позволяют относительно просто осуществлять необходимые преобразования параметров и видов движения, имеют высокий к.п.д.

Зубчатые передачи. Зубчатые передачи являются разновидностью механических передач, работающих на принципе зацепления. Их применяют для передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.

Передача вращательного движения между параллельными валами осуществляется цилиндрическими колесами с прямыми (рис.6.1а ), косыми (рис.6.1б ) и шевронными (рис.6.1в ) зубьями. Различают передачи внешнего (рис.6.1а-в ) и внутреннего зацепления (рис.6.1г ).

Преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот осуществляется цилиндрическим колесом и рейкой (рис.6.1д ). Передачи между валами с пересекающимися осями осуществляются коническими колесами с прямыми (рис.6.1е )., круговыми (рис.6.1ж ). и тангенциальными (рис.6.1з ) зубьями.

Между перекрещивающимися валами вращение передается с помощью зубчато – винтовых передач.

Зубчатые передачи составляют наиболее распространенную группу передач благодаря таким достоинствам, как малые габариты, высокий к.п.д., постоянство передаточного отношения, возможность применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений, надежность в работе.

Геометрия и кинематика эвольвентного зацепления . Зубчатые передачи в преобладающем большинстве изготавливают с эвольвентным профилем зубьев. Это объясняется тем, что эвольвентное зацепление имеет ряд существенных достоинств: простое изготовление и постоянство передаточного отношения, малые скорости скольжения и долговечность колес.

Эвольвентой (рис.6.2) называют кривую, описываемую точкой С прямой АВ , перекатывающейся без скольжения по окружности диаметра d b , которую называют основной окружностью.

Для таких передач общая нормаль NN к взаимодействующим профилям (рис.6.3), в любой момент движения сопряженных зубьев должна проходить через точку П – полюс зацепления, лежащий на линиицентров и делящий межосевое расстояние на отрезки, обратно пропорциональные передаточному отношению , где d ω2 и d ω1 – диаметры воображаемых окружностей, касающихся друг друга в полюсе зацепления П и перекатывающихся при вращении одна по другой без скольжения. Эти окружности называются начальными окружностями. Прямая NN называется линией зацепления , т.к. она является траекторией точек контакта сопряженных зубьев при вращении колес. Угол α ω между линией зацепления и прямой, перпендикулярной межосевой линии О 1 О 2 называется углом зацепления.

Вершины и впадины зубьев очерчиваются соответственно окружностями выступов с диаметрами, и впадин – , .

В качестве исходного контура для эвольвентного зацепления принят контур, расположенный на прямой – рейка (рис.6.4). Линия а-а, на которой толщина зуба равна ширине впадины, называется средней линией рейки.

Расстояние р между соответственными точками профилей соседних зубьев, измеренное вдоль средней линии, называется шагом зацепления , а отношение – модулем зацепления.

Применительно к зубчатому колесу окружность, на которой шаг равен шагу исходного контура р , называется делительной окружностью d. Очевидно, что, где z – число зубьев колеса. Откуда. Соответственно, окружной модуль представляет собой частное от деления диаметра делительной окружности на число зубьев колеса. Часть зуба, расположенная между окружностями выступов и делительной, называется головкой зуба h a , а между окружностью впадин и делительной – ножкой зуба h f .

Цилиндр, диаметр которого равен диаметру делительной окружности, называется делительным цилиндром. Кратчайшее расстояние по делительному цилиндру между одноименными профильными поверхностями двух смежных зубьев называется нормальным шагом р n (рис.6.5). Справедлива зависимость, где b – угол наклона линии зуба. Нормальный модуль вычисляется по формуле. Для прямозубых передач (b = 0) окружные и нормальные шаги и модули соответственно совпадают. Величины модулей определяются стандартом. Для косозубых цилиндрических колес стандартными являются нормальные модули.

Для цилиндрических зубчатых передачдолжны выполняться следующие соотношения:

Межосевое расстояние

Силы, действующие в цилиндрических передачах (рис.6.6). Нормальную силу F n , давления одного зуба на другой, возникающую при работе сопряженных зубьев можно разложить на и, а, в свою очередь, на и.

В результате имеем

,

где F t – окружная сила, Т – вращающий момент, d – делительный диаметр.

Из схемы сил

,

где F r – радиальная, а F a – осевая силы, – угол зацепления, – угол наклона линии зуба.

Нормальная к поверхности зуба сила .

Расчет зубьев цилиндрических передач и расчет на контактную прочность в большинстве случаев является основой для определения габаритных размеров передачи. Исходной зависимостью для расчета контактных напряжений (рис.6.7), возникающих на рабочих поверхностях зубьев служит формула Герца-Беляева

,

где Z Е – коэффициент, учитывающий механические свойства контактирующих материалов; q – нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии; – приведенный радиус кривизны контактирующих поверхностей, R 1 и R 2 – радиусы кривизны профилей контактирующих зубьев.

Подставляя в эту формулу параметры и характеристики цилиндрических зубчатых передач с эвольвентным профилем зубьев, после ряда преобразований получим формулу для расчета контактной прочности рабочих поверхностей зубьев

,

где Z Е – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов шестерни и колеса; Z e – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Z Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; К Н – к оэффициент нагрузки (учитывает динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба и между зубьями); F t – окружная сила на делительном диаметре d 1 ; b – ширина венца колеса; u – передаточное число.

Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, или колесо и рейка с зубьями, образующими с неподвижным звеном (корпусом) вращательную или поступательную пару.

Зубчатая передача служит для передачи вращательного движения с одного вала на другой и изменения частоты вращения посредством зубчатых колес и реек.

Зубчатое колесо, сидящее на передающем вращение валу, называется веду­щим , а на получающем вращение - ведомым .

Меньшее из двух колес со­пряженной пары называют шестерней ; большее - колесом ;

термин «зубчатое колесо » является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса – 2.

Основными преимуществами зубчатых передач являются:

Постоянство передаточного числа (отсутствие проскальзывания);

Компактность по сравнению с фрикционными и ременными передачами;

Высокий КПД (до 0,97…0,98 в одной ступени);

Большая долговечность и надежность в работе (например, для редукторов общего применения установлен ресурс ~ 30 000 ч);

Возможность применения в широком диапазоне скоростей (до 150 м/с), мощностей (до десятков тысяч кВт).

Недостатки:

Шум при высоких скоростях;

Невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа;

Необходимость высокой точности изготовления и монтажа;

Незащищенность от перегрузок;

Наличие вибраций, которые возникают в результате неточного изготовления и неточной сборки передач.

5.4. Классификация зубчатых передач

По расположению осей валов различают передачи с параллельными (рис. 2.1, а – в, з), с пересекающимися (рис. 2.1, г, д) и перекрещивающимися (рис. 2.1, е, ж) геометрическими осями.

По форме могут быть цилиндрические (рис. 2.1, а – в, з), конические (рис. 2.1, г, д, ж), эллиптические, фигурные зубчатые колеса и колеса с неполным числом зубьев (секторные).

По форме профилей зубьев различают эвольвентные и круговые передачи, а по форме и расположению зубьев – прямые (рис. 2.1, а, г, е, з), косые (рис. 2.1, б), шевронные (рис. 2.1, в) и круговые (рис. 2.1, д, ж).

В зависимости от относительного расположения зубчатых колес передачи могут быть с внешним (рис. 2.1, а) или внутренним (рис. 2.1, з) их зацеплением. Для преобразования вращательного движения в возвратно поступательное и наоборот служит реечная передача (рис. 2.1, е).

Зубчатые передачи эвольвентного профиля широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Они применяются в исключительно широком диапазоне условий работы. Мощности, передаваемые зубчатыми передачами, изменяются от ничтожно малых (приборы, часовые механизмы) до многих тысяч кВт (редукторы авиационных двигателей). Наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные. Конические, винтовые и червячные передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

Эвольвента окружности и ее свойства.

Эволютой называется геометрическое место центров кривизны данной кривой. Данная кривая по отношению к эволюте называется эвольвентой. Согласно определению нормаль к эвольвенте (на которой лежит центр кривизны) является касательной к эволюте. Эвольвенты окружности описываются точками производящей прямой при ее перекатывании по окружности, которую называют основной.

Свойства эвольвенты окружности:

Форма эвольвенты окружности определяется только радиусом основной окружности r b . При эвольвента переходит в прямую линию.

Производящая прямая является нормалью к эвольвенте в рассматриваемой произвольной точке M y . Отрезок нормали в произвольной точке эвольвенты l MyN =  равен радиусу ее кривизны и является касательной к основной окружности.

Эвольвента имеет две ветви и точку возврата М 0 , лежащую на основной окружности. Эвольвента не имеет точек внутри основной окружности.

Точки связанные с производящей прямой но не лежащие на ней при перекатывании описывают: точки расположенные выше производящей прямой W - укороченные эвольвенты, точки, расположенные ниже производящей прямой L - удлиненные эвольвенты.

Если производящая прямая задана параметрическими уравнениями х = x (t ), y = y (t ), то параметрические уравнения её эволюты будут следующие:

Эвольвентное зацепление и его свойства.

В зубчатой передаче контактирующие элементы двух профилей выполняются по эвольвентам окружности и образуют, так называемое эвольвентное зацепление. Это зацепление обладает рядом полезных свойств, которые и определяют широкое распространение эвольвентных зубчатых передач в современном машиностроении. Рассмотрим эти свойства.

Свойство 1. Передаточное отношение эвольвентного зацепления определяется только отношением радиусов основных окружностей и является величиной постоянной.

Свойство 2. При изменении межосевого расстояния в эвольвентном зацеплении его передаточное отношение не изменяется.

Свойство 3. При изменении межосевого расстояния в эаольвентном зацеплении величина произведения межосевого расстояния на косинус угла зацепления не изменяется.

Свойство 4. За пределами отрезка линии зацепления N 1 N 2 рассматриваемые ветви эвольвент не имеют общей нормали, т. е. профили выполненные по этим кривым будут не касаться, а пересекаться. Это явление называется интерференцией эвольвент или заклиниванием.

Классификация зубчатых передач приведена на рис 2.2.

Классификация по взаимному расположению осей колес: с па­раллельными осями (цилиндрическая передача - рис. 172, I-IV); с пере­секающимися осями (коническая передача - рис. 172, V, VI); со скрещива­ющимися осями (винтовая передача - рис. 172, VII; червячная передача - рис. 172, VIII).

Рис 2. Классификация зубчатых передач

В зависимости от относительного вращения колес и расположения зубьев различают передачи с внеш­ним и внутренним зацеплением. В первом случае (рис. 2, I-III) враще­ние колес происходит в противоположных направлениях, во втором (рис. 2, IV) - в одном направлении. Реечная передача (рис. 2, IX) служит для преобразования вращательного движения в поступательное.

По форме профиля различают зубья эвольвентные (рис. 2, I, II) и неэвольвентные, например цилиндрическая передача Новикова, зу­бья колес которой очерчены дугами окружности.

В зависимости от расположения теоретичес­кой линии зуба различают колеса с прямыми зубьями (рис. 2, I), косыми (рис. 2, II), шевронными (рис.2, III) и винтовыми (рис. 2, IV). В непрямозубых передачах возрастает плавность работы, уменьшается износ и шум. Благодаря этому непрямозубые передачи большей частью применяют в установках, требующих высоких окружных скоростей и пере­дачи больших мощностей.

По конструктивному оформлению различают закры­тые передачи, размещенные в специальном непроницаемом корпусе и обес­печенные постоянной смазкой из масляной ванны, и открытые, работаю­щие без смазки или периодически смазываемые консистентными смазками (рис. 174).

По величине окруж­ной скорости различают: тихо­ходные передачи (v равной до 3 м/с), среднескоростные (v равной от 3... 15 м/с) и быстроходные (v более 15 м/с)

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

П л а н л е к ц и и

1. Общие сведения.

2. Классификация зубчатых передач.

3. Геометрические параметры зубчатых колес.

4. Точность преобразования параметров.

5. Динамические соотношения в зубчатых зацеплениях.

6. Конструкция колес. Материалы и допускаемые напряжения.

1. Общие сведения

Зубчатая передача – это механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов. Зубчатая передача состоит из колес с зубьями, которые сцепляются между собой, образуя ряд последовательно работающих кулачковых механизмов.

Зубчатые передачи применяют для преобразования и передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися или перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.

Достоинства зубчатых передач:

1. Постоянство передаточного отношения i .

2. Надежность и долговечность работы.

3. Компактность.

4. Большой диапазон передаваемых скоростей.

5. Небольшое давление на валы.

6. Высокий КПД.

7. Простота обслуживания.

Недостатки зубчатых передач:

1. Необходимость высокой точности изготовления и монтажа.

2. Шум при работе со значительными скоростями.

3. Невозможность бесступенчатого регулирования передаточного отно-

шения i .

2. Классификация зубчатых передач

Зубчатые передачи, применяемые в механических системах, разнообразны. Они используются как для понижения, так и для повышения угловой скорости.

Классификация конструкций зубчатых преобразователей группирует передачи по трем признакам:

1. По виду зацепления зубьев . В технических устройствах применяются передачи с внешним (рис. 5.1, а ), с внутренним (рис. 5.1, б ) и с реечным (рис. 5.1, в ) зацеплением.

Передачи с внешним зацеплением применяются для преобразования вращательного движения с изменением направления движения. Передаточное отношение колеблется в пределах –0,1 i –10. Внутреннее зацепление применяется в том случае, если требуется преобразовывать вращательное движение с сохранением направления. По сравнению с внешним зацеплением передача имеет меньшие габаритные размеры, бóльший коэффициент перекрытия и повышенную прочность, но более cложна в изготовлении. Реечное зацепление применяется при преобразовании вращательного движения в поступательное и обратно.

2 . По взаимному расположению осей валов различают передачи цилиндрическими колесами с параллельными осями валов (рис. 5.1, а), коническими колесами с пересекающимися осями (рис. 5.2), колесами со скрещивающимися осями (рис. 5.3). Передачи c коническими колесами обладают меньшим передаточным отношением (1/6 i 6), более сложны в изготовлении и эксплуатации, имеют дополнительные осевые нагрузки. Винтовые колеса работают с повышенным скольжением, быстрее изнашиваются, имеют малую нагрузочную способность. Эти передачи могут обеспечивать различные передаточные отношения при одинаковых диаметрах колес.

3 . По расположению зубьев относительно образующей обода колеса

различают передачи прямозубые (рис. 5.4, а ), косозубые (рис. 5.4, б ), шевронные (рис. 5.5) и с круговыми зубьями.

	Косозубые передачи имеют боль-
	шую плавность зацепления, меньше
		технологически		равноценны
	прямозубым, но в передаче возникают
	дополнительные			нагрузки.
	Сдвоенная косозубая со			встречными
	наклонами зубьев (шевронная) переда-
	ча имеет все преимущества косозубой
	и уравновешенные осевые силы. Но
	передача несколько сложнее в изготов-
	лении и монтаже. Криволинейные
	зубья чаще всего применяются в кони-
		передачах		повышения
	нагрузочной способности,			плавности
	работы при высоких скоростях.

3. Геометрические параметры зубчатых колес

К основным геометрическим параметрам зубчатых колес (рис. 5.6) относятся: шаг зуба Р t , модуль m (m = P t /), число зубьев Z , диаметр d делительной окружности, высота h a делительной головки зуба, высота h f делительной ножки зуба, диаметры d a и d f окружностей вершин и впадин, ширина зубчатого венца b .

df 1		db 1
dw 1 (d1 )
da 1
df 2		dw 2 (d2 )		da 2
db 2

Диаметр делительной окружности d = mZ . Делительной окружностью зуб колеса делится на делительную головку и делительную ножку, соотношение размеров которых определяется относительным положением заготовки колеса и инструмента в процессе нарезания зубьев.

При нулевом смещении исходного контура высота делительной головки и ножки зуба колеса соответствует таковым у исходного контура, т. е.

ha = h a * m; hf = (h a * + c* ) m,

где h a * – коэффициент высоты головки зуба; c * – коэффициент радиального

Для колес с внешними зубьями диаметр окружности вершин

da = d + 2 ha = (Z + 2 h a * ) m.

Диаметр окружности впадин

df = d – 2 hf = (Z – 2 h a * – 2 c* ) m.

При m ≥ 1 мм h a * = 1, c * = 0,25, d a = (Z – 2,5)m .

Для колес с внутренними зубьями диаметры окружностей вершин и впадин следующие:

da = d – 2 ha = (Z – 2 h a * ) m;

df = d + 2 hf = (Z + 2 h a * + 2 c* ) m.

Для колес, нарезанных со смещением, диаметры вершин и впадин определяются с учетом величины коэффициента смещения по более сложным зависимостям.

Если два колеса, нарезанные без смещения, ввести в зацепление, то их делительные окружности будут касаться, т. е. совпадут с начальными окружностями. Угол зацепления при этом будет равен углу профиля исходного контура, т. е. начальные ножки и головки совпадут с делительными ножками и головками. Межосевое расстояние будет равняться делительному межосевому расстоянию, определяемому через диаметры делительных окружностей:

aw = a = (d1 + d2 )/2 = m(Z1 + Z2 )/2.

Для колес, нарезанных со смещением, имеется различие для начальных и делительных диаметров, т. е.

d w 1 ≠ d 1 ; d w 2 ≠ d 2 ; a w ≠ a ; αw = α.

4. Точность преобразования параметров

В процессе эксплуатации зубчатой передачи теоретически постоянное передаточное отношение претерпевает непрерывные изменения. Эти изменения вызываются неизбежными погрешностями изготовления размеров и формы зубьев. Проблема изготовления зубчатых зацеплений с малой чувствительностью к погрешностям решается в двух направлениях:

а) применение специальных видов профилей (например, часовое зацепление);

б) ограничение погрешностей изготовления.

В отличие от таких простых деталей, как валы и втулки, зубчатые колеса являются сложными деталями, и погрешности выполнения их отдельных элементов не только сказываются на сопряжении двух отдельных зубьев, но и оказывают влияние на динамические и прочностные характеристики зубчатой передачи в целом, а также на точность передачи и преобразования вращательного движения.

Погрешности зубчатых колес и передач в зависимости от их влияния на эксплуатационные показатели передачи можно разделить на четыре группы:

1) погрешности, влияющие на кинематическую точность, т. е. точность передачи и преобразования вращательного движения;

2) погрешности, влияющие на плавность работы зубчатой передачи;

3) погрешности пятна контакта зубьев;

4) погрешности, приводящие к изменению бокового зазора и влияющие на мертвый ход передачи.

В каждой из этих групп могут быть выделены комплексные погрешности, наиболее полно характеризующие данную группу, и поэлементные, частично характеризующие эксплуатационные показатели передачи.

Такое разделение погрешностей на группы положено в основу стандартов на допуски и отклонения зубчатых передач: ГОСТ 1643–81 и ГОСТ 9178–81.

Для оценки кинематической точности передачи, плавности вращения, характеристики контакта зубьев и мертвого хода в рассматриваемых стандартах установлено 12 степеней точности изготовления зубчатых колес

и передач. Степени точности в порядке убывания обозначаются числами 1–12. Степени точности 1 и 2 по ГОСТ 1643–81 для m > 1 мм и по ГОСТ 9178–81 для 0,1 < m < 1 являются перспективными, и для них в стандартах численные значения допусков нормируемых параметров не приводятся. Стандартом устанавливаются нормы кинематической точности, плавности, пятна контакта и бокового зазора, выраженные в допустимых погрешностях.

Допускается использование зубчатых колес и передач, группы погрешностей которых могут принадлежать к различным степеням точности. Однако ряд погрешностей, принадлежащих к различным группам по своему влиянию на точность передачи, взаимосвязаны, поэтому устанавливаются ограничения на комбинирование норм точности. Так, нормы плавности могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности, а нормы контакта зубьев можно назначать по любым степеням, более точным, чем нормы плавности. Комбинирование норм точности позволяет проектировщику создавать наиболее экономичные передачи, выбирая при этом такие степени точности на отдельные показа-

тели, которые отвечают эксплуатационным требованиям, предъявляемым к данной передаче, не завышая затрат на изготовление передачи. Выбор степеней точности зависит от назначения, области применения колес и окружной скорости вращения зубьев.

Рассмотрим более подробно погрешности зубчатых колес и передач, влияющие на их качество.

5. Динамические соотношения в зубчатых зацеплениях

Зубчатые передачи преобразуют не только параметры движения, но и параметры нагрузки. В процессе преобразования механической энергии часть мощности P тр , подводимой к входу преобразователя, расходуется на преодоление трения качения и скольжения в кинематических парах зубчатых колес. В результате мощность на выходе уменьшается. Для оценки потери

мощности используется понятие коэффициента полезного действия (КПД), определяемого как отношение мощности на выходе преобразователя к мощности, подводимой к его входу, т. е.

η = P вых /P вх .

Если зубчатая передача преобразует вращательное движение, то соответственно мощности на входе и выходе можно определить как

Обозначим ωвых /ωвх через i , а величину T вых /T вх через i м , которое назовем передаточным отношением моментов. Тогда выражение (5.3) примет вид

η = i м .

Величина η колеблется в пределах 0,94–0,96 и зависит от типа передачи и передаваемой нагрузки.

Для зубчатой цилиндрической передачи КПД можно определить из зависимости

η = 1 – cf π(1/Z 1 + 1/Z 2 ),

где с – поправочный коэффициент, учитывающий уменьшение КПД с уменьшением передаваемой мощности;

	20Т вых 292mZ 2
	20Т вых 17,4mZ 2

где Т вых – момент на выходе, H мм; f – коэффициент трения между зубьями. Для определения действительных усилий на зубья передачи рассмот-

рим процесс преобразования нагрузки (рис. 5.7). Пусть движущий входной момент T 1 приложен к ведущему зубчатому колесу 1 с диаметром начальной окружности d w l , а момент сопротивления T 2 ведомого колеса 2 направлен в сторону, противоположную вращению колеса. В эвольвентном зубчатом зацеплении точка контакта находится всегда на линии, являющейся общей нормалью к соприкасаемым профилям. Следовательно, сила давления зуба F ведущего колеса на зуб ведомого будет направлена по нормали. Перенесем силу по линии действия в полюс зацепления P и разложим ее на две составляющие.

Ft ’

Ft ’

Касательная составляющая F t называется

окружной силой. Она

совершает полезную работу, преодолевая момент сопротивления T и приводя в движение колеса. Ее величину можно вычислить по формуле

F t = 2T /d w .

Составляющая по вертикали называется радиальной силой и обозначается F r . Эта сила работы не совершает, она только создает дополнительную нагрузку на валы и опоры передачи.

При определении величины обеих сил можно пренебречь силами трения между зубьями. В этом случае между полным усилием давления зубьев и его составляющими существуют следующие зависимости:

F n = F t /(cos α cos);

F r = F t tg α/ cos ,

где α – угол зацепления.

Зацепление цилиндрических прямозубых колес имеет ряд существенных динамических недостатков: ограниченные значения коэффициента перекрытия, значительный шум и удары при высоких скоростях. Для уменьшения габаритов передачи и уменьшения плавности работы часто прямозубое зацепление заменяют косозубым, боковые профили зубьев которого представляют собой эвольвентные винтовые поверхности.

В косозубых передачах полное усилие F направлено перпендикулярно зубу. Разложим эту силу на две составляющие: F t – окружное усилие колеса и F a – осевая сила, направленная вдоль геометрической оси колеса;

F a = F t tg β,

где – угол наклона зуба.

Таким образом, в косозубом зацеплении в отличие от прямозубого действуют три взаимно перпендикулярные силы F a , F r , F t , из которых только F t совершает полезную работу.

6. Конструкция колес. Материалы и допускаемые напряжения

Конструкция колес. При изучении принципов конструирования зубчатых передач основной целью является усвоение методики определения формы и основных параметров колес по условиям работоспособности и эксплуатации. Достижение указанной цели возможно при решении следующих задач:

а) выбор оптимальных материалов колес и определение допускаемых механических характеристик;

б) расчет размеров колес по условиям контактной и изгибной прочности;

в) разработка конструкции зубчатых колес.

Зубчатые передачи являются типовыми преобразователями, для которых разработано достаточно много обоснованных конструктивных оптимальных вариантов. Обобщающая схема конструкции зубчатого колеса может быть представлена как сочетание трех основных конструктивных элементов: зубчатого венца, ступицы и центрального диска (рис. 5.9). Форму и размеры зубчатого колеса определяют в зависимости от числа зубьев, модуля, диаметра вала, а также от материала и технологии изготовления колес.

На рис. 5.8 показаны примеры конструкций зубчатых колес механизмов. Размеры колес рекомендуется брать в соответствии с указаниями ГОСТ 13733–77.

Зубчатой передачей называется меха­низм, служащий для передачи вращательного движения с одного вала на другой и изменения частоты вращения посредством зубчатых колес и реек.

Зубчатое колесо, сидящее на передающем вращение валу, называется веду­щим, а на получающем вращение - ведомым. Меньшее из двух колес со­пряженной пары называют шестерней; большее - колесом; тер­мин «зубчатое колесо» относится к обеим деталям передачи.

Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид передач в современном машиностроении. Они очень надежны в работе, обеспечивают постоянство передаточного числа, компактны, имеют высо­кий КПД, просты в эксплуатации, долговечны и могут передавать любую мощность (до 36 тыс. кВт).

К недостаткам зубчатых передач следует отнести: необходимость высо­кой точности изготовления и монтажа, шум при работе со значительными скоростями, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

В связи с разнообразием условий эксплуатации формы элементов зубча­тых зацеплений и конструкции передач весьма разнообразны.

Зубчатые передачи классифицируются по признакам, приведенным ниже.

1. По взаимному расположению осей колес : с па­раллельными осями (цилиндрическая передача - рис. 172, I-IV); с пере­секающимися осями (коническая передача - рис. 172, V, VI); со скрещива­ющимися осями (винтовая передача - рис. 172, VII; червячная передача - рис. 172, VIII).
2. В зависимости от относительного вращения колес и расположения зубьев различают передачи с внеш­ним и внутренним зацеплением. В первом случае (рис. 172, I-III) враще­ние колес происходит в противоположных направлениях, во втором (рис. 172, IV) - в одном направлении. Реечная передача (рис. 172, IX) служит для преобразования вращательного движения в поступательное.
3. По форме профиля различают зубья эвольвентные (рис. 172, I, II) и неэвольвентные, например цилиндрическая передача Новикова, зу­бья колес которой очерчены дугами окружности.
4. В зависимости от расположения теоретичес­кой линии зуба различают колеса с прямыми зубьями (рис. 173, I), косыми (рис. 173, II), шевронными (рис. 173, III) и винтовыми (рис. 173, IV). В непрямозубых передачах возрастает плавность работы, уменьшается износ и шум. Благодаря этому непрямозубые передачи большей частью применяют в установках, требующих высоких окружных скоростей и пере­дачи больших мощностей.
5. По конструктивному оформлению различают закры­тые передачи, размещенные в специальном непроницаемом корпусе и обес­печенные постоянной смазкой из масляной ванны, и открытые, работаю­щие без смазки или периодически смазываемые консистентными смазками (рис. 174).
6. По величине окруж­ной скорости различают: тихо­ходные передачи (v равной до 3 м/с), среднескоростные (v равной от 3... 15 м/с) и быстроходные (v более 15 м/с).

Рис. 172

Рис. 173

Рис. 174

Основы теории зацепления

Боковые грани зубьев, соприкасаю­щиеся друг с другом во время враще­ния колес, имеют специальную кри­волинейную форму, называемую про­филем зуба. Наиболее распространен­ным в машиностроении является эвольвентный профиль (рис. 175).

Рис. 175

Придание профилям зубьев зубча­тых зацеплений таких очертаний не является случайностью. Чтобы зубья двух колес, находящихся в зацепле­нии, могли плавно перекатываться один по другому, необходимо было вы­брать такой профиль для зубьев, при котором не происходило бы перекосов и защемления головки одного зуба во впадине другого.

На рис. 176 изображена пара зубчатых колес, находящихся в зацепле­нии. Линия, соединяющая центры колес О 1 и О 2 называется линией центров или межосевым расстоянием - a w .

Рис. 176

Точка Р касания начальных окружностей d W 1 и d W 2 - полюс - все­гда лежит на линии центров. Начальными называются окружнос­ти, касающиеся друг друга в полюсе зацепления, имеющие общие с зуб­чатыми колесами центры и перекатывающиеся одна по другой без сколь­жения.

Если проследить за движением пары зубьев двух колес с момен­та, когда они впервые коснутся друг друга до момента, когда они выйдут из зацепления, то ока­жется, что все точки касания их в процессе движения будут лежать на одной прямой NN. Прямая NN, проходящая через полюс за­цепление Р и касательная к ос­новным* окружностям db 1 , db 2 , двух сопряженных колес, назы­вается линией зацепле­ния . Отрезок g a линии зацепле­ния, отсекаемый окружностями выступов сопряженных колес, - активная часть линии зацепле­ния, определяющая начало и ко­нец зацепления пары сопряжен­ных зубьев.

Линия зацепления представ­ляет собой линию давления со­пряженных профилей зубьев в процессе эксплуатации зубча­той передачи.

Угол? w между линией зацеп­ления и перпендикуляром к ли­нии центров O 1 О 2 называется углом зацепления. В основу профилирования эвольвентных зубьев и инструмента для их на­резания положен стандартный по ГОСТ 13755-81 исходный контур так называемой рейки, равный 20°.

Во время работы цилиндри­ческой прямозубой передачи сила давления Р n ведущей шес­терни O 1 в начале зацепления передается ножкой зуба на со­пряженную боковую поверх­ность (контактную линию) головки ведомого колеса О 2 . Чем больше пара зубьев одновременно находится в зацеплении, тем более плавно работает передача, тем меньшую нагрузку воспринимает на себя каждый зуб.

Стремление сделать зубчатую передачу более компактной вызывает не­обходимость применять зубчатые колеса с возможно меньшим числом зубь­ев. Изменение количества зубьев зубчатого колеса влияет на их форму (рис. 177). При увеличе­нии числа зубьев до бесконечно­сти колесо превращается в рейку и зуб приобретает пря­молинейное очертание. С умень­шением числа зубьев одновре­менно уменьшается толщина зу­ба у основания и вершины, а так­же увеличивается кривизна эвольвентного профиля, что приводит к уменьшению проч­ности зуба на изгиб. При умень­шении числа зубьев, когда z < z mim , происходит так называе­мое подрезание зубьев, то есть явление, когда зубья большого колеса при вращении заходят в область ножки меньшего колеса (см. заштрихованная площадь на рис. 177), тем самым ослабляя зуб в самом опасном сечении, увеличивая износ зубьев и снижая КПД передачи.

Рис. 177

На практике подрезку зубьев предотвращают прежде всего выбором со­ответствующего числа зубьев. Наименьшее число зубьев (z min), при кото­ром еще не происходит подрезание, рекомендуется выбирать от 35 до 40 при равном 15° и от 18 до 25 при? w равном 20°.

В отдельных случаях приходится выполнять передачу с числом зубьев меньшим, чем рекомендуется, при этом производят исправление, или, как говорят, корригирование формы зубьев. Один из таких способов заключает­ся в изменении высоты головки и ножки зуба до h a = 0,8m; h f = m. Этот спо­соб исключает подрезку, но увеличивает износ зубьев.

Теперь обратимся к изложению основной теоремы зацепления: общая нормаль (линия зацепления NN) к сопряженным профилям зубьев делит межосевое расстояние (? w = О 1 О 2) на отрезки (О 1 Р и 0 2 Р), обратно пропор­циональные угловым скоростям (w 1 и w 2). Если положение точки Р (полю­са зацепления) неизменно в любой момент зацепления, то передаточное от­ношение - отношение частоты вращения ведущего колеса к частоте враще­ния ведомого - будет постоянным.

0 2 Р / O 1 P = w 1 /w 2 = i = const.

4.3. Основные элементы зубчатых зацеплений. При изменении осевого расстояния? w = О 1 О 2 пары зубчатых колес будет меняться и положение по­люса зацепления Р на линии центров, а следовательно, и величина диаметров начальных окружностей, то есть у пары сопряженных зубчатых колес может быть бесчисленное множество начальных окружностей. Следует отметить, что понятие начальные окружности относится лишь к паре со­пряженных зубчатых колес. Для отдельно взятого зубчатого колеса нельзя говорить о начальной окружности.

Если заменить одно из колес зубчатой рейкой, то для каждого зубчатого колеса найдется только одна окружность, катящаяся по начальной прямой рейке без скольжения, - эта окружность называется делительной .

Примечание. В настоящей книге рассматриваются зубчатые передачи, у которых на­чальные и делительные окружности совпадают.

Так как у каждого зубчатого колеса имеется только одна делительная ок­ружность, то она и положена в основу определения основных параметров

зубчатой передачи по ГОСТ 16530- 83 и ГОСТ 16531-83 (рис. 178)

Рис. 178

Основные параметры зубчатых колес:

1. Делительными окружностя­ми пары зубчатых колес называ­ются соприкасающиеся окружно­сти, катящиеся одна по другой без скольжения. Эти окружности, на­ходясь в зацеплении (в передаче), являются сопряженными. На чер­тежах диаметр делительной ок­ружности обозначают буквой d.

2. Окружной шаг зубьев Р t - расстояние (мм) между одноимен­ными профильными поверхностя­ми соседних зубьев. Шаг зубьев, как нетрудно представить, равен делительной окружности, разде­ленной на число зубьев z.

3. Длина делительной окруж­ности. Модуль. Длину делитель­ной окружности можно выразить через диаметр и число зубьев: Пd = P t r. Отсюда диаметр делитель­ной окружности d = (Рt z)/П.

Отношение P t /П называется модулем зубчатого зацепления и обозначается буквой т. Тогда диаметр дели­тельной окружности можно выразить через модуль и число зубьев d = m z. Отсюда m = d/z.

Значение модулей для всех передач - вели­чина стандартизированная.

Для понимания зависимости между вели­чинами Р t т и d приведена схема на рис. 178, II, где условно показано размещение всех зубь­ев 2 колеса по диаметру ее делительной окруж­ности в виде зубчатой рейки.

4. Высота делительной головки зуба h a - расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью вершин зубьев.

5. Высота делительной ножки зуба h f - расстояние между делительной окружностью колеса и окружностью впадин.

6. Высота зуба h - расстояние между ок­ружностями вершин зубьев и впадин цилинд­рического зубчатого колеса h = h a + h f . .

7. Диаметр окружности вершин зубьев d a - диаметр окружности, ограничивающей вершины головок зубьев.

8. Диаметр окружности впадин зубьев d f - диаметр окружности, прохо­дящей через основания впадин зубьев.

При конструировании механизма конструктор рассчитывает величину модуля т для зубчатой передачи и, округлив, подбирает модуль по таблице стандартизированных величин. Затем он определяет величины остальных геометрических элементов зубчатого колеса.

Зубчатые передачи с зацеплением M.Л. Новикова

В этом зацепле­нии профиль зубьев выполняется не по эвольвенте, а по дуге окружности или по кривой, близкой к ней (рис. 179).

Рис. 179

При зацеплении выпуклые зубья одного из колес контактируют с вогнуты­ми зубьями другого. Поэтому площадь соприкосновения одного зуба с другим в передаче Новикова значительно больше, чем в эвольвентных передачах. Касание сопряженных профилей теоретически происходит в точке, поэтому данный вид зацепления называют точечным .

При одинаковых с эвольвентным зацеплением параметрах точечная систе­ма зацепления с круговым профилем зуба обеспечивает увеличение контакт­ной прочности, что в свою очередь позволяет повысить нагрузочную способ­ность передачи в 2...3 раза по сравнению с эвольвентной. Взаимодействие зу­бьев в сравниваемых передачах также различно: в эвольвентном зацеплении преобладает скольжение, а в зацеплении Новикова - качение. Это создает благоприятные условия для увеличения масляного слоя между зубьями, уменьшения потерь на трение и увеличения сопротивления заеданию.

К достоинствам зацепления Новикова относятся возможность примене­ния его во всех видах зубчатых передач: с параллельными, пересекающи­мися и скрещивающимися осями колес, с внешним и внутренним зацепле­нием, постоянным и переменным передаточным отношением. Потери на трение в этой системе зацепления примерно в 2 раза меньше потерь в эвольвентном зацеплении, что увеличивает КПД передачи.

К основным недостаткам передач с зацеплением Новикова относятся: технологическая трудоемкость изготовления колес, ширина колес должна быть не менее 6 модулей и др. В настоящее время передачи с зацеплением Новикова находят применение в редукторах больших размеров.

7. Основные геометрические параметры эвольвентных зубчатых колес.

8. Кинематические и силовые соотношения прямозубых эвольвентных зубчатых колес.

9. Виды напряжений, по которым проводится проектировочный и проверочный расчет зубчатых колес.

10. Общие сведения о косозубых цилиндрических зубчатых передачах.

11. Понятие об эквивалентном колесе и его параметры.

12. Силы, действующие в косозубой цилиндрической передаче.

13. Общие сведения о конических зубчатых передачах.

14. Ортогональные прямозубые конические зубчатые передачи.

15. Основные сведения о передаче Новикова.

16. Планетарные передачи.

17. Кинематика планетарных передач. Инематика.

18. Условия подбора чисел зубьев планетарных передач.

19. Основные сведения о волновых передачах.

20. Червячные передачи: общие сведения, достоинства и недостатки.

12.2. Достоинства и недостатки червячных передач

21. Кинематические и силовые соотношения архимедовых червячных передач.

22. Критерии работоспособности и особенности расчета червячных передач.

23. Выбор материалов червяков и червячных колес.

24. Охлаждение и смазка червячных редукторов.

25. Общие сведения о фрикционных передачах и вариаторах. Общие сведения

Классификация

Достоинства и недостатки

26. Основные сведения о передаче «винт-гайка» скольжения.

27. Шарико-винтовые передачи (швп).

28. Основные факторы, определяющие качество фрикционных передач.

29. Ременные передачи: общие сведения, классификация, виды ремней.

14.2. Классификация передач

14.3. Достоинства и недостатки ременных передач трением

30. Силы в ремнях ременных передачах.

31. Напряжения в ремнях ременных передачах.

32. Основные сведения о цепных передачах.

13.2. Достоинства и недостатки цепных передач

13.3 Типы цепей

33. Кинематика и динамика цепной передачи.

34. Критерии работоспособности и расчет цепной передачи.

36. Ориентировочный расчет валов и осей.

37. Проверочный расчет валов и осей.

38. Подшипники скольжения.

39. Режимы трения подшипников скольжения.

40. Расчет подшипников скольжения при полужидкостном трении.

41. Расчет подшипников скольжения при жидкостном трении.

42. Назначение и классификация подшипников качения.

43. Статическая грузоподъемность. Проверка подшипников качения по статической грузоподъемности. Проверка и подбор подшипников по статической грузоподъемности.

44. Динамическая грузоподъемность. Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности.

45. Назначение и классификация муфт.

46. Классификация соединений.

47. Основные сведения о резьбовых соединениях.

48. Классификация резьб.

49. Виды нагружений болтовых соединений.

1. Для соединений стальных и чугунных деталей, без упругих прокладок = 0,2 – 0,3.

2.Для соединений стальных и чугунных деталей с упругими прокладками (асбест, поронит, резина и др.) = 0,4 – 0,5.

3. В уточненных расчетах определяют значения д и б, а затем.

50. Основные понятия о заклепочном соединении.

51. Область применения, преимущества и недостатки сварных соединений.

52. Шпоночные и шлицевые соединения.

4. Основные виды механических передач.

Механической передачей называют устройство для передачи механического движения от двигателя к исполнительным органам машины. Может осуществляться с изменением значения и направления скорости движения, с преобразованием вида движения. Необходимость применения таких устройств обусловлена нецелесообразностью, а иногда и невозможностью непосредственного соединения рабочего органа машины с валом двигателя. Механизмы вращательного движения позволяют осуществить непрерывное и равномерное движение с наименьшими потерями энергии на преодоление трения и наименьшими инерционными нагрузками.

Механические передачи вращательного движения делятся:

По способу передачи движения от ведущего звена к ведомому на передачи трением (фрикционные, ременные) и зацеплением (цепные, зубчатые, червячные);

По соотношению скоростей ведущего и ведомого звеньев на замедляющие (редукторы) и ускоряющие (мультипликаторы);

По взаимному расположению осей ведущего и ведомого валов на передачи с параллельными , пресекающимися и перекрещивающимися осями валов.

Зубчатые передачи

Зубчатой передачей называется трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, или колесо и рейка с зубьями, образующими с неподвижным звеном (корпусом) вращательную или поступательную пару.

Зубчатая передача состоит из двух колес, посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней , с большим числом зубьев – колесом .

Планетарные передачи

Планетарными называются передачи, содержащие зубчатые колеса с перемещающимися осями. Передача состоит из центрального колеса с наружными зубьями, центрального колеса с внутренними зубьями , водила и сателлитов. Сателлиты вращаются вокруг своих осей и вместе с осью вокруг центрального колеса, т.е. совершают движение, подобное движению планет.

Червячные передачи

Червячная передача применяется для передачи вращения от одного вала к другому, когда оси валов перекрещиваются. Угол перекрещивания в большинстве случаев равен 90º. Наиболее распространенная червячная передача состоит из так называемого архимедова червяка , т.е. винта, имеющего трапецеидальную резьбу с углом профиля в осевом сечении, равным двойному углу зацепления (2α = 40), и червячного колеса .

Волновые механические передачи

Волновая передача основана на принципе преобразования параметров движения за счет волнового деформирования гибкого звена механизма.

Волновые зубчатые передачи являются разновидностью планетарных передач, у которых одно из колес гибкое.

Фрикционные передачи

Передачи, работа которых основана на использовании сил трения, возникающих между рабочими поверхностями двух прижатых друг к другу тел вращения, называют фрикционными передачами .

Ременные передачи

Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и охватывающего их ремня. Ремень надет на шкивы с определенным натяжением, обеспечивающим трение между ремнем и шкивами, достаточное для передачи мощности от ведущего шкива к ведомому.

В зависимости от формы поперечного сечения ремня различают: плоскоременную, клиноременную и круглоременную

Цепные передачи

Цепная передача состоит из двух колес с зубьями (звездочек) и охватывающей их цепи. Наиболее распространены передачи с втулочно-роликовой цепью и зубчатой цепью Цепные передачи применяются для передачи средних мощностей (не более 150 кВт) между параллельными валами в случаях, когда межосевые расстояния велики для зубчатых передач.

Передача винт-гайка

Передача винт-гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное. Широкое применение таких передач определяется тем, что при простой и компактной конструкции удается осуществить медленные и точные перемещения.

В авиастроении передача винт-гайка используется в механизмах управления самолетом: для перемещения взлетно-посадочных закрылков, для управления триммерами, поворотными стабилизаторами и др.

К преимуществам передачи относятся простота и компактность конструкции, большой выигрыш в силе, точность перемещений.

Недостатком передачи является большая потеря на трение и связанный с этим малый КПД.

Кулачковые механизмы

Кулачковые механизмы (рис. 2.26) по широте применения уступают только зубчатым передачам. Их используют в станках и прессах, двигателях внутреннего сгорания, машинах текстильной, пищевой и полиграфической промышленности. В этих машинах они выполняют функции подвода и отвода инструмента, подачи и зажима материала в станках, выталкивания, поворота, перемещения изделий и др.

Виды механических передач и передаточных миханизмов

Вращательное движение в машинах передается при помощи фрикционной, зубчатой, ременной, цепной и червячной передач. Будем условно называть пару, осуществляющую вращательное движение, колесами. Колесо, от которого передается вращение, принято называть ведущим, а колесо, получающее движение - ведомым.

Всякое вращательное движение можно измерить оборотами в минуту. Зная число оборотов в минуту ведущего колеса, мы можем определить число оборотов ведомого колеса. Число оборотов ведомого колеса зависит от соотношения диаметров соединенных колес. Если диаметры обоих колес будут одинаковы, то и колеса будут крутиться с одинаковой скоростью. Если диаметр ведомого колеса будет больше ведущего, то ведомое колесо станет крутиться медленнее, и наоборот, если его диаметр будет меньше, оно будет делать больше оборотов. Число оборотов ведомого колеса во столько раз меньше числа оборотов ведущего, во сколько раз его диаметр больше диаметра ведущего колеса.

Зависимость числа оборотов от диаметров колес.

В технике при конструировании машин часто приходится определять диаметры колес и число их оборотов. Эти расчеты можно делать на основе простых арифметических пропорций. Например, если мы условно обозначим диаметр ведущего колеса через Д 1 , диаметр ведомого через Д 2 , число оборотов ведущего колеса через n 1 , число оборотов ведомого колеса через n 2 , то все эти величины выражаются простым соотношением:

Д 2 /Д 1 = n 1 /n 2

Если нам известны три величины, то, подставив их в формулу, мы легко найдем четвертую, неизвестную величину.

В технике часто приходится употреблять выражения: "передаточное число " и "передаточное отношение ". Передаточным числом называют отношение числа оборотов ведущего колеса (вала) к числу оборотов ведомого, а передаточным отношением - отношение между числами оборотов колес независимо от того, какое из них ведущее. Математически передаточное число пишется так:

n 1 /n 2 = i или Д 2 /Д 1 = i

где i - передаточное число. Передаточное число - величина отвлеченная и размерности не имеет. Передаточное число может быть любым - как целым, так и дробным.

Фрикционная передача

При фрикционной передаче вращение от одного колеса к другому передается при помощи силы трения. Оба колеса прижимаются друг к другу с некоторой силой и вследствие возникающего между ними трения вращают одно другое. Недостаток фрикционной передачи: большая сила, давящая на колеса, вызывающая дополнительное трение, а следовательно, требующая и дополнительную силу для вращения. Кроме того, колеса при вращении, как бы они ни были прижаты друг к другу дают проскальзывание. Поэтому там, где требуется точное соотношение чисел оборотов колес, фрикционная передача себя не оправдывает.

Достоинства фрикционной передачи:
Простота изготовления тел качения;
Равномерность вращения и бесшумность работы;
Возможность бесступенчатого регулирования частоты вращения и включения/выключения передачи на ходу;
За счет возможностей проскальзывания передача обладает предохранительными свойствами.

Недостатки фрикционной передачи:
Проскальзывание, ведущее к непостоянству передаточного числа и потери энергии;
Необходимость обеспечения прижима.

Применение фрикционной передачи:
В машиностроении чаще всего применяют бесступенчатые фрикционные передачи для бесступенчатого регулирования скорости.

Фрикционные передачи:
а - лобовая передача, б - угловая передача, в - цилиндрическая передача.

В самодельных устройствах фрикционная передача может быть широко использована. Особенно приемлемы передачи цилиндрическая и лобовая. Колеса для передач можно делать деревянные. Для лучшего сцепления, рабочие поверхности колес следует "обшить" слоем мягкой резины толщиной в 2-3 мм. Резину можно или прибить мелкими гвоздиками, или приклеить клеем.

Зубчатая передача

В зубчатых передачах вращение от одного колеса к другому передается при помощи зубьев. Зубчатые колеса вращаются намного легче фрикционных. Объясняется это тем, что здесь нажима колеса на колесо совсем не требуется. Для правильного зацепления и легкой работы колес профиль зубца делают по определенной кривой, называемой эвольвентой.

v передавать вращательное движение;

v изменять число об/мин;

v увеличивать или уменьшать силу вращения;

v менять направление вращения.

В зависимости от формы колес и их взаимного расположения различают следующие виды зубчатых передач : цилиндрическая, коническая, червячная, реечная, планетарная.

Цилиндрическая передача состоит из двух или нескольких цилиндрических колес установленных на параллельных валах.

Рис. 215 Цилиндрическая передача

Коническая передача состоит из двух конических колес, находящихся на двух валах, оси которых пересекаются. Угол пересечения может быть любой, но обычно он равен 90º.

Рис. 216 Коническая передача

Червячная передача (зубчато-винтовая передача) - механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса. Червячная передача применяется для перекрещивающихся, но не пересекающихся валов. Червячная передача состоит из винта (червяка) и зубчатого колеса.

Рис. 217 Червячная передача

Червячная передача обладает рядом уникальных свойств. Во-первых, она может быть использована только в качестве ведущего зубчатого колеса, и никак не может быть ведомой шестерней. Это очень удобно для механизмов, которые нужны для поднятия и удержания груза без нагрузки на двигатель. Существует много возможных применений этого свойства червячной передачи, например, во многих видах подъемных кранов и погрузчиков, железнодорожных барьеров, разводных мостах, лебедках. Очень широко червячная передача LEGO используется в конструкции захвата для робота-манипулятора.

Во-вторых, характерной особенностью червячной передачи является то, что она имеет большое передаточное отношение. Поэтому червячные передачи используются как понижающее всякий раз, когда есть очень высокий крутящий момент.

Вывод: червячная передача имеет ряд преимуществ:

v Занимает мало места.

v Имеет свойство самоторможения.

v Во много раз снижает число об/мин.

v Увеличивает силу привода.

v Изменяет направление вращательного движения на 90°.

Реечная передача – механическая передача, преобразующая вращательное движение зубчатого колеса в поступательное движение рейки и наоборот. Рейку можно рассматривать как вытянутую в прямую линию окружность большого зубчатого колеса.

Следует отметить, что существует в наборах LEGO коронная шестерня и шестерни с внутренним зацеплением.

Коронная шестерня - это особый тип шестерен, их зубья находятся на боковой поверхности. Такая шестерня работает, как правило, в паре с прямозубой шестерней.

Рис. 220 Соединения короной шестерни и цилиндрических колес с 8 и 24 зубьями

Шестерни с внутренним зацеплением имеют зубья, нарезанные с внутренней стороны . При их использовании происходит одностороннее вращение ведущей и ведомой шестерен. В данной зубчатой передаче меньше затрат на трение, а значит выше коэффициент полезного действия*. Применяются зубчатые колеса с внутренним зацеплением в ограниченных по габаритам механизмах, в планетарных передачах, в приводе робота манипулятора.

Рис. 221 Шестерня с внутренним зацеплением

Особенность шестерни с внутренним зацеплением LEGO - наличие зубьев на внешней стороне , поэтому ее можно использовать в передачах как цилиндрическое колесо с 56 зубьями.

Рис. 222 Способы соединения колеса с внутренним зацеплением с цилиндрической шестерней, колесом с короной и «червяком»

Рис. 223 Способ соединения колеса с внутренним зацеплением с мотором

Планетарная передача

Планетарная передача (дифференциальная передача) - механическая система, состоящая из нескольких планетарных зубчатых колёс (шестерён), вращающихся вокруг центральной, солнечной, шестерни. Обычно планетарные шестерни фиксируются вместе с помощью водила. Планетарная передача может также включать дополнительную внешнюю кольцевую (коронную) шестерню, имеющую внутреннее зацепление с планетарными шестернями.

Такая передача нашла широкое применение, например, она используется в кухонной технике или автоматической коробке передач автомобиля.

Основными элементами планетарной передачи можно считать следующие:

v Солнечная шестерня: находится в центре;

v Водило: жёстко фиксирует друг относительно друга оси нескольких планетарных шестерён (сателлитов) одинакового размера, находящихся в зацеплении с солнечной шестерней;

v Кольцевая шестерня: внешнее зубчатое колесо , имеющее внутреннее зацепление с планетарными шестернями.

Рис. 224 Пример планетарной передачи: водило неподвижно, солнце ведущее, корона ведомая

В планетарной передаче крутящий момент передается с помощью каких-либо (в зависимости от выбранной передачи) двух ее элементов, из которых один является ведущим, второй - ведомым. Третий элемент при этом неподвижен (таблица 8).

Таблица 8. Элементы планетарной передачи

Неподвижный	Ведущий	Ведомый	Передача
Корона			Понижающая
			Повышающая
Солнце			Понижающая
			Повышающая
Водило			Реверс, понижающая
			Реверс, повышающая

Реверс - изменение хода механизма на обратный, противоположный.

Рис. 225 Пример конструкции планетарной передачи: корона неподвижна, водило ведущее, солнце ведомое

Механические передачи с гибкими элементами

Для передачи движения между сравнительно далеко расположенными друг от друга валами применяют механизмы, в которых усилие от ведущего звена к ведомому передается с помощью гибких звеньев. В качестве гибких звеньев применяются ремни, шнуры, цепи различных конструкций.

Передачи с гибкими звеньями могут обеспечивать постоянное и переменное передаточное отношение со ступенчатым или плавным изменением его величины.

Ременная передача

Ременная передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего эти шкивы. Нагрузки передается за счет сил трения, возникающих между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего. Ременная передача мало чувствительна к взаимному положению ведущего и ведомого валов. Их можно даже повернуть под прямым углом друг к другу или ремень надеть в виде перекрещенной петли, и тогда направление вращения ведомого вала измениться.

Рис. 226 Ременная передача

Цепная передача

Рис. 227 Цепная передача

Фрикционная передача

Рис. 228 Фрикционная передача

При фрикционной передаче вращение от одного колеса к другому передается при помощи силы трения. Оба колеса прижимаются друг к другу с некоторой силой и вследствие возникающего между ними трения одно вращает другое.

Фрикционные передачи широко применяются в машинах. Недостаток фрикционной передачи: большая сила, давящая на колеса, вызывающая дополнительное трение в машине, а, следовательно, требующая и дополнительную силу для вращения.

Кроме того, колеса при вращении, как бы они ни были прижаты друг к другу, дают проскальзывание. Поэтому там, где требуется точное соотношение чисел оборотов колес, фрикционная передача себя не оправдывает.

Проект «Автоматический шлагбаум»:

1. Сконструируйте модель автоматического шлагбаума.

Технические условия:

б) в конструкции используется червячная передача;

в) автоматическое поднимание и опускание стрелы шлагбаума должно происходить при помощи ультразвукового датчика.

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте автоматический шлагбаум.

6. В рабочей тетради составьте описание автоматического шлагбаума.

Проект «Поворотная платформа»:

1. Сконструируйте модель поворотной платформы.

Технические условия:

б) в конструкции используется шестерня с внутренним зацеплением;

в) автоматический поворот платформы происходит с помощью датчика касания (датчика освещенности).

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте поворотную платформу.

6. В рабочей тетради составьте описание поворотной платформы.

Проект «Раздвижные автоматические двери»:

1. Сконструируйте модель раздвижных автоматических дверей.

Технические условия:

а) в модель входит один сервомотор, микроконтроллер NXT;

б) в конструкции используется реечная передача;

в) автоматическое открывание дверей происходит при помощи ультразвукового датчика (датчика освещенности).

2. В рабочей тетради выполните эскиз модели.

3. Обсудите проект с учителем.

4. В рамках робототехнического кружка изготовьте модель раздвижных автоматических дверей.

5. С помощью языка программирования NXT-G напишите программу для управления моделью.

6. В рабочей тетради составьте описание модели раздвижных автоматических дверей.