🗊Презентация Зубчатые передачи

Детали машин Выполнили ст.гр.ПГС-21-13: Мусмулаев Р.Р и Турчанинова Ю.Ф

Зубчатые передачи Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес: По расположению осей валов различают: передачи с параллельными осями, которые выполняют с цилиндрическими колесами внешнего и внутреннего зацепления; передачи с пересекающимися осями – конические колеса; передачи с перекрещивающимися осями – цилиндрические винтовые, конические гипоидные. По расположению зубьев на колесах различают передачи: прямозубые; косозубые. По форме профиля зуба различают: эвольвентные; круговые.

Основные параметры Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса — 2 (рис. 8.4). Кроме того, различают индексы, относящиеся: w — к начальной поверхности или окружности; Ь — к основной поверхности или окружности; а — к поверхности или окружности вершин и головок зубьев; /— к поверхности или окружности впадин и ножек зубьев. Параметрам, относящимся к делительной поверхности или окружности, дополнительного индекса не приписывают.

Применение

Основные параметры При этом особенности косозубых колес рассматривают дополнительно: zx и z2 — число зубьев шестерни и колеса; р — делительный окружной шаг зубьев (равный шагу исходной зубчатой рейки); рь=рcosa — основной окружной шаг зубьев; a — угол профиля делительный (равный углу профиля исходного контура), по ГОСТ 13755 — 81, а=20°; а* — угол зацепления или угол профиля начальный: cosa.w=dcosoc/dw\ m = pin — окружной модуль зубьев (основная характеристика раз­меров зуба). Модули стандартизованы (ГОСТ 9563 — 80) в диапазоне 0,05...100 мм; d=pz/n = mz — делительный диаметр (диаметр окружности, по которой обкатывается инструмент при нарезании); db=dcosa, — основной диаметр (диаметр окружности, разверткой которой являются эвольвенты зубьев); dwl и dw2 — на­чальные диаметры (диаметры окружностей, по которым пара зуб­чатых колес обкатывается в процессе вращения): dwi = 2aJ(z2/zi +1); dw2 = 2aw—dwl.

Основные параметры  

Контактные напряжения и контактная прочность Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда размеры площадки касания малы по сравнению с размерами тел (сжатие двух шаров, шара и плоскости, двух цилиндров и т. п.). Если контактные напряжения превышают величину допускаемого напряжения, то на поверхности деталей появляются вмятины, борозды, трещины или мелкие раковины. При расчете контактных напряжений различают два характерных случая: первоначальный контакт в точке (два шара, шар и плоскость и т. п.); первоначальный контакт по линии (два цилиндра с параллельными осями, цилиндр и плоскость и т. п.). На рис. 8.7 изображен пример сжатия двух цилиндров с параллельными осями.

Контактные напряжения и контактная прочность При вращении цилиндров под нагрузкой отдельные точки их поверхностей периодически нагружаются и разгружаются, а контактные напряжения в этих точках изменяются по прерывистому отнулевому циклу (рис. 8.8, г). Каждая точка нагружается только в период прохождения зоны контакта и свободна от напряжений в остальное время оборота цилиндра. Переменные контактные напряжения вызывают усталость поверхностных слоев деталей. На поверхности образуются микротрещины с последующим выкрашиванием мелких частиц металла. Если детали работают в мас­ле, то оно проникает в микротрещины (рис. 8.8, а). Попадая в зо­ну контакта (рис. 8.8, б), трещина закрывается, а заполняющее ее масло подвергается высокому давлению. Это давление спо­собствует развитию трещины до тех пор, пока не произойдет выкрашивание частицы металла (рис. 8.8, в). Выкрашивание не наблюдается, если контактные напряжения не превышают допускаемой величины.

Критерии работоспособности и расчета Условия работы зуба в зацеплении. При передаче вращающего момента (рис. 8.9) в зацеплении кроме нормальной силы F„ действу­ет сила трения Frv=FJ~, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии (рис. 8.10). Решающее влитие на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения ан и напряжения изгиба о>. Для каждого зуба ан и aF не являются постоянно действующими. Они изменяются во времени по некоторому прерывистому отнулевому циклу (см. рис. 8.9). Время действия оу за один оборот колеса (/,) равно продолжительности зацепления одного зуба (t2). Напряжения ан действуют еще меньшее время. Это время равно продолжительности пребывания в зацеплении данной точки поверхности зуба с учетом зоны распространения контактных напряжений. Переменные напряжения являются причиной усталостного раз­рушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений. С контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ, заеда­ние и другие виды повреждения поверхностей зубьев.

Критерии работоспособности и расчета Поломка зубьев . Поломка связана с напряжениями изгиба. На практике чаще наблюдается выламывание углов зубьев вследствие концентрации нагрузки. Различают два вида поломки зубьев: поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия (предупреждают защитой привода от перегрузок или уче­том перегрузок при расчете); усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длительного срока службы (предупреждают определением размеров из расчета на усталость). Особое значение имеют меры по устранению концентраторов напряжений (рисок от обработки, раковин и трещин в отливках, микротрещин от термообработки и т. п.). Общие меры предупреждения поломки зубьев — увеличение модуля, положительное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп, уменьшение концент­рации нагрузки по краям (жесткие валы, зубья со срезанными углами, бочкообразные зубья и пр.). Повреждение поверхности зубьев. Все виды повреждения поверхности зубьев связаны с контактными напряжениями и трением.

Расчетная нагрузка За расчетную нагрузку принимают максимальную величину удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев: q=Fjqh,где F„ — нормальная сила в зацеплении; К= К^КрК, — коэффициент расчетной нагрузки; К^ — коэффициент распределения нагрузки между зубьями; Кр — коэффициент концентрации нагрузки; К, — коэффициент динамической нагрузки; h — суммарная длина линии контакта зубьев. Концентрация нагрузки и динамические нагрузки различно вли­яют на прочность по контактным и изгибным напряжениям. Со­ответственно различают Кн= KHaKHpKHv — в расчетах по контакт­ным напряжениям и KF=KFaKFpKFv — в расчетах по напряжениям изгиба. Коэффициент распределения нагрузки между зубьями К^ опреде­ляется в зависимости от степени точности (п„) изготовления зуб­чатых колес по нормам плавности. Он учитывает влияние ошибок окружного шага и направления зубьев на величину в ненагружен- ной передаче. Для прямозубых передач: Кш = 1 + 0,06 (лст— 5) < 1,25; для косозубых передач: ^«=1 + ^-5X1,6, где С=0,15, если твердости поверхностей зубьев шестерни и колеса Я, и Я2 >350 НВ и С=0,25 при Я, и Я2<350 НВ или Я, >350 НВ, а Я2<350 НВ; 5<лст<9. В расчетах на прочность по напряжениям изгиба полагают KFa=KHa- Отметим, что для точно изготовленных передач («„=5) Кш = 1.

Особенности расчета косозубых и шевронных цилиндрических передач Геометрические параметры. У косозубых колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол (рис. 8.23, где а — косозубая передача; б — шевронная, и рис. 8.24). Оси колес при этом остаются параллельными. Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же исходного контура, как и для нарезания прямых. Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении п — п совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также стандартным. В торцовом сечении t — t параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла /?: окружной шаг pt=pnlcos/}, окружной модуль т,=т„/cos, делительный диаметр d = m,z=m„z/cos ft. Индексы nut приписывают параметрам в нормальном и тор­цовом сечениях соответственно. Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято опреде­лять через параметры эквивалентного прямозубого колеса (рис. 8.25).

Особенности расчета косозубых и шевронных цилиндрических передач Нормальное к зубу сечение косозубого колеса образует эллипс с полуосями с = г и е=г/cos/f, где r=d/2. В зацеплении участвуют зубья, расположенные на малой оси эллипса, так как второе колесо находится на расстоянии c = d/2. Радиус кривизны эллипса на малой оси (см. геометрию эллипса)r„ = e2/c = r/cos2. В соответствии с этим форма косого зуба в нормальном сечении определяется эквивалентным прямозубым колесом, диаметр которого dv = d/cos2p и число зубьев 2„ = dvjm„ = dj{m„ cos2 /p)=m,z/(m, cos3 p), zv=z/cos3 p.

Червячные передачи Червячная передача относится к передачам зацеплением с перекрещивающимися осями валов. Угол перекрещивания обычно равен 90°. Возможны и другие углы, отличные от 90°, однако такие передачи применяют редко. Движение в червячных передачах преобразуется по принципу винтовой пары или по принципу наклонной плоскости. Червяки. Различают по следующим признакам: форме поверх­ности, на которой образуются витки, — цилиндрические и глобоидные; форме профиля витков — с прямолинейным и криволинейным профилем в осевом сечении.

Волновые механические передачи Волновая передача основана на принципе преобразования парамет­ров движения за счет волнового деформирования гибкого звена механизма. Впервые такая передача была запатентована в США инженером Массером.

Кинематические параметры и принцип действия В простой передаче i равно отношению радиусов, а в волновой — отношению радиуса ведомого колеса к разности радиусов или к размеру деформирования и>0.

Фрикционные передачи и вариаторы

Общие сведения Фрикционная передача состоит из двух соприкасающихся между собой колес (катков, роликов, дисков); вращение одного из колес преобразуется во вращение другого колеса за счет сил трения, развиваемых между ними. Работа фрикционной передачи основана на использовании сил трения, которые возникают в месте контакта двух тел вращения под действием сжимающих сил Fn. При этом должно быть где Ft – окружная сила ; Fтр – сила трения между катками , f – коэффициент трения. Нарушение условия приводит к буксованию и усиленному износу катков.  

Достоинства и недостатки Достоинства: простота конструкции; бесшумность работы; равномерность вращения, что удобно для приборов; возможность бесступенчатого регулирования угловой скорости ведомого вала; предохранение частей от поломок; отсутствие мёртвого хода при реверсе передачи; небольшая стоимость . Недостатки: потребность в прижимных устройствах; значительные давления на валы и опоры; повреждение катков при пробуксовке; непостоянство передаточного числа из-за пробуксовки. .

Классификация

Классификация

Классификация

Способы прижатия катков   Способы прижатия катков : с постоянной силой ( вследствие предварительной деформации податливых катков : установкой специальных пружин ) с переменной силой ( применением специальных нажимных устройств, например, шариковое самозатягивающее устройство, винтовое нажимное устройство ). Способ прижатия катков оказывает большое влияние на качественные характеристики передачи :к.п.д., постоянство передаточного отношения, контактную прочность и износ катков. Лучшие показатели получают при регулируемом прижатии.

Основные факторы, определяющие качество фрикционной передачи   Скольжение является причиной износа, уменьшения к.п.д. и непостоянство передаточного отношения во фрикционных передачах. Различают три вида скольжения : буксование; упругое скольжение; геометрическое скольжение. Буксование наступает при перегрузках, когда не соблюдается условие FtFтр. При буксовании ведомый каток останавливается, а ведущий скользит по нему, вызывая местный износ или задиры поверхности, что в конечном счете выводит передачу из строя. Поэтому при проектировании следует принимать достаточный запас сцепления k и не допускать использование фрикционной передачи в качестве предохранительного устройства от перегрузки. Упругое скольжение связано с упругими деформациями в зоне контакта. Если бы катки были абсолютно жесткими, то первоначальный контакт по линии оставался бы таким и под нагрузкой. При этом окружные скорости будут равны и скольжения не будет. При упругих телах первоначальный контакт по линии переходит под нагрузкой в контакт по некоторой площадке. Удлинение поверхности ведущего колеса, соприкасающейся с укорачивающейся поверхностью ведомого колеса, приводит к скольжению, которое начинается в точке 2, возрастает на участке 2-3 и в т.3 достигает максимального значения. Геометрическое скольжение возникает на площадке контакта вдоль образующих колес, зависит от формы последних и связано с неравенством скоростей на площадке контакта у ведущего и ведомого катков. Оно является решающим для фрикционных передач.

Основные кинематические, силовые и геометрические соотношения   В связи с проскальзыванием ведомого колеса относительно ведущего окружная скорость его v2 несколько меньше окружной скорости последнего v1. Зависимость между этими скоростями v2 = v1 , где  -  дзета  - коэффициент, учитывающий упругое скольжение (от 0,995 для передач, работающих всухую, до 0,95 – для вариаторов). Можно записать оттуда . Для конической фрикционной передачи D1 и D2 – средние диаметры колес. Таким образом, передаточное число фрикционной передачи с условно постоянным передаточным отношением , где  - коэффициент полезного действия передачи. Для конической фрикционной передачи с углом взаимного расположения валов, равным 90, . Для передач с постоянным передаточным отношением, работающих всухую, можно не учитывать коэффициент . Тогда и .

Ременные передачи

Достоинства ременных передач

Недостатки ременных передач

Зубчатые передачи

Преимущество зубчатых передач

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Достоинства цепных передач

Недостатки цепных передач