Зубчатые передачи презентация

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.

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.

Из всех перечисленных выше разновидностей зубчатых передач наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные. Конические и винтовые передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

— 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.

0 начальные и делительные окружности совпадают:
dwl = dl = mzu; dwi = d2 = mz2.
При нарезании колес со смещением делительная плоскость рейки (делительная окружность инструмента) смещается к центру или от центра заготовки на хт (см. рис. 8.22); х — коэффициент смещения исходного контура. Смещение от центра считают положительным (х > 0), а к центру — отри­цательным (х<0). aw= 0,5 (dwl+ dw2) — межосевое расстояние; aw=m (0,5zz + xz—Ay)

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.

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.

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.

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.

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.

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).

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.

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.

счет волнового деформирования гибкого звена механизма. Впервые такая передача была запатентована в США инженером Массером.

а в волновой — отношению радиуса ведомого колеса к разности радиусов или к размеру деформирования и>0.

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.
 

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.
.

валов

с гладким ободом

с клинчатым ободом

с гладким ободом

с клинчатым ободом

внешнее колесо

внутреннее колесо

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.

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.

относительно ведущего окружная скорость его v2 несколько меньше окружной скорости последнего v1. Зависимость между этими скоростями v2 = v1ζ ,
где ζ - [ 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 η - 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 ζ. Тогда
и
.

радиусов R2/R1.


Передаточное число вариатора изменяется от минимального Umin до максимального Umax значения.
Отношение максимальной угловой скорости ведомого колеса вариатора ω2max к минимальной его угловой скорости ω2min называется диапазоном регулирования
.

Для простых вариаторов, у которых радиус ведущего колеса остается постоянным, а радиус ведомого колеса изменяется в пределах от R2min до R2max
.





Диапазон регулирования в простых регуляторах D<4.
Для сдвоенных вариаторов при одновременном и симметричном изменении радиусов ведущего R1 и ведомого R2 колес

Диапазон регулирования в сдвоенных вариаторах D≤16.
 

друг к другу с силой Fn, определяемой по формуле

,
где k – коэффициент запаса сцепления колес.
В силовых передачах машин k=1.25÷1.5, в передачах приборов k=2.5÷3.
Коэффициент трения между колесами :
для стали по стали в масле f=0.04÷0.05 ;
или чугуну в сухую f=0.15÷0.2.
Силы Fn1 и Fn2, действующие на валы конической фрикционной передачи с углом взаимного расположения валов, равным 90°



К.п.д. фрикционной передачи в зависимости от вида передачи может быть равен 0.7÷0.96. В основном, к.п.д. фрикционной передачи колеблется в пределах от 0.95÷0.96.
С целью уменьшения потерь и повышения η целесообразно увеличивать диаметры и сохранять постоянными во время работы передачи коэффициент тяги.
Последнее достигается применением механизмов, автоматически регулирующих усилие нажатия в зависимости от передаваемой окружной силы.

друг от друга и соединённых гибкой связью – ремнём, надетым на эти шкивы с натяжением. Вращение от ведущего шкива к ведомому передаётся за счёт сил трения. Возникающих между ремнём и шкивом.

Ременные передачи

различают плоскоременные (а), клиноременные (б), поликлиновые (в) и круглоременные (г), а также передачи зубчатыми
ремнями (д).

бесшумность работы;

ограниченность передаваемой нагрузки;

простота конструкции;

лёгкость обслуживания;

небольшая стоимость изготовления.

Достоинства ременных передач

валы и подшипники.

Недостатки ременных передач

служащие для передачи движения и сил путём непосредственного контакта.

Зубчатые передачи

150 м/с для передачи мощностей от долей киловатт
до десятков тысяч киловатт;

высокая кинематическая точность;

точность изготовления;

надёжность и долговечность работы в различных
условиях эксплуатации.

Преимущество зубчатых передач

с шевронными зубьями;
в– коническая с прямыми зубьями;
г – цилиндрическая с винтовыми зубьями;
д– коническая с винтовыми зубьями; е – червячная; ж - реечная

колёс, расположенных на
некотором расстоянии друг от друга и огибаемых цепью.

ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

как не требуется большого
предварительного натяжения цепи;

высокий КПД, достигающий 0,98.

Достоинства цепных передач

переменным ускорением в элементах цепи;

шум при работе;

сложность эксплуатации.

Недостатки цепных передач