Реферат на тему:
Механічні передачі
ПЛАН
1. Основні відомості про зубчасті передачі.
2. Основи теорії зубчастого зачеплення.
3. Основні елементи і характеристики евольвентного зачеплення.
4. Поняття про зубчасте зчеплення зі зміщенням.
5. Точність зубчастих передач.
6. Змащування і ККД зубчастих передач.
7. Матеріали зубчастих коліс.
8. Види руйнування зубів та критерії працездатності зубчастих передач.
9. Допустимі навантаження.
10. Загальні відомості про циліндричні прямозубі передачі.
11. Загальні відомості про розрахунок на міцність циліндричних
евольвентних зубчастих передач.
12. Загальна відомості про циліндричні косозубі передачі.
13. Шервонні циліндричні передачі.
14. Зубчасті передачі з зачепленням М. Л. Новикова.
15. Загальні відомості про конічні зубчасті передачі.
16. Конструкції зубчастих коліс.
17. Загальні відомості про планетарні зубчасті передачі.
18. Різновиди планетарних передач.
19. Загальні відомості про хвильові зубчасті передачі.
20. Загальні відомості про передачу гвинт-гайка.
21. Загальні відомості про черв’ячні передачі.
22. Класифікація черв’ячних передач.
23. Нарізання черв’яків та черв’ячних коліс.
24. Швидкість ковзання в передачі. Передаточне число.
25. Сили в зачепленні.
26. Матеріали черв’ячної пари.
27. Види руйнувань зубів черв’ячної коліс.
28. Допустимі навантаження для матеріалів вінців черв’ячних коліс.
29. Розрахунок на міцність черв’ячних передач.
30. ККД черв’ячних передач.
31. Тепловий розрахунок.
32. Конструктивні елементи черв’ячної передачі.
1. Основні відомості про зубчасті передачі
В зубчастій передачі рух передається за допомогою пари зубчастих коліс.
Менше зубчасте колесо прийнято називати шестернею, а більше -колесом.
Зубчасті передачі – самий розповсюджений вид передач, так як надійно
можуть передавати потужності від долі до десятків тисяч кіловат.
Переваги. 1. Висока надійність роботи в широкому діапазоні нагрузок і
швидкостей. 2. Малі габарити. 3. Довговічність. 4. Високий к.к.д. 5.
Порівняно малі нагрузки на вали і підшипники. 6. Постійність
передаточного числа. 7. Простота обслуговування.
Недоліки. 1. Відносно високі потреби до точності виготовлення та
монтажу. 2 . Шум при великих швидкостях.
Класифікація. В залежності від взаємного розміщення геометричних осей
валів зубчасті колеса бувають: циліндричні – при паралельних осях,
конічні – при осях, що перетинаються, гвинтові – при схрещуваних осях.
Для перетворення обертового руху в поступальний і навпаки, приміняють
реєчну передачу, яка являється частковим випадком циліндричної зубчастої
передачі.
В залежності від розміщення зубів на ободі коліс, розрізняють передачі
прямозубі, косозубі, шевронні, з круговими зубами.
В залежності від форми і профіля зуба, передачі бувають: евольвентні, із
зачепленням Новікова, циклоідальні.
В 1954р. Новіков запропонував принципіально нове зачеплення, в якому
профіль зуба окреслений дугами околів.
В залежності від взаємного розміщення коліс зубчасті передачі бувають
зовнішнього і внутрішнього зачеплення.
В залежності від конструктивного виконання розрізняють відкриті і
закриті зубчасті передачі.
В залежності від числа ступіней передачі бувають одно і багато
ступінчасті.
2. Основи теорії зубчастого зачеплення
Профілі зубів коліс повинні бути спряженими. Щоб забеспечувати
постійність передаточного числа, профілі зубів потрібно окреслити такими
кривими, які задовільняли б умовам основної теореми зачеплення.
Основна теорема зачеплення. Для доведення теореми розглянемо пару
спряжених зубів в зачепленні. Профілі зубів шестерні і колеса
доторкаються в точці S, що називається точкою зачеплення. Центри
обертання О1 і О2 розміщені на незмінній відстані (а) один від одного.
Зуб шестерні обертаючись з кутовою швидкістю? спричиняє силовий тиск на
зуб колеса, передаючи останньому кутову швидкість ?. Проведем через
точку S загальну для обох околів дотичну ТТ и нормаль НН. Колові
швидкостя точки S відносно центрів обертання О1 і О2 :
?1= О1· S ? , ?2 = О2 S ?
Таким чином основна теорема зачеплення формулюється: Для забезпечення
постійного передаточного числа зубчастих коліс, їх профілі повинні
окреслюватись по кривим, в яких спільна нормаль НН, проведена через
точку дотику профілів, ділить відстань між центрами О1 і О2, на частини,
обернено пропорційні кутовим швидкостям.
Евольвенте около. Евольвентою околою називають криву , яку описує точка
S прямої НН , перекатуваної без ковзання по околу радіуса р . цей окіл
називають еволютою, чи основним околом.
Характер евольвентного зубчастого зачеплення оприділяється властивостями
евольвенти.
Похідна пряма НН являється одночасно дотичною до основного околу и
нормалью до всіх створених нею евольвент.
Дві евольвенти одного і того ж околу еквідестантні (рівновіддалені)
Із збільшення радіуса р основного околу евольвента стає більш пологою і
з р прямує до нуля рівна нулю.
Радіус кривизни евольвенти в точці S рівний довжині дуги S0 В основного
околу.
Утворення евольвентного зачеплення. Нехай задані міжосьова відстань а? і
передаточне число u зубчастої передачі. При відомих а? = r?1 + r?2 і u =
r?1\ r?2 визначимо радіуси початкових околів r?1 = а? \ (u +1) і r?2 = u
r?1 і відмітим на лінії центрів О1 і О2 положення полюса зачеплення П .
Із центра О1 опишемо деяким радіусом rb1 окіл і виконаемо його
розгортку. Дістанемо евольвентний профіль А1 зуба шестерні. На основі
основної теореми зачеплення і першої властивості евольвенти проведем
через полюс П нормаль НН, яка визначить точку зачеплення S спряжених
профілів. Опустимо із центра О2 перпендикуляр О2С на нормаль НН і
радіусом rb2 = О2С опишемо основний окіл, розгортка якого дає
евольвентний профіль А2 зуба колеса. Побудовані профілі спряжені, так
як, дотикаючись в точці S , вони мають спільну нормаль НН.
При обертанні коліс точка зачеплення S евольвентних профілів
переміщується по спільній нормалі НН (рис.)- геометричному місцю точок
зачеплення спряжених профілів- і називається лінією зачеплення. Лінія
зачеплення НН являється одночасно лінією тиску , так як сила тиску
профілю зуба шестерні на профіль зуба колеса діє по загальній нормалі НН
до обох профілів.
Кут ??, утворений лінією зачеплення НН і загальною дотичною ТТ до
початкових околів, називається кутом зачеплення.
З подібності кутів трикутників О2СП і О1ВП
О2П / О1П = О2С / О1В або r?2 /r?1 = rb2/ rb1
З формули видно u = ?1/?2 = const, тобто, відношення кутових швидкостей
двох спряжених евольвентних профілів обернено пропорційне радіусам
основних околів і не залежить від відстані між центрами цих околів.
Правильність евольвентного зачеплення не порушиться при зміні міжосьової
відстані а?. Ця властивість являється важливою перевагою евольвентного
зачеплення перед циклоїдальним, яке залежить від відстані а?.
Утворення циліндричного зубчатого колеса. Реальні зубчаcті колеса
характеризуються шириною зубчатого вінця. В зачеплені беруть участь не
профілі, а поверхні зубів, значить, дотику плоских профілів в точці
відповідає дотику поверхонь по лінії контакту. Основним околам коліс
відповідають основні циліндри коліс, початковим околам-початкові
циліндри, околам вершин – циліндри вершин.
Основи нарізання зубів методом обкатки. Рейка представляє собою випадок
зубчастого колеса, в якому число зубів перетворюється в безкінченість,
при цьому початковий окіл колеса перетворюється в пряму лінію, яка
називається початковою прямою. При роботі реєчної передачі початкова
пряма рейки перекочується без ковзання по початковому околу колеса.
Згідно третій властивості евольвенти профіль зуба рейки прямобічний,
трапецевидкої форми з кутом загострення 2??.
Зачеплення евольвентного зубчатого колеса з рейкою положено в основу
нарізання зубчастих коліс методом обкатки, при цьому рейка
використовується в якості ріжучого інструменту. Щоб прямолінійна ріжуча
кромка зуба інструментальної рейки могла обробити профіль зуба, потрібно
її положення по відношенню до зуба увесь час змінювати. Такий рух
називається рухом обкатки, а процес нарізання зуба – нарізання методом
обкатки.
В процесі нарізання заготовка обертається навколо своєї осі, а
інструментальна рейка здійснює зворотньо-поступальний рух паралельно осі
заготовки по принципу довбяка і поступальний рух паралельно дотичній до
ободу заготовки. Початковий окіл колеса, що нарізається ділиться кроком
рейки на z рівних частин, завдяки чому він отримав назву ділильний окіл.
На ділильному околі крок р і кут зачеплення ?? колеса, що нарізається
рівні кроку і куту профіля інструментальної рейки.
При збільшенні до безкінченості числа зубів нормального (некорегованого)
колеса отримується основна рейка, профіль якої відповідає вихідному
контуру. Вихідний контур характеризується кутом профіля ? =20?.
Вихідний контур інструментальної рейки відрізняється від контуру
основної рейки збільшеною на радіальний зазор с висотою головки зуба,
необхідною для утворення більшої глибини впадини, що забезпечує
радіалбний зазор с в зачеплені спряжених коліс. Лишня висота зуба рейкі
не бере участі вформуванні евольвентної частини профіля зуба.
Виготовлення зубчастих коліс. Заготовки зубчсатих коліс отримують
литтям, ковкою або різанням. Зуби коліс виготовляють накатуванням,
нарізанням, рідше литтям.
Накатування зубів. Приміняється в масовому виробництві. Попереднє
формоутворення зубів циліндричних і конічних коліс проводиться горячим
накатуванням. Вінець стальної заготовки нагрівають токами високої
частоти до температури ~ 1200?С, а потім обкатують між
колесами-обкатниками. При цьому на вінці видавлюються зуби. Для
отримання коліс більш високої точності проводять слідом ідучу механічну
обробку зубів або холодне накатування – калібровку.
Холодне накатування зубів приміняється при модулі до 1 мм.
Нарізання зубів. Існує два методи нарізання зубів: копірування і
обкатка. Метод копірування заключається в прорізанні впадин між зубами
модульними фрезами: дисковими або пальцевими. Після прорізання впадини
заготовку повертають на крок зачеплення. Профіль впадини представляє
собою копію профіля ріжучої кромки фрези. Метод копірування – неточний,
використовується в основному в ремонтному ділі.
Нарізання зубів методом обкатки основано на відтворенні зачеплення
зубчастої пари, одним з елементів якої є ріжучий інструмент – черв’ячна
фреза, довбяк або реєчний довбяк – гребінка. Черв’ячна фреза має в
осьовому січенні форму інструментальної рейки. При нарізанні зубів
заготовка і фреза обертаються навколо своїх осей, забезпечуючи
безперервність процесу.
Нарізання зубів черв’ячними фрезами широко використовують для
виготовлення циліндричних коліс з зовнішнім розміщенням зубів. Для
нарізання коліс з внутрішнім розміщенням зубів приміняють довбяки.
Гребінками нарізають прямозубі і косозубі колеса з великим модулем
зачеплення.
Нарізання зубів конічних коліс методом обкатки проводять струганням,
фрезеруванням, інструментом з прямобічним профілем або різцовими
головками.
Зуби точних коліс після нарізання підлягають обробці шевінгуванням,
шліфуванням, притиркою або обкаткою.
Шевінгування приміняють для тонкої обробки некалених коліс. Виконують
інструментом – шевером, який має вид зубчастого колеса з вузькими
канавками на поверхні зубів. Обертаючись в зачепленні колесом, шевер
знімає ріжучими кромками канавок волосоподібні стружки з зубів колеса.
Шліфування використовують для обробки калених зубів. Виконують
шліфувальними кругами способом копірування або обкатки.
Притирку виконують для обробки калених зубів. Виконують притіром –
чавунним, точно виготовленим колесом з використанням притірочних
абразивних паст.
Обкатка приміняється для зглажування шорсткості на поверхні незакалених
коліс. На протязі 1 – 2 хв. зубчате колесо обкатують під навантаженням з
еталонним колесом великої твердості.
3. Основні елементи і характеристики евольвентного зачеплення
Початкові околи. Проведемо з центрів О1 і О2 через полюс П два окола,
які в процесі зачеплення перекочуються один по другому без ковзання. Ці
околи називають початковими. При зміні міжосьової відстані а? міняються
і діаметри d? околів шестерні і колеса. Відповідно, в парі зубчастих
коліс може бути багато початкових околів. У окремо взятогоколеса
початкового окола не існує.
Ділильний окіл. Окіл на якому крок р і кут ?? відповідно рівні кроку і
куту профіля ?. інструментальної рейки, називається ділильним. Цей окіл
належить окремо взятому колесу.
Ділильні околи співпадають з початковими, якщо міжосьова відстань пари
коліс рівна сумі радіусів початкових околів.
а? = d1/2 + d2/2 = d1 (u + 1) /2
Коловий крок p. Відстань між одноіменними сторонами двох сусідніх зубів,
взята по дузі ділильного кола , називається коловим кроком зубів по
ділильному колу.
Основний крок рb вимірюють по основному околу. На основі другої і
четвертої властивостей евольвенти відстань по нормалі між одноіменними
сторонами двох сусідніх зубів рівна кроку рб. (рис. 8)
З трикутника О2ВП діаметр основного околу db2 = 2r b2 = d2 cos ??,
звідки
Pb = p cos ??
Кругова товщина зуба st и кругова ширина впадини еt по дузі ділильного
окола нормального колеса теоретично рівні. Однак при виготовлені коліс
на теоретичний розмір st назначають таке розміщення допуску , при якому
зуб виходить тоншим, внаслідок чого гарантується боковий зазор J ,
необхідний для нормального зачеплення.
Коловий модуль зубів З визначення кроку виходить, що довжина ділильного
кола зубчатого колеса ?d = pz, d = pz/?
Для зручності розрахунків і вимірів в якості основного розрахункового
параметру прийнято раціональне число p/?, яке називають модулем m і
вимірюють в міліметрах.
Модуль являється основною характеристикою зубів і регламентується
стандартом.
Висота головки і ножки зуба. Ділильний окіл розсікає зуб на головку ha і
ніжку hf . для створення радіального зазору с ( див. Рис. 9)
hf = ha + с
Довжина активної лінії зачеплення. При обертанні зубчастих коліс точка
зачеплення S пари зубів переміщається по лінії зачеплення НН. Зачеплення
профілів починається в точці S ?пересічення лінії зачеплення з околом
вершин колеса и закінчується в точці S ??????? ?пересічення лінії
зачеплення з околом вершин шестерні. Відрізок S ? S ??????? ? лінії
зачеплення називається довжиною активної лінії зачеплення.
Ковзання при взаємодії зубів. При роботі коліс зачеплення двох зубів
проходить по робочих участках профілів ВПС, які визначаються графічно
шляхом переносу кінцевих точок S ??????? і S ??????? ? лінії зачеплення
на профілі зубів.
В процесі зачеплення робочі відрізки профілів зубів одночасно
доторкаються і ковзають один по одному.
Точки профілів головок мають більші дотичні швидкості, ніж точки ніжок,
внаслідок чого поверхні головок являються випереджувальними. Більшому
зносу підлягає ніжка, меншому – головка, що призводить до викривлення
профіля. Це є недоліком евольвентного зачеплення.
Вплив числа зубів на форму і міцність зуба. Для зменшення габаритів
зубчастої передачі використовують колеса з малою кількістю зубів. Зміна
кількості зубів призводить до зміни форми зуба. Із зменшенням Z
збільшується кривизна евольвентного профіля, а товщина зуба біля основи
і біля вершини зменшується.
При подальшому зменшенні Z нижче допустимого з являється підріз ніжки
зуба ріжучою кромкою інструмента, в результаті чого міцність зуба різко
зменшується. Щоб виключити підріз ніжки при малому Z , необхідно
інструментальній рейці повідомити зміщення xm, при якому вершина її зуба
вийде з зачеплення з зубом в точці S і евольвента профіля вийде повною.
Зуб буде окресленний пологою частиною евольвенти того ж основного кола r
b . Величина xm називається абсолютним зміщенням рейки. Х- відносне
зміщення рейки або коофіцієнт зміщення.
ПН = П S sin? = ОПsin??
4. Поняття про зубчасте зачеплення зі зміщенням
Корегуванням називається покращення профіля зуба шляхом його окреслення
другим участком тієї ж самої евольвенти порівняно з нормальним
зачепленням.
Корегування застосовується:
А ) для усунення підрізання зубів шестерні при z
робочих поверхонь зубів досягається об’ємним та поверхневим
загартуванням .Ці види термообробки дозволяють в декілька разів
підвищити навантажену спроможність передачі в порівнянні з покращеними
сталями.
Зуби коліс з міцністю поверхней Н>350 НВ не прироблюються. Для
неприроблених зубчастих передач забезпечувати різність міцності зубів
шестерні та колеса не вимагається.
Поверхневе загартування зубів з нагріванням струмами високої частоти
(с.в.ч.) бажано для шестерень з модулем m>2 мм, які працюють з
покращеними колесами через добру приробку зубів. При малих модулях
дрібний зуб загартовується наскрізь, що робить його крихким і
супроводжується коробленням. Для загартування с.в.ч. використовують
сталі 45,40Х,40ХН,35ХМ.
Цементацію використовують для коліс, розміри яких повинні бути
мінімальними (авіація, транспорт і т.п.) . Для цементації використовують
сталі 20Х,12ХН3А та ін.
Азотирування забезпечує особливо високу міцність поверхневих слоїв
зубів. Для передач, в яких відсутнє абразивне зношування зубів, можливе
використання азотирування. Воно супроводжується малим коробленням та
дозволяє отримати зуби 7-ї степені точності без фінішних операцій. Для
підвищення міцності серцевини зуба заготовку колеса покращують. Для
азотирування використовують сталі 40ХНМА,40Х2НМА,38ХМЮА,38Х2Ю.
Колеса з міцністю Н>350 НВ нарізають до термообробки. Обробку зубів
виконують після термообробки.
Вибір марок сталей для зубчастих коліс. Без термічної обробки механічні
характеристики всіх сталей близькі ,тому використання легованих сталей
без термообробки не допускається.
Проколювання сталей різне: високолегованих – найбільше, вуглеводневих –
найменше. Сталі з поганим проколюванням при великих розрізах заготовок
неможливо термічно обробити на високу міцність. Тому марку сталі для
зубчастих коліс вибирають з розрахунком розмірів їх заготовок.
Рекомендуються слідуючі сталі і варіанти термічної обробки ( т.о.):
1 – марки сталей однакові для колеса та шестерні : 45, 40Х,40ХН,35ХМ та
ін. Т.о. колеса – покращення ,міцність 235…262 НВ.Т.о. шестерні –
покращення, міцність 269…302 НВ;
2 – марки сталей однакові для колеса та шестерні : 40Х.40ХН,35ХМ та ін.
Т.о. колеса – покращення, міцність 269…302 НВ. Т.о. шестерні –
покращення і загартування с.в.ч.; міцність 45…50 HRC ..48…53 HRC та
ін.(залежить від марки сталі);
3 – марки сталей однакові для колеса та шестерні : 40Х,40ХН.35ХМ та ін.
Т.о. колеса та шестерні однакові – покращення та загартування с.в.ч.;
міцність 45…50 HRC, 48…53 HRC та ін.(залежить від марки сталі);
4 – марки сталей для колеса : 40Х,40ХН.35ХМ та ін. Т.о. колеса –
покращення і загартування с.в.ч.; міцність 45…50 HRC, 48…53HRC та
ін.(залежить від марки сталі).
Марки сталей для шестерні : 20Х,20ХНМ,18ХГТ та ін. Т.о. шестерні –
покращення , цементація та загартування; міцність 56…63 HRC ;
5 – марки сталі однакові для колеса та шестерні : 20Х,20ХНМ.18 ХГТ та
ін. Т.о. колеса та шестерні однакові – покращення , цементація та
загартування ;міцність 56…63 HRC .
Стальне лиття. Використовують для виготовлення крупних зубчастих коліс
(d a .> 500 мм ) . Використовують сталі 35 Л….55 Л . Литі колеса
нормалізують.
Чавуни. Використовують при виготовленні зубчастих коліс тихохідних
відкритих передач. Рекомендуються чавуни СЧ18…СЧ 35 .Зуби чавунних
коліс добре приробляються ,але мають понижену міцність на згині.
Пластмаси. Використовують в скороходних слабонавантажених передачах для
шестерен ,які працюють в парі з металевими колесами .Зубчасті колеса із
пластмас відрізняються безшумністю та плавністю ходу. Найбільш
розповсюджені текстоліт, лигнофоль, капролон, поліформальдегід.
8. Види руйнування зубів та критерії працездатності зубчастих передач
В процесі роботи на зуби діють сили навантаження, що передають і сили
тертя. Для кожного зуба навантаження міняються в часі по переривчатому
від нульовому циклу. Повторно-перемінні навантаження являються причиною
втомлюваного руйнування зубів: їх поламки і викришування робочих
поверхонь. Тертя в зачепленні викликає зношення і заїдання зубів.
Поламка зубів. Це найбільш небезпечний вид руйнування. Поламка зубів є
результатом повторно-перемінних напружень, що виникають в зубах та
перевантаження. Тріщини від втоми заявляються у основи зуба на тій
стороні, де від згину виникли найбільші напруження розтягу. Прямі
короткі зуби виламуються повністю, а довгі обламуються по косому
січенні. Поламку від втоми попереджують розрахунком на міцність по
напруженнях згину ? f, використанням корекції, а також збільшенням
точності виготовлення та монтажа передачі.
Втомне викришування робочих поверхней зубів. Основний вид руйнування
зубів для більшості закритих передач. Виникає внаслідок дії
повторно-перемінних контактних напружень ? H. Руйнування починається на
ніжці зуба в навколополюсній зоні, де розвивається найбільша сила тертя
, що сприяє пластичній течії металу і утоворюванню мікротріщин на
поверхні зубів. Розвитку тріщин сприяє розклинюючий ефект мастильного
матеріалу. який запресовується в тріщини при зачепленні. Розвиток тріщин
приводить до викришування частинок поверхні , появленню спочатку дрібних
ямок, які переходять в раковини. При викришуванні порушуються умови
утворення суцільної масляної плівки (мастило вижимається в ямки), що
приводить до швидкого зношення і задиру зубів. Зростають динамічні
навантаження, шум, температура.
При твердості поверхні зубів Н350 НВ,
воно з часом вражає всю робочу поверхню ніжок зубів.
Викришування зубів від втоми попереджують розрахунком на міцність по
контактним напруження, підвищенням твердості поверхні зубів,
використанням корекції, підвищенням степені точності, правильним вибором
сорта мастила.
У відкритих передачах викришування не наблюдається, так як зношення
поверхні зубів попереджує розвиток тріщин від втоми.
Зношення зубів. Основний вид руйнування зубів відкритих передач. По мірі
зношення зуб тоншає, послаблюється його ніжка, збільшуються зазори в
зачепленні, що на кінець приводить до поламки зубів. Руйнуванню зубів
сприяє виникнення підвищеного шуму при роботі передачі. Зношування можна
зменшити захистом від попадання абразивних частинок, підвищенням
твердості та пониженням шороховатости робочих поверхней зубів,
зменшенням ковзання зубів корекцією.
Заїдання зубів. Це приварювання частинок одного зуба до другого
внаслідок місцевого підвищення температур в зоні зачеплення. Нарости,
які з’явились на зубах задирають робочі поверхні інших зубів, бороздячи
їх в напрямку ковзання. Заїдання зубів попереджають підвищення твердості
та пониженням шороховатості робочих поверхонь зубів, використанням
корекції, правильним підбором протизадирних мастил.
9. Допустимі навантаження
Розрахунки на контактну та згибну міцність при довготривалій роботі
виконують по допустимим напруженням відповідно [?] и [ ? ] F.
Допустимі контактні напруження [? ]H. Експериментом встановлено, що
контактна міцність робочих поверхонь зубів приділяється в основному
міцністю цих поверхонь. Допустимі контактні напруження для розрахунків
на міцність при довготривалій роботі
[?] н = н ?[ ? ] но
де [ ? ]но – допустиме контактне напруження , яка відповідає контактній
витривалості при кількості циклів переміни напружень N но. Для передач,
вихід із роботи яких пов’язаний з важкими наслідками, значення [? ]но
зменшуються;
К нL – коефіциент довготривалості, який враховує термін служби та режим
навантаження передачі.
КHL = ?NH0/N>1 але, N но , відповідно , для довготривало працюючих
(на протязі декілька років) передач Кн? = 1.
Циліндричні та конічні зубчасті передачі з прямими та непрямими зубами
розраховують по меншому значенню [ ? ]н із отриманих для шестерні та
колеса.
Виняток складають зубчаті передачі з непрямими зубами при різності
середніх міцностей робочих поверхонь зубів шестерні та колеса
Допустимі напруження згину [?]F. Допустимі напруження згину для
розрахунку на міцність при довготривалій роботі
[?]F = KFL [?]F 0
де [?]F 0 – допустиме напруження згину, яке відповідає границі згинної
витривалості при числі циклів напружень NF0 = 4 ·10 для всіх сталей.
KFL – коефіциент довготривалості. При міцності H350 НВ
Визначають по формулі. KFL = ?NF0/N>1
Для довготривало працюючих передач. Для реверсивних передач[?]FL
зменшують на 20%.
10. Загальні відомості про циліндричні прямозубі передачі
В прямозубій передачі зуби входять в зачеплення зразу по всій довжині.
Через неточність виготовлення передачі і її зносу процес виходу однієї
пари зубів із зачеплення і початок зачеплення іншої пари супроводжується
ударами і шумом, сила яких зростає із збільшенням колової швидкості
коліс. Прямозубі передачі використовують при невисоких та середніх
колових швидкостях; відкриті передачі, як правило, роблять прямозубими.
Згідно основної теореми зачеплення для понижуючих передач передаточне
число u = ?1/ ?2 = d2/d1 = z2/z1
Для пари циліндричних зубчатих коліс рекомендується u 1 мм стандартизований. В курсі
“Деталі машин” вивчають основи такого розрахунку. При цьому вводять
деякі спрощення, які мало впливають на результати для більшості випадків
практики. В розрахунках використовують багато різних коефіцієнтів.
Коефіцієнти, загальні для розрахунку на контактну міцність та згин,
позначають буквою К, спеціальні коефіцієнти для розрахунку на контактну
міцність – буквою Z, на згин – буквою Y.
Закриті передачі розраховують на попередження викришування робочих
поверхонь зубів і їх поламки (згину). Розміри передачі визначають
розрахунком на контактну міцність, а розрахунок зубів несе перевірочний
характер з ціллю визначення мінімально можливого значення модуля.
Відкриті зубчасті передачі розраховують на контактну міцність з
послідуючою перевіркою зубів на згин з розрахунком їх зносу.
Розрахунок на контактну міцність. Контактна міцність зубів являється
основним критерієм працеспроможності більшості зубчастих передач. При
виведенні розрахункової формули на контактну міцність розглядають
доторкання зубів в полюсі, де відбувається однопарне зачеплення і
виникає викришування; при цьому контакт зубів розглядають як контакт
двох циліндрів з радіусами, які рівні радіусам евольвент в полюсі
зачеплення ? 1 і ? 2.
Найбільш контактну напругу в зоні зачеплення визначають по формулі
Герца:
[?] = ? Епр/2? ( 1- ?? ) · q / ?пр
Де q – нормальне навантаження на одиницю довжини контактної лінії зуба :
для прямозубих коліс довжина контактних ліній дорівнює ширині вінця
колеса b2.
Коефіциент ширини вінця колеса ?a = b2 / a ?
При розрахунку циліндричних передач значення ? a надають
Розположення шестерні відносно опор…………………..
Симетричне…………………………………………………0,4..
.0,5
Несиметричне…………………………………………….0,25…0
,4
Консольне………………………………………………….0,2..
.0,25
Найбільші значення ? – для передач з міцністю зубів колеса Н 15 м/с приробка зубів різко погіршується, так як між
зубами з’являється стійкий масляний слой, який захищає їх від зносу.
Вплив нерівномірного розподілу навантаження по довжині зуба при
розрахунку на контактну міцність зубів враховується коефіциентом Кн?.
Для прироблюючих коліс Кн? = 1,0.
Для неприроблюючих коліс числове значення Кн? приймають за формулою в
залежності від коефіцієнту.
?d= b2/b1 = 0,5 ?a (u + 1)
Коефіцієнт динамічного навантаження Кнv. При роботі зубчастих передач в
результаті неточностей виготовлення і зборки, а також деформації зубів
виникають додаткові динамічні навантаження, вплив яких при розрахунку на
контактну міцність зубів враховується коефіцієнтом Кнv.
Для прямозубої передачі при v350 НВ.
Числові коефіцієнти справедливі тільки для пари стальних зубчастих
коліс, причому в них скриті конкретні одиниці. При переході до інших
матеріалів або інших одиниць числові коефіцієнти необхідно
перераховувати.
Контактна міцність зубів коліс залежить від матеріалу та габаритних
розмірів передачі та не залежить від модуля та числа зубів поокремо.
Розрахунок на згин. Одним із основних критеріїв працеспроможності
зубчастих передач являється міцність зубів на згин. При виводі
розрахункової формули приймають допущення:
Зуб розглядають як консольну балку, яка навантажена зосередженою слою
Fn, прикладеною до зуба в його вершині. Ця сила, яка діє під кутом до
осі зуба , викликає в його січеннях напругу згину та стиснення. Силу Fn
переносять по лінії зачеплення до осі зуба и одержану точку О приймають
за вершину параболи, яка оприділяє контур балки рівного опору згину.
Точки А і В касання гілок параболи і профіля зуба визначають положення
небезпечного січення зуба на згин.
Сила тертя в зачепленні і стискаюча дія сили Fn мало впливає на напругу
и тому не враховується.
При цих допущеннях найбільша напруга згину в небезпечному січенні ножки
зуба АВ,
Де Wx= bs?/6 – осьовий момент опору небезпечного січення ножки зуба;
Кt – теоретичний коефіцієнт концентрації напружень
Плече згину l та товщину зуба s в небезпечному січенні визначають через
модуль зубів l = ?m, s = ?m де ? і ? – коефіцієнти враховуючі форму
зуба.
Врахувавши нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба
поправочним коефіцієнтом Kf? та додаткові динамічні навантаження в
зачепленні з коефіцієнтом Kf? одержуємо формулу для перевірочного
розрахунку прямозубих передач
[?] = YF· Ft / Kf?
Де b = b2 – ширина вінця (ободу) колеса; Кfv – коефіцієнт динамічного
навантаження;
Для прямозубих передач при v350НВ;
Кf? – коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба: для
прироблюючих коліс Кf?=1,0, для неприроблюючих коліс коефіцієнт
приймають в залежності від коефіцієнта ?d.
Yf – коефіцієнт форми зуба – величина безрозмірна, яка залежить від
числа зубів Z і коефіцієнта зміщення X.
Через меншу кількість зубів зуб шестерні у основи більш тонкий, ніж у
колеса; це відображено в більшому значенні коефіцієнта Yf (Y f1 > Y f2
). Для забезпечення приблизно рівної міцності шестерні та колеса
шестерню роблять із більш міцного матеріалу, ніж колесо.
Зуби шестерні і колеса мають рівну міцність на згин при умові.
12. Загальні відомості про циліндричні косозубі передачі
Циліндричні колеса , в яких зуби розміщені по гвинтових лініях на
ділильному циліндрі , називають косозубими. На відміну від прямозубої в
косозубій передачі зуби входять в зачеплення не зразу по всій довжині, а
поступово. Збільшується час контакту однієї пари зубів, протягом якого
входять нові пари зубів, навантаження передається по великій кількості
контактних ліній , що значно знижує шум та динамічні навантаження.
Чим більший кут нахилу лінії зуба , тим вища плавність зачеплення. У
пари спряжених косозубих коліс з зовнішнім зачепленням кути рівні , але
протилежні за направленням.
Якщо до коліс не пред”явлено спеціальних вимог, то колеса нарізають
правими, а шестерні – лівими.
В косозубого колеса відстань між зубами можно виміряти в торцовому або
круговому та нормальному напрямках. В першому випадку одержуємо коловий
крок, в другому – нормальний крок. Різними в цих направленнях будуть
модулі та зачеплення.
Нормальний модуль m повинен відповідати стандарту і бути вихідною
величиною при геометричних розрахунках.
Розділовий та початковий діаметри
D = d ? = m ?z = mz /cos?
Косозубе колесо нарізають тим же інструментом, що і косозубі. Нахил зуба
одержують поворотом інструменту на кут ?, профіль косого зуба в
нормальному січенні відповідає вихідному контуру інструментальної рейки
и, відповідно, співпадає з профілем прямого зуба модуля m .
Еквівалентне колесо. Профіль косого зуба в нормальному січенні А- А
відповідає вихідному контуру інструментальної рейки, тому співпадає з
профілем прямозубого колеса. Розрахунок косозубих коліс проводять,
використовуючи параметри еквівалентного прямозубого колеса.
Профіль зуба в цьому січенні майже співпадає з профілем умовного
прямозубого колеса, яке називається еквівалентним.
Сили в зачепленні. При визначенні направлення сил враховують направлення
руху коліс і направлення нахилу зуба (праве або ліве).
Осьова сила додатково навантажує підшипники. Присутність в зачепленні
осьових сил є недоліком косозубої передачі.
13. Шевронні циліндричні передачі
Шевронне колесо представляє собою спарене косозубе колесо , виконане як
одно ціле. Внаслідок різного направлення зубів на полушевронах осьові
сили взаємно врівноважуються на колесі і на підшипники не передаються.
Це дозволяє приймати у шевронних коліс кут нахилу зуба ? = 25…40?, що
підвищуе міцність зубів і плавність передачі.
Шевронні зубчасті колеса виготовляють з доріжкою в середині колеса для
виходу ріжуючого інструменту (черв’ячної фрези) або без доріжки
(нарізають долбяком або гребінкою із спеціальною заточкою).
Шевронні колеса без доріжки нарізають на спеціальних дорогих верстатах,
тому їх використовують рідше , ніж колеса з доріжкою. Ширина доріжки а =
(10…15) m.
Шевронний зуб вимагає строго визначеного осьового положення шестерні
відносно колеса, тому вал одного із коліс пари монтують в підшипниках,
які допускають осьову “гру” вала.
Недоліком шевронних коліс є велика вартість їх виготовлення.
Використовуються в сильних скорохідних закритих передачах.
Геометричний та міцнісний розрахунки шевронної передачі анологічні
розрахункам косозубої передачі.
14. Зубчасті передачі з зачепленням М. Л. Новикова
Евольвентне зачеплення, розповсюджене в сучасному машинобудівництві, є
лінійчастим , так як контакт зубів відбувається по лінії (практично по
вузькій площадці). яка знаходиться вдоль зуба. Внаслідок малого
приведеного радіуса кривизни контактна міцність евольвентного зачеплення
порівняно невисока, тому для сучасних сильних передач важливе питання
підвищеної несучої спроможності зубчастих передач.
М.Л.Новиковим було запропоноване нове точечне зачеплення, в якому
профілі зубів коліс в торцовому січенні окреслені по дугам кіл. Зуб
шестерні робиться випуклим, а зуб колеса – вогнутим, що збільшує їх
приведений радіус скривлення , значно підвищуючи контактну міцність
передачі.
В зачепленні Новикова контакт зубів відбувається в точці і зуби
торкаються тільки в момент проходження профілів через цю точку, а
безперервність передачі руху забезпечується гвинтовою формою зубів. Тому
зачеплення Новикова може бути тільки косозубим з кутом зубів ? =
15…20?.Положення точки контакта зубів характеризується її зміщенням
від полюса, а лінія зачеплення влаштовується паралельно осі колеса. В
результаті пружної деформації і приробки під навантаженням точечний
контакт переходить в контакт по малій площадці. При взаємному
перекачуванні зубів контактна площадка пересувається вдоль зуба з
великою швидкістю , яка перевищує колову швидкість коліс приблизно в три
рази, що складає благоприємні умови для появлення стійкого мастильного
слоя між зубами. З цієї причини втрати на тертя в передачі Новикова
значно менші.
Використовують передачі Новикова з однією лінією зачеплення – заполюсні
( рідще – дополюсні ) та з двома лініями зачеплення – дозаполюсні. В
передачах з однією лінією зачеплення профіль зуба одного колеса ( як
правило, шестерні) випуклий, а іншого – вогнутий. Якщо ведучою ланкою є
шестерня з випуклим профілем зубів, то точка контакту розташована за
полюсом і передачу називають заполюсною. Якщо ведучим являється колесо з
вогнутим профілем, то передача стає дополюсною.
Дозаполісну передачу можна уявити як дополюсна і заполісна передачі
разом. Головки зубів щестерні і колеса мають випуклий профіль, а ніжки –
вогнутий. Цій передачі властива велика контактна та згимна міцність.
Для нарізання випуклих та вогнутих зубів заполюсної (дополюсної)
передачі вимагаються різні інструменти .Зуби дозаполюсної передачі
нарізають одним інструментом.
Значним недоліком зачеплення Новикова є підвищена чутливість до змін
міжосьової відстані і коливання навантажень.
Розрахунок передач з зачепленням Новикова ведуть аналогічно розрахунку
передач з евольвентним зачепленням, але з врахуванням їх особливостей.
15. Загальні відомості про конічні зубчасті передачі
Конічні зубчасті колеса використовують в передачах, коли осі валів
пересікаються під кутом ?. Найбільше розповсюдження мають передачі з
кутом ?= 90?, які і розгянемо нижче. Конічні колеса бувають з прямими
(а), коловими (б) і рідко шевронними зубами.
Прямозуб і передачі рекомендується використовувати при колових
швидкостях до 3 м/с .
Конічні колеса з коловими зубами в порівнянні з прямозубими мають більшу
несучу спроможність , працюють плавно і з меншим шумом. Нарізання
кругового зуба виробляється різцовими головками по методу обкатки. Кут
нахилу зуба ? в середині ширини зубчатого вінця вибирають , враховуючи
плавність зачеплення. Рекомендується приймати ? = 35?.
Спряжені колеса з коловим зубом мають різне направлення ліній зубів –
праве і ліве, якщо дивитись зі сторони вершини конуса. Шестерні
виконують з правим зубом, колеса – з лівим.
В конічних передачах шестерня розміщується консольно , при цьому
внаслідок меншої жорсткості консольного вала і деформації підшипників (
особливо шарикових) збільшується нерівномірність розподілу навантаження
по довжині зуба. З цієї причини конічні колеса в порівнянні з
циліндричними працюють з більшим шумом. Підшипники вала шестерні
розміщуються в стакані для забезпечення можливості осьового регулювання
зачеплення коліс при зборці.
Для конічної прямозубої передачі рекомендується u = 2…3; при колесах з
коловими зубами можливі більш високі значення u (найбільше значення
6,3).
Геометрія зачеплення коліс. Аналогами початкових та розділюючих
циліндрів циліндричних зубчастих передач в конічних передачах є
початкові та розділюючі конуси. При обертанні коліс початкові конуси
котяться один по одному без ковзання. В конічних передачах кутова
корекція не використовується , тому початкові і розділюючі конуси завжди
співпадають.
Кути розділюючих конусів позначають відповідно
Кут між осями ? = ?1 + ?2
Евольвентні зуби конічного колеса профілюють на розгортці додаткового
конуса, образуюча якого перпендикулярна до образуючої розділюючого
конуса. Додаткові конуси можна побудувати для зовнішнього, середнього та
внутрішнього січень конічного колеса. Ширина вінця зубчастого колеса b
обмежена двома додатковими конусами – зовнішнім та внутрішнім.
Зуби конічних коліс в залежності від змін розмірів січень по довжині
виконуються трьома формами:
Форма 1. – пропорційно понижуючі зуби. Вершини конусів розділяючого і
впадин співпадають. Використовується для прямих зубів , а також для
кругових зубів
Форма 2 – понижуючі зуби .Вершини конусів розділюючого і впадин
співпадають. По формі 2 зуби отримують обробкою впадин за один прохід ,
що підвищує продуктивність при нарізанні зубчастих коліс.
Використовується в масовому виробництві.
Форма 3. – рівновисокі зуби, твірні конусів розділяючого, впадин та
вершин паралельні. Висота зубів постійна по всій довжині.
Використовується для колових зубів.
Основні геометричні співвідношення. Як відомо, модуль зубів представляє
собою відношення розділюючого діаметра до числа зубів колеса, але для
розділюючого конуса конічного зубчастого колеса цих діаметрів , а
значить , і модулів безмежна кількість. При різних по довжині зуба
модулях висота зуба також величина перемінна. Для зручності вимірювання
розміри конічних коліс прийнято оприділяти по зовнішньому торцеві зуба,
одержаного зовнішнім додатковим конусом.
Максимальний модуль зубів – зовнішній коловий модуль – одержується по
зовнішньому торцеві колеса. Він позначається: me – для прямозубих коліс
та m te – для коліс з коловими зубами.
Еквівалентне колесо. Для прямозубої передачі профілі зубів конічного
колеса на розгортці додаткового конуса досить близькі до профілів зубів
еквівалентного циліндричного прямозубого колеса, розділююче коло якого
одержане розгорткою додаткового конуса на площину. Доповнивши розгортку
до полного кола, одержимо еквівалентне циліндричне колесо з числом зубів
Zv.
Для передачі з коловими зубами профілі зубів конічного колеса в
нормальному січенні близькі до профілів зубів еквівалентного
циліндричного прямозубого колеса з числом зубів Zv, які одержали двійним
приведенням : конічного колеса до циліндричного і кругового зуба до
прямого зуба .
Сили зачеплення. Сили в конічній передачі одержують по розмірам середніх
січень зубів, в яких лежить точка прикладення сили Fn, яка діє
перпендикулярно поверхні зуба. Силу Fn розкладають на складаючі сили Ft
Fr Fa
В прямозубій передачі :
Радиальна сила на шестерні Fr = Ft tg tg? ?cos ?1
Сили но колесі відповідно дорівнюють Fa1 =Fr2 Fa2=Fr1
17. Загальні відомості про планетарні зубчасті передачі
Планетарними називають передачі, які мають зубчасті колеса з пересувними
осями. Найбільш розповсюджена найпростіша однорядна планетарна передача
складається із центрального колеса з зовнішніми зубами, нерухомого
центрального (корончатого) колеса з внутрішніми зубами і водила, на
якому закріплені осі планетарних коліс або сателітів.
Сателіти обкатуються по центральним колесам і обертаються навколо своїх
осей, тобто роблять рух, подібний до руху планет. Водило разом з
сателітами обертається навколо центральної осі.
При нерухомому колесі рух передається від колеса до водила або навпаки.
Якщо в планетарній передачі зробити рухомими всі ланки, тобто обидва
колеса і водило, то таку передачу називають диференціалом. За допомогою
диференціала один рух можна розкласти на два або два скласти в один.
Наприклад, рух від колеса можна передавати одночасно колесу і водилу або
від коліс – водилу і т.п.
В планетарних передачах використовують не тільки циліндричні, але й
конічні колеса. Зуби можуть бути і прямі , і косі.
Переваги.
1. Малі габарити і маса (передача вписується в розміри корончатого
колеса). Це пояснюється тим, що потужність передається по декілька
потоках , чисельно рівним числу сателітів, тому навантаження на зуби в
кожному зачепленні зменшується де-кілька разів.
2. Зручні при компонуванні машин за рахунок соосності ведучих та ведомих
валів.
Працюють з меншим шумом, ніж у звичайних зубчастих передачах , що
пов”язано з меншими розмірами коліс і замиканням сил в механізмі. При
семитричному розміщенні сателітів сили в передачі взаємно
врівноважуються.
Малі навантаження на опори, що спрощує конструкцію опор та знижує втрати
в них.
Планетарний принцип передачі руху дозволяє одержати великі передаточні
числа при невеликій кількості зубчастих коліс та малих габаритах.
Недоліки.
Підвищення вимог до точності виготовлення та монтажа передачі.
Зниження к.к.д. передачі з збільшенням передаточного числа.
Планетарну передачу використовують як
а) редуктор в силових передачах і приладах;
б) коробку переміни передач, передаточне число в якій змінюється за
рахунок почергового торможення різних ланок (наприклад, водила або
одного з коліс);
в) диференціал в автомобілях , тракторах, верстатах, приладах.
Особливо ефективно використовування планетарних передач, які сумісні з
електродвигуном.
Передаточне число планетарних передач. При визначенні передаточного
числа планетарної передачі використовують метод зупинки водила (метод
Вілліса). По цьому методу всій планетарній передачі подумки
повідомляється додаткове обертання з кутовою швидкістю водила ?н, але у
зворотньому напрямку. При цьому водило ніби-то зупиняється, а закріплене
колесо звільняється. Одержується так називаємий зворотній механізм, який
уявляє собою непланетарну передачу, в якій геометричні осі всіх коліс
нерухомі. Сателіти при цьому стають проміжними (паразитними) колесами.
18. Різновиди планетарних передач
Існує велика кількість планетарних передач. Вибір типу передачі
визначається її призначенням. Найбільш широко в машинобудівництві
використовують однорядну планетарну передачу. Ця передача має мінімальні
габарити. Використовується в силових та допоміжних приводах. К.к.д.
передачі ? = 0,96…0,98 при u = 3.15…12.5.
Для одержання великих передаточних чисел в силових приводах
використовують багатоступінчасті планетарні передачі.
19. Загальні відомості про хвильові зубчасті передачі
Хвильові зубчасті передачі кінематично представляють собою планетарні
передачі з одним гнучким зубчатим колесом.
Найбільш розповсюджена хвильова передача складається із водила ,
обертаючого гнучкого колеса з зовнішніми зубами і нерухомого жорсткого
колеса з внутрішніми зубами.
Водило складається із овального кулачка і спеціального шарикопідшипника.
Гнучке зубчате колесо виготовляють у вигляді стакана із тонкою, яка
легко деформується, стінкою і з’єднують з валом. Довжина стакана колеса
близька до його діаметра. Жорстке зубчате колесо з’єднане з корпусом.
Зуби коліс частіше всього евольвентні.
Зборку зціплення роблять після деформування гнучкого колеса водилом.
Деформований зубчастий вінець гнучкого колеса приймає овальну форму, при
цьому з’являються як би два сателіти, які пов’язані гнучкою стінкою
стакана.
Гнучке колесо деформується так, що на кінцях великої осі овала зуби
зціплюються на повну робочу висоту. На малій осі зуби не зачеплюються.
Між цими дільницями зачеплення часткове.
В хвильовій передачі перетворення руху відбувається за рахунок
деформування зубчастого вінця гнучкого колеса. При обертанні водила
хвиля деформації біжить по колу гнучкого зубчастого вінця; при цьому
вінець відкатується в зворотньому напрямку по нерухомому жорсткому
колесу, обертаючи вал і стакан. Тому передача називається хвильовою, а
водило – хвильовим генератором.
При обертанні хвильового генератора овальної форми з’являються дві
хвилі. Таку передачу називають двохвильовою. Можливі трьоххвильові
передачі.
Існують багато різновидів хвильових передач. Наприклад, для передачі
руху через герметичну стінку в хімічній, авіаційній, космічній, атомній
та ін. галузях техніки використовують герметичну хвильову передачу.
Переваги хвильових передач.
1. Можливість передачі великих навантажень при малих габаритах , так як
в зціпленні одночасно знаходиться до 1/3 всіх зубів.
2. Можливість передачі руху в герметизований простір без використання
ущільнень.
Велике передаточне число при малих габаритах і відносно високому к.к.д.
для однієї ступені u23. Нарізання черв’яків та черв’ячних коліс
Архімедові черв’яки подібні ходовим гвинтам з трапецеідальною різьбою.
Основними засобами їх виготовлення є:
нарізання різцем на токарно-гвинторізному верстаті – цей засіб точний,
але малопродуктивний ;
нарізання модульною фрезою на різбофрезельному верстаті – засіб більш
продуктивний;
Працеспроможність черв’ячної передачі залежить від міцності та
шороховатості гвинтової поверхні різьби черв’яка, тому після нарізання
різьби та термообробки черв’яки часто шліфують, а в окремих випадках
полірують. Архімедові черв’яки використовують і без шліфування різьби ,
так як для шліфування їх вимагають круги фасонного профілю , що
ускладнює обробку. Евольвентні черв’яки можна шліфувати плоскою стороною
круга на спеціальних черв’ячно-шліфувальних верстатах.
Черв’ячні колеса частіше всього нарізають черв’ячними фрезами, причому
черв’ячна фреза повинна бути копією черв’яка, з яким буде зціплюватись
черв’ячне колесо. При нарізанні заготовка колеса і фреза роблять такий
же взаємний рух, який будуть мати черв’як та черв’ячне колесо при
роботі.
24. Швидкість ковзання в передачі. Передаточне число
Під час роботи черв’ячної передачі витки черв’яка ковзають по зубам
черв’ячного колеса. Швидкість ковзання vs направлена по дотичній до
гвинтової лінії розділяючого циліндра черв’яка і визначається із
паралелограму швидкостей.
Велике ковзання в черв’ячній передачі підвищує знос зубів черв’ячного
колеса, збільшує заїдання.
Для черв’ячних передач передбачено 12 степенів точності. Для силових
передач найбільше використовується 7 степінь точності.
Передаточне число u черв’ячної передачі визначають по умові , що за
кожен оберт черв’яка колесо повертається на число зубів, яке дорівнює
числу витків черв’яка :
На практиці в силових передачах використовують черв’яки з числом витків
Z1 = 1;2;4 . Із збільшенням Z1 збільшуються технологічні труднощі
виготовлення передачі і збільшується число зубів черв’ячного колеса Z2.
Число витків черв’яка Z1 залежить від передаточного числа u:
u................................................8...14 св. 14...30
св.30
Z1……………………………………………..4 2 1
Щоби запобігти підрізування основи ніжки зуба в процесі нарізання зубів
приймають Z2 > 26 . Оптимальним є Z2 = 40…60. Діапазон передаточних
чисел в цих передачах u = 10…80.
25. Сили в зачепленні
В приробленій черв’ячній передачі, як і в зубчастих передачах, сила
черв’яка сприймається не одним, а декількома зубами колеса.
Кругова сила на черв’ячному колесі Fal: Ft2 = Fal = 2T2/ d2
Кругова сила на черв’яку Ft1 = Fa2 = 2T1/ d1
Радіальна сила на черв’яку Fr1 = Fr2 = Ft2tg?
Направлення осевих сил черв’яка і черв’ячного колеса залежать від
напрямку обертання черв’яка, а також від напрямку лінії витка.
26. Матеріали черв’ячної пари
Черв’як та колесо повинні утворювати антифрикаційну пару, мати високу
міцність, зносостійкість та опір заїдам через значні швидкості ковзання
в зачепленні.
Черв’яки виготовляють із середньовуглецевих сталей марок 40, 45,50 або
легованих сталей марок 40Х, 40ХН з поверхневим або об’ємним
загартуванням до твердості 45…53 НRСз. При цьому необхідне шліфування та
полірування робочих поверхонь витків.
Добру роботу передачі забезпечують черв’яки із цементуємих сталей (15Х,
20Х та ін.) з міцністю після загартування 56…63 НRCз.
Зубчасті вінці черв’ячних коліс виготовляють в основному із бронзи ,
причому вибір марки матеріалу залежить від швидкості ковзання vs та
тривалості роботи.
При високих швидкостях ковзання (vs = 5…25 м/с) и для тривалої роботи
рекомендуються олов’яні бронзи марок Бр010Ф1, Бр010Н1Ф1, які мають добрі
протизадирні властивості.
При середніх швидкостях ковзання (vs = 2…5 м/с) використовують
алюмінієву бронзу марки БрА9ЖЗЛ. Ця бронза має понижені протизадирні
властивості, тому використовується в парі з загартованими до міцності
>45РКСз, шліфованими та полірованими черв’яками. В окремих випадках її
використовують до vs = 8 м/с.
При малих швидкостях ковзання (vs 28. Допустимі навантаження для матеріалів вінців черв’ячних коліс Допустимі напруження вираховують за емпіричними формулами в залежності від матеріалів зубів колеса, міцності витків черв’яка, швидкості ковзання та ресурсу. Допустимі контактні напруження ([?]н. ) 1. Для олов’яних бронз (Бр010Н1Ф1, Бр010Ф1 та ін.) [?]н. визначають із умови опору втомленому викришуванню робочих поверхонь зубів: [?]н = KHL C?[?]н 2. Для без олов’яних бронз та латуней ( брА9ЖЗЛ, ЛЦ23А6ЖЗМu2 та ін) [?]н., визначають із умови опору заїдання: [?]н = (250… 300) - 25?s Для чавунів ( СЧ12, СЧ15 та ін.) [?]н визначають із умов опору заїданню: [?]н = 175 - 35 ?s Для всіх черв’ячних передач (незалежно від матеріалу зуба колеса),якщо черв’як знаходиться за границею масляної ванни, значення [?]н. Зменшуються на 15%. Експериментально встановлено, що згимна міцність зубів колеса залежить від матеріалу, ресурсу та характера навантаження. 29. Розрахунок на міцність черв’ячних передач В черв’ячних передачах, аналогічно зубчастим, зуби черв’ячного колеса розраховують на контактну міцність та на згин. В черв’ячних передачах, крім викришування робочих поверхонь зубів, досить велика небезпека заїдань та зношування , які залежать від значень контактних напруг [?]н. Тому, для всіх черв’ячних передач розрахунок по контактним напругам являється основним, а розрахунок по напругам згину – перевірочним. 30. К.к.д. черв’ячних передач Роль змащування в черв’ячній передачі ще важливіша, ніж в зубчастій, так як в зачепленні відбувається ковзання витків черв’яка вдоль лінії зубів колеса. У випадку поганого змащування різко зростають втрати, можливе руйнування зубів. Черв’ячна передача являється зубчато-гвинтовою , тому в ній є втрати , які властиві як зубчастій передачі, так і передачі гвинт-гайка. У загальному випадку к.к.д. черв’ячної передачі ? = ?п· ?з·з · ?в·п · ?р·м де ? ?з·з ?в·п ?р·м - к.к.д., який враховує втрати відповідно в підшипниках, зубчатому зачепленні, гвинтовій парі, а також на розмішування та розбризкування мастила. Практично к.к.д. черв’ячної передачі визначають за формулою, яка виведена для гвинтової пари, але яка розповсюджується і на черв’ячні передачі: ? = tg ?/ tg (? + ??) Значення кута тертя ?? в залежності від швидкості ковзання vs одержані експериментально для черв’ячних передач на опорах з підшипниками кочення, тобто в цих значеннях ?? враховані втрати потужності в підшипниках кочення, в зубчатомі зачепленні і на розмішування та розбризкування мастила. Величина ?? значно зменшується при збільшенні vs, так як при цьому в зоні зачеплення виникають благоприємні умови для утворення мастильного клину. Із збільшенням кута підйому лінії витка ? зростає к.к.д. передачі. Враховуючи, що tg ? = /q, одержуємо, що збільшення Z1 і зменшення q в допустимих границях забезпечує підвищення к.к.д. черв’ячної передачі. На к.к.д. передачі впливає сорт мастила та шороховатість роблочих поверхонь витків черв’яка, яка не повинна бути грубшою за 0,63 мкм. Черв’ячні передачі мають порівняно низький к.к.д., що обмежує границі їх використання. 31 Тепловий розрахунок При роботі черв’ячних передач виділяється велика кількість тепла. Втрачена потужність (1 – ?) Р1 на тертя в зачепленні і підшипниках , а також на розмішування та розбризкування мастила переходить в тепло, яке нагріває мастило, а воно через стінки корпусу передає це тепло навколишній середі. Якщо відвід тепла недостатній , передача перегрівається. При перегріванні мастильні властивості мастила різко погіршуються (його в’язкість падає) і виникає небезпека заїдання, що може привести до виходу передачі із роботи. Тепловий розрахунок черв’ячної передачі при встановленому режимі роботи визначається на основі теплового балансу, тобто рівності тепловиділення Qв і тепловіддачі Qо . Кількість тепла, яке виділяється в безперервно працюючій передачі за одну секунду Qв = (1 – ?) Р1, де ? – к.к.д. червячної передачі Кількість тепла , яке відводиться зовнішньою поверхнею корпуса за одну секунду Qо = Кт ( tм –td )А Де А – площа поверхні корпуса. 32. Конструктивні елементи черв’ячної передачі У більшості випадків черв’як виготовляють як одне ціле з валом. При конструюванні черв’яка необхідно передбачити вільний вихід інструменту при нарізанні та шліфуванні витків. Для економії бронзи зубчатий вінець черв’ячного колеса виготовляють окремо від чавунного або сталевого диска. В машинобудівництві використовують наступні конструкції вінців черв’ячних коліс: З напресованим вінцем (бандажована конструкція) – бронзовий вінець насаджений на сталевий диск з натягом. Ця конструкція використовується при невеликому діаметрі коліс в дрібносерійному виробництві. З прикрученим вінцем (звернута або болтова конструкція) – бронзовий вінець з фланцем закріпляють болтами до диску. Фланець виконують симетрично відносно вінця для зменшення температурних деформацій зубів. Осьове положення зубчастого вінця регулюють набором металевих прокладок. Таку конструкцію використовують при значних діаметрах коліс (> 400 мм).
З вінцем, який відлитий на стальному центрі – стальний центр вставляють
в форму , в яку заливають бронзу для одержання вінця. Цю конструкцію
використовують в серійному та масовому виробництві.
У всіх випадках чистове обточування заготовки колеса і нарізання зубів
виконують після закріплення вінця на диску.
Розміри елементів диска визначають по співвідношенням, які рекомендують
для циліндричних зубчастих коліс.
Література:
Устюгов І.І. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1984. – 306 с.
Куклін Н.Т., Кукліна І.С. Деталі машин. – К.:«Вища школа», 1987. – 275
с.
Решетов Д.Н. Детали машин. – М.:«Машиностроение», 1989. – 416 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т.
М:«Машиностроение», 1979-1982. – 370 с.
Заблонский К.И. Детали машин. – К.:«Вища школа», 1985. – 428 с.
Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник. М., 1984. –
280 с.
Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. –
М.:«Машиностроение». 1979. – 270 с.
Детали машин: Атлас. /Под ред. Д.Н.Решетова. – М.:«Машиностроение»,
1988. – 270 с.
Кудрявцев В.Н. Детали машин. – М.-Л.:«Машиностроение», 1980. – 360 с.
Проектирование механических передач. /Под ред. С.А.Чернавского. –
М.:«Машиностроение», 1984. – 318 с.
Нашли опечатку? Выделите и нажмите CTRL+Enter
