Шпаргалка: Детали приборов

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.

Из всех типов передач наиболее распространенными являются зубчатые – преобразование угловой скорости в линейную.В каждой передаче различают два основных вала: входной и выходной, или ведущий и ведомый. Между этими валами в многоступенчатых передачах располагаются промежуточные валы.

Основные характеристики передач:

- мощность Р1 на входе и Р2 на выходе, Вт; мощность может быть выражена через окружную силу Ft (Н) и окружную скорость V (м/с) колеса, шкива, барабана и т.п.:

Р = Ft×V;

- быстроходность, выражающаяся частотой вращения n1 на входе и n2 на выходе, мин–1, или угловыми скоростями ω1 и ω2 , с-1;

- передаточное отношение – отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена:

при u > 1, n1 > n2 – передача понижающая, или редуктор,

при u < 1, n1 < n2 – передача повышающая, или мультипликатор

если u ≠ const – устройство вариатор;

- коэффициент полезного действия (КПД )-характеризует какой % энергии трансмиссия передает рабочему органу

- моменты на валах. Моменты Т1 (Н·м) на ведущем и Т2 на ведомом валах определяют по мощности (кВт) и частоте вращения (об./мин) или угловой скорости (с-1):

 , Где ω=

Связь между вращающими моментами на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах выражается через передаточное отношение u и КПД η: Т2 = Т1 η u.

Фрикционные передачи

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

Для нормальной работы передачи необходимо, чтобы сила трения Fтр была больше окружной силы Ft, определяющей заданный вращающий момент: Ft < Fтр.

Сила трения Fтр = Fn f,

где Fn – сила прижатия катков; f – коэффициент трения.

Схема простейшей фрикционной нерегулируемой передачи состоит из двух катков с гладкой цилиндрической поверхностью, закрепленных на параллельных валах.

Передачи зацеплением - цепные, зубчатые, червячные.

Цепная передача — это передача механической энергии при помощи гибкого элемента (цепи) за счёт сил зацепления.

Зубча́тая переда́ча — это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колёса.

Назначение:

- передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси

- преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот.

При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев.

Червя́чная переда́ча (зубчато-винтовая передача) — механическая передача, осуществляющаяся зацеплением червяка и сопряжённого с ним червячного колеса. Червяк представляет собой винт со специальной резьбой. Червячное колесо представляет собой зубчатое колесо. Входной и выходной валы передачи скрещиваются, обычно (но не всегда) под прямым углом.

10. Передача цилиндрическими колесами. Расчет зубчатых передач на изгиб зуба

Зубчатые колеса для параллельных валов называют цилиндрическими. Одно из двух входящих в зацепление зубчатых колес – передающее движение – является ведущим, другое – ведомым. Если одно из колес значительно меньше другого, оно называется шестерней. Если отношение частот вращения ведущего и ведомого колес равно единице, то оба зубчатых колеса имеют одинаковые размеры. Передаточное отношение равно отношению чисел зубьев двух колес.

Зубчатые колеса, зубья которых параллельны оси колеса, называются прямозубыми. Для увеличения контактной длины и числа зубьев, находящихся в зацеплении (что необходимо для передачи большего момента и более плавной работы на повышенных частотах вращения), применяют косозубые зубчатые колеса. Серьезным недостатком косозубых колес является осевое усилие, возникающее в контакте зацепленных зубьев. Для его устранения применяются шевронные зубчатые колеса с V-образными (угловыми) косыми зубьями.

Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении и допускаемого напряжения

σF ≤ σFP

Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле

σF ,

Ft – окружная сила Ft =  

Для коэффициента нагрузки  принимают: , KA – коэф. учитывающ внешнюю динамич. нагрузку

Между допускаемым напряжением  пределом выносливости

KF – коэф. нагрузки,

YFS – коэф. учитывающ. Форму зуба и концентрацию напряж.,

Yβ – коэф. учитывающий наклон зуба, Yε – коэф. учит. перекрытие зуба.

11. Проектирование зубчатых передач. Выбор модуля

При проектировании з-й п-чи, особенно силовой, лимитир-м ф-м явл-ся износостойкость передачи, зависит от радиусов кривизны эвольвент. Следовательно, от диаметров колёс. Поэтому прежде всего необх. Опред-ть диаметры з-х к-с. Исходя из условия контактной прочности диаметр ведущего(меньшего) колеса прямозубой цил-й передачи можно опр-ть:

, (3.1)

где    d1 – делительный диаметр меньшего колеса (шестерни), мм;

С – коэффициент, учитывающий геометрию передачи, и свойства материалов: 2,8 – для стальных незакаленных колес; 2,0 – для стальных закаленных;

Т1     – крутящий момент на валу меньшего колеса, Н∙мм;

U12 –         передаточное отношение пары зубчатых колес.

Формула основана на средних знач-х параметров и при конструир-нии возм-на корректировка рез-в в пределах ±30%

Модуль m в миллиметрах определяется из следующей зависимости:

, (3.2)

где z1 – число зубьев шестерни (определяется по рекомендации справочной литературы [3,4] в зависимости от необходимой плавности работы, скорости вращения или заданного межосевого расстояния).

Модули эвольвентного зацепления цилиндрических колес регламентированы ГОСТ 9563-60. Стандартизован нормальный модуль mn . Стандарт предусматривает два ряда предпочтения. В первом ряду предусмотрены модули от 0,05 до 100 мм [2]. Второй ряд предусматривает промежуточные значения, в единичном производстве его применение нежелательно.

Изготовление колес c модулем менее 1,0 мм затруднительно.

Модуль выбирается таким, чтобы меньшее колесо передачи хорошо вписывалось в принятое конструктивное решение.

df – диаметр впадин

β – предп-ый угол наклона зуба (β=0 – для прямоз.)

hf – коэф. ножки зуба

x – коэф. смещения

Получаемый модуль округляется до ближайшего большего значения. При необход-сти подогнать знач-е модуля под станд-ное возможен пересмотр угла наклона β, числа  или смещения исх-го контура x. При необх-сти обесп-я зад-го межосевого расст-я m опред-ся на основании

y – коэф-т воспринимаего смещ-я

y≈0,5(x1+x2)

12. Червячные передачи. Условие самоторможения. Передача цилиндрическими косозубыми колесами

Преимуществами червячных передач по сравнению с зубчатыми являются меньшие интенсивность шума и виброактивность, повышенная плавность работы, возможность получения очень большого передаточного числа  в одной сцепляющейся паре. В сравнении с зубчатыми, червячные передачи имеют следующие недостатки: повышенную стоимость; большие потери на трение (в три-четыре раза и более); большие эксплуатационные расходы; необходимость использования дорогостоящих бронз (за исключением тихоходных малоответственных передач).

Цилиндрические червяки выполняют с линейчатыми и нелинейчатыми боковыми поверхностями витков. Боковые поверхности линейчатых червяков являются следом прямой линий, совершающей винтовое движение постоянного шага. Если прямая проходит через ось (торцовое сечение очерчено спиралью Архимеда), то червяк называется архимедовым. Если же сечения боковых поверхностей витков плоскостью, перпендикулярной к витку прямолинейны, то червяк называется конволютным (рисунок 1б). Линейчатую винтовую поверхность имеют эвольвентные червяки (рисунок 1в).

Расстояние между соответствующими боковыми сторонами двух смежных витков, измеренное параллельно оси, называется расчетным шагом червяка и обозначается р. Отношение  называется модулем. Установлен также и ряд значений коэффициента диаметра червяка , где  - диаметр делительной окружности червяка. Значения q выбираются в зависимости от m и , где  - число заходов червяка

Делительный диаметр червяка  

Диаметр вершин витков червяка  

Диаметр впадин червяка  

Делительный диаметр колеса  

Средний диаметр вершин зубьев червячного колеса

Межосевое расстояние червячной передачи  

Средний диаметр впадин колеса

Делительный угол подъема витков червяка (угол наклона зубьев колеса)

Окружная скорость червяка

Скорость скольжения витков червяка по зубьям колеса

Свойство самоторможения заключается в том, что вращение может передаваться только от червяка к червячному колесу. Самоторможение зависит от размера редуктора, кпд, передаточного числа, от чистоты обработки, качества смазки и частоты вращения быстроходного вала.

Различают статическое и динамическое самоторможения . При статическом самоторможении червячное колесо после останова остается неподвижным, и его произвольный разгон происходит только под воздействием механических толчков или вибрации. Динамическое самоторможение вызывает останов червячного колеса, как только прекратятся обороты червячного вала. Традиционно принято считать, что эффект самоторможения проявляется только при высоких передаточных числах червячной передачи , так как оно сильно зависит от угла наклона зуба червяка.

Косозубые колёса

Косозубые колёса являются усовершенствованным вариантом прямозубых. Их зубья располагаются под углом к оси вращения, а по форме образуют часть спирали. Зацепление таких колёс происходит плавнее, чем у прямозубых, и с меньшим шумом.

Недостатками косозубых колёс можно считать следующие факторы:

-При работе косозубого колеса возникает механическая сила, направленная вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников;

-Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок.

В целом, косозубые колёса применяются в механизмах, требующих передачи большого крутящего момента на высоких скоростях, либо имеющих жёсткие ограничения по шумности.

13.  Расчет зубчатых передач на контактную прочность

Причины разрушения ЗК

1.  Усталостное выкрашивание из-за больших контактных напряжений.

2.  Потеря прочности на изгиб (потолка зуба).

3.  Износ зубьев (открытая передача).

4.  Заедание передачи в следствии нагрева.

 ρ- радиус кривизны эвольвенты

 - коэфф, учитывающий мех св-ва материала колёс

 - коэфф, учитывающий форму сопрягаемых пов-ей зубьев

 - коэфф, учитывающий длину контакта линий

 – коэфф нагрузки, учитывающий распред-е нагрузки между зубьями

 – коэфф, учитывающий неравномерность нагрузки к длине контактной линии

 - коэфф динамической нагрузки, учитывающий скорость

обобщённый коэфф

1.  Модуль m =

2.   Делительный диаметр

3.  Межосевое расстояние  

Через :

14.  Зубчатые механизмы. Стандартизация эвольвентного зацепления. Методы нарезания колес

Эвольвентное зацепление позволяет передавать движение с постоянным передаточным отношением. Эвольвентное зацепление — зубчатое зацепление, в котором профили зубьев очерчены по эвольвенте окружности.

Для этого необходимо чтобы зубья зубчатых колёс были очерчены по кривой, у которой общаянормаль, проведённая через точку касания профилей зубьев, всегда проходит через одну и ту же точку на линии, соединяющей центры зубчатых колёс, называемую полюсом зацепления.

В соответствии с принципом взаимозаменяемости ряд геометрических параметров эвольвентного зацепления стандартизован. Зубчатые колёса выбирают по числу зубьев z и модулю m, принимая следующие параметры за постоянные (по ГОСТ 13755-81):

1.  высота головок зуба ;

2.  глубина впадин ;

3.  подрезания нет, то есть x1 = x2 = 0 или угол зацепления α равен основному углу зацепления αw;

4.  угол зацепления α = 20 °;

5.  коэффициент высоты головки зуба  ;

6.  коэффициент радиального зазора c * = 0.25.

Методы нарезания зубчатых колёс

Существует два различных метода нарезания: 1) метод копирования; 2) метод обкатки.

Цилиндрические прямозубые и косозубые колеса нарезают дисковой или пальцевой модульной фрезой на зубофрезерных или фрезерных станках, контурной резцовой головкой на зубодолбежных станках, а также шлифуют профильным кругом на зубощлифовальных станках. (рис. 1Метод непроизводителен и применяется в мелкосерийном и единичном производстве.

Второй метод обката или огибания может производиться с помощью инструментальной рейки (гребёнки) на зубострогальном станке; долбяком на зубодолбёжном станке или червячной фрезой на зубофрезерном станке. Этот метод высокопроизводителен и применяется в массовом и крупносерийном производстве. Одним и тем же инструментом можно нарезать колёса с различным числом зубьев. Нарезание с помощью инструментальной рейки имитирует реечное зацепление (рис. 2, а), где профиль зуба образуется как огибающая последовательных положений профиля инструмента, угол исходного контура которого α=20º (рис. 2, б). Зацепление между режущим инструментом и нарезаемым колесом называется станочным. В станочном зацеплении начальная окружность всегда совпадает с делительной.

Самым производительным из рассмотренных методов является зубофрезерование с помощью червячных фрез, которые находятся в зацеплении с заготовкой по аналогии с червячной передачей (рис. 2, в).

При нарезании долбяком осуществляется его возвратно поступательное движение при одновременном вращении. Фактически при этом осуществляется зацепление заготовки с инструментальным зубчатым колесом – долбяком (рис. 2, г). Этот метод чаще всего используется при нарезании внутренних зубчатых венцов.

Все рассмотренные методы используются для нарезания цилиндрических колёс как с прямыми, так и с косыми зубьями.

Конические зубчатые колеса нарезают по методу копирования дисковыми модульным фрезами, фасонными зубострогальными резцами и круговыми протяжками.

15.  Ременные передачи. Виды передач. Достоинства и недостатки. Форма ремней. Напряжения в ремнях

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью и может применяться для передачи движения между валами, находящимися на значительном расстоянии один от другого. Она состоит (рис.1) из двух шкивов (ведущего, ведомого) и охватывающего их ремня. Ведущий шкив силами трения, возникающими на поверхности контакта шкива с ремнем вследствие его натяжения, приводит ремень в движение. Ремень в свою очередь заставляет вращаться ведомый шкив. Таким образом, мощность передается с ведущего шкива на ведомый.

Рис.1. Виды ременных передач: а — открытая передача; б — перекрестная передача; в — полуперекрестная передача (со скрещивающимися валами); г — угловая передача (с направляющим роликом); д — передача с нажимным роликом; е — передача со ступенчатым шкивом

Классификация ременных передач

Форма ремней:

- плоскоременные (б);

- клиноременные (в);

- круглоременные (д);

Типы ремней ременных передач: — плоский ремень; — клиновый ремень; — круглый ремень; — поликлиновый ремень; — зубчатый ремень

Достоинства:

- возможность расположения ведущего и ведомого шкивов на больших расстояниях (более 15 метров) (что важно, например, для сельскохозяйственного машиностроения);

- плавность хода, бесшумность работы передачи, обусловленные эластичностью ремня;

 - малая чувствительность к толчкам и ударам, а также к перегрузкам, способность пробуксовывать;

- возможность работы с большими угловыми скоростями;

- предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки вследствие упругости ремня;

- возможность работы при высоких оборотах;

- простота конструкции и низкая стоимость.

Недостатки:

- непостоянство передаточного числа вследствие проскальзывания ремней;

- постепенное вытягивание ремней, их недолговечность;

- необходимость постоянного ухода (установка и натяжение ремней, их перешивка и замена при обрыве);

- сравнительно большие габаритные размеры передачи;

- высокие нагрузки на валы и опоры из-за натяжения ремня;

- опасность попадания масла на ремень;

- малая долговечность при больших скоростях (в пределах от 1000 до 5000 ч);

Клиноременная передача.

Ременную передачу с параллельными осями, приводной ремень которой имеет клиновую форму поперечного сечения, называют клиноременной. Клиноременную передачу выполняют только открытой. Клиновые ремни стандартизованы по сечению и длине.

 Клиновые ремни применяют по несколько штук, чтобы варьировать нагрузочную способность и несколько повысить надёжность передачи. Кроме того, один толстый ремень, поставленный вместо нескольких тонких будет иметь гораздо большие напряжения изгиба при огибании шкива. Клиноременные передачи в машиностроении применяют чаще, чем плоскоременные. скорость не должна превышать 30 м/с, так как при v > 30 м/с клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v = 5-25 м/с.

Различают следующие виды напряжений в ремне.

1. Предварительное напряжение  , определяемое в зависимости от силы начального натяжения:

σ0=F0/A (1) где А — площадь поперечного сечения ремня.

Для стандартных ремней:  = 1,76 МПа — для плоских ремней;  = 1,18 - 1,47 МПа — для клиновых.

2. Удельная окружная сила (полезное напряжение) Кп. Это напряжение зависит от передаваемой ремнем окружной силы F;. Kn=Ft/A (2)

Полезное напряжений можно определить и как разность напряжений  и : Кп =  -  (3) где  и  — напряжения в ведущей и ведомой ветвях. По значению КП оценивается тяговая способность ременной передачи.

3. Напряжение изгиба , возникающее в сечениях ремня при огибании шкивов (см. рис.13) и изменяющееся по пульсирующему циклу. В плоском ремне нейтральный слой проходит посередине толщины ремня. Наружные слои ремня при огибании шкива растягиваются, а внутренние — сжимаются. Приближенно примем, что закон Гука справедлив и для материалов ремней, тогда для растянутой стороны ремня , где s = утт/р — относительное удлинение волокон.

4. Напряжение от центробежных сил. Это напряжение зависит от силы Fv  Fv (5)

На рис.13 показано, что по всей длине ремня напряжение  распределяется равномерно.

5. Наибольшее суммарное напряжение  определяется как сумма полезного напряжения, напряжения изгиба в ведущей ветви (и ) и напряжения от центробежных сил ():

Страницы: 1, 2, 3, 4