И основы конструирования




НазваниеИ основы конструирования
страница4/10
Дата публикации17.10.2016
Размер9,76 Kb.
ТипКонспект
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

^ ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарными называют передачи, имеющие зубчатые колёса с перемещающимися осями [8,29]. Эти подвижные колёса подобно планетам Солнечной системы вращаются вокруг своих осей и одновременно перемещаются вместе с осями, совершая плоское движение, называются они сателлитами (лат. satellitum – спутник). Подвижные колёса катятся по центральным колёсам (их иногда называют солнечными колёсами), имея с ними внешнее, а с корончатым колесом внутреннее зацепление. Оси сателлитов закреплены в водиле и вращаются вместе с ним вокруг центральной оси.




Планетарные передачи имеют ряд преимуществ перед обычными:

  • большие передаточные отношения при малых габаритах и массе;

  • возможность сложения или разложения механической мощности;

  • лёгкое управление и регулирование скорости;

  • малый шум вследствие замыкания сил в механизме.

В планетарных передачах широко применяют внутреннее зубчатое зацепление с углом w = 30о.

Для обеспечения сборки планетарных передач необходимо соблюдать условие соосности (совпадение геометрических центров колёс); условие сборки (сумма зубьев центральных колёс кратна числу сателлитов) и соседства (вершины зубьев сателлитов не соприкасаются друг с другом).

Зубчатые колёса планетарных передач рассчитываются по тем же законам, что и колёса обычных цилиндрических передач [39].
^ ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Представляют собой цилиндрические передачи, где одно из колёс имеет гибкий венец. Этот гибкий венец деформируется генератором волн специальной некруглой формы и входит в зацепление с центральным колесом в двух зонах [17].

Идея волновых передач заключается в наличии нескольких пар зацепления, которые ещё и перемещаются по окружности, за счёт чего достигается огромное передаточное отношение (обычно U 60300, известны конструкции с U > 1000). И это в одной ступени!

Принцип работы волновой передачи аналогичен работе планетарной передачи с внутренним зацеплением и деформируемым сателлитом.

Такая передача была запатентована американским инженером Массером в 1959 г.

Волновые передачи имеют меньшие массу и габариты, большую кинематическую точность, меньший мёртвый ход, высокую вибропрочность за счёт демпфирования (рассеяния энергии) колебаний, создают меньший шум.

При необходимости такие передачи позволяют передавать движение в герметичное пространство без применения уплотняющих сальников, что особенно ценно для авиационной, космической и подводной техники, а также для машин химической промышленности.
К недостаткам волновых передач относятся:

  • ограниченные обороты ведущего вала (во избежание больших центробежных сил инерции некруглого генератора волн);

  • мелкие модули зубьев (1,5 – 2 мм);

  • практически индивидуальное, дорогостоящее, весьма трудоёмкое изготовление гибкого колеса и генератора.


Основные виды поломок волновых передач:

  • разрушение подшипника генератора волн от нагрузки в зацеплении;

  • проскакивание генератора волн при больших вращающих моментах, когда зубья на входе в зацепление упираются друг в друга вершинами;

  • поломка гибкого колеса от трещин усталости (особенно при U < 80);

  • износ зубьев на концах;

  • пластические деформации боковых поверхностей зубьев при перегрузках.

Расчёт волновых зубчатых передач отличается от расчёта обычных зубчатых передач тем, что учитывается деформация гибкого венца и генератора [40].

За критерий работоспособности обычно принимают допускаемые напряжения смятия ; ,

где d – коэффициент ширины гибкого венца; d – делительный диаметр гибкого венца.
^ ЗАЦЕПЛЕНИЯ НОВИКОВА
Итак, основной недостаток зубчатых передач с эвольвентным профилем (цилиндрических, конических, планетарных, волновых) – высокие контактные напряжения в зубьях. Они велики потому, что контактируют два зуба с выпуклыми профилями. При этом площадка контакта очень мала, а контактные напряжения соответственно высоки. Это обстоятельство сильно ограничивает "несущую способность" передач, т.е. не позволяет передавать большие вращающие моменты.

Решая проблемы проектирования тяжёлых тихоходных машин, таких как трактора и танки, М.Л. Новиков в 1954 году разработал зацепления, в которых выпуклые зубья шестерни зацепляются с вогнутыми зубьями колеса.

К тому же выпуклый и вогнутый профили (обычно круговые) имеют близкие по абсолютной величине радиусы кривизны. За счёт этого получается большая площадка контакта, контактные напряжения уменьшаются и появляется возможность передавать примерно в 1,4 1,8 раза большие вращающие моменты.

К сожалению, при этом приходится пожертвовать основным достоинством эвольвентных зацеплений – качением профилей зубьев друг по другу и соответственно получить высокое трение в зубьях. Однако для тихоходных машин это не так важно.

Рабочие боковые поверхности зубьев представляют собой круговинтовые поверхности, поэтому передачи можно называть круговинтовыми. В дальнейшем был разработан вариант передачи с двумя линиями зацепления.


В ней зубья каждого колеса имеют вогнутые ножки и выпуклые головки. Передачи с двумя линиями зацепления обладают большей несущей способностью, менее чувствительны к смещению осей, работают с меньшим шумом и более технологичны. Эти передачи успешно применяются при малых числах зубьев (Z1 < 10) и дают достаточную жёсткость шестерён при их большой относительной ширине.

Зацепления Новикова в редукторах применяют вместо перехода на колёса с твёрдыми поверхностями.

Расчёт передач Новикова на контактную прочность проводят на основе формулы Герца-Беляева, учитывая экспериментально установленный факт, что несущая способность передач при прочих равных условиях обратно пропорциональна синусу угла наклона зубьев. Кроме того, в расчёте немного завышаются допускаемые напряжения.

Передачи бывают однопарные, применяемые в редукторах общего назначения и многопарные, получаемые за счёт увеличения осевого размера и применяемые в прокатных станах, редукторах турбин и т.п.
^ КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Передают вращающий момент между валами с пересекающимися осями (чаще всего под углом 900). Их зубья бывают прямыми, косыми, круговыми и обычно имеют эвольвентный профиль.

И хотя, конические колёса сложнее цилиндрических как по своей геометрии, так и в изготовлении, принципы силового взаимодействия, условия работы, а следовательно, и методика расчёта аналогичны цилиндрическим.
Здесь мы рассмотрим только отличительные особенности расчёта конических колёс.

Сначала конструктор выбирает внешний окружной модуль mte, из которого рассчитывается вся геометрия зацепления, в частности, нормальный модуль в середине зуба mnm= mte (1 – 0,5 b/Re),

где Re – внешнее конусное расстояние.

Силы в конической передаче действуют аналогично цилиндрической, однако следует помнить, что из-за перпендикулярности осей радиальная сила на шестерне аналогична осевой силе для колеса и наоборот, а окружная сила при переходе от шестерни к колесу только меняет знак

; .

Прочностные расчёты конических колёс [45] проводят аналогично цилиндрическим, по той же методике [3]. Из условия контактной выносливости определяют внешний делительный диаметр dwe, из условия прочности на изгиб находят нормальный модуль в середине зуба mnm. При этом в расчёт принимаются воображаемые эквивалентные колёса с числами зубьев Zэ1,2 =Z1,2 / cos1,2 и диаметры dэ1,2 = mte Z1,2 / cos1,2. Здесь Z1, Z2, - фактические числа зубьев конических колёс. При этом числа Zэ1,2 могут быть дробными.

В эквивалентных цилиндрических колёсах [32] диаметр начальной окружности и модуль соответствуют среднему сечению конического зуба, вместо межосевого расстояния берётся среднее конусное расстояние [45], а профили эквивалентных зубьев получают развёрткой дополнительного конуса на плоскость.
^ Расчёт закрытой конической зубчатой передачи



Рис.2.4

Наибольшее применение в редукторостроении получили прямозубые конические колёса, у которых оси валов пересекаются под углом S=90° (рис. 2.4).


Проектный расчёт. Основной габаритный размер передачи - делительный диаметр колеса по внешнему торцу - рассчитывают по формуле [1] :

,

где Епр - приведённый модуль упругости, для стальных колёс Епр =Естали= =2,1×105 МПа;

T2 - вращающий момент на валу колеса, Н×мм (см.п.2.3);

KHb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяют по графикам на рис. 2.5.

Здесь Кbe - коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, . Рекомендуют принять Кbe £ 0,3. Меньшие значения назначают для неприрабатываемых зубчатых колёс, когда H1 и H2 > 350 HB или V > 15 м/с .

Рис. 2.5
Наиболее распространено в редукторостроении значение Кbe = 0,285, тогда предыдущее выражение для определения делительного диаметра по внешнему торцу колеса принимает вид

,

где up – расчетное передаточное число конической передачи.

Геометрический расчёт. Определяют диаметр шестерни по внешнему торцу .

Число зубьев шестерни назначают по рекомендациям, представленным на рис. 2.6.

По значению определяют число зубьев шестерни:

при Н1 и Н2 £ 350 HB ,

при Н1 ³ 45 HRC и Н2 £ 350 HB ,

при Н1 и Н2 ³ 45 HRC .

Вычисленное значение z1 округляют до целого числа.



Рис.2.6
Определяют число зубьев колеса .

Вычисленное значение округляют до целого числа. После этого необходимо уточнить:

- передаточное число передачи ,

- угол делительного конуса колеса ,

- угол делительного конуса шестерни ,

- внешний окружной модуль .

Рекомендуется округлить до стандартного значения по ряду модулей: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10. После этого уточняют величины диаметров и .

Рассчитывают величину внешнего конусного расстояния передачи (рис.2.4) .

Рабочая ширина зубчатого венца колеса .

Полученное значение округляют до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров (табл. 2.5).

Определяют расчётный модуль зацепления в среднем сечении зуба

.

При этом найденное значение не округляют!

Рассчитывают внешнюю высоту головки зуба .

Внешнюю высоту ножки зуба определяют как .

Внешний диаметр вершин зубьев колёс рассчитывают по формуле

.

Угол ножки зуба рассчитывают по формуле .
Проверочный расчёт. При расчёте на выносливость зубьев колёс по контактным напряжениям проверяют выполнение условия

,

где Eпр -приведённый модуль упругости, для стальных колёс Eпр = Eстали = =2,1×105 МПа ;

- вращающий момент на шестерне, Н×мм, ;

здесь - кпд передачи.

- коэффициент расчётной нагрузки, ; коэффициент концентрации нагрузки найден ранее по графикам рис.2.5.

- коэффициент динамической нагрузки, находят по табл. 2.7 с понижением на одну степень точности против фактической, назначенной по окружной скорости в соответствии с рекомендациями (табл.2.6);

- делительный диаметр шестерни в среднем сечении зуба,

;

- угол зацепления, =20° .

Далее проверяют зубья колёс на выносливость по напряжениям изгиба по формулам [1]:

и ,

где - окружное усилие в зацеплении, Н, ;

- коэффициент расчётной нагрузки, . Здесь , а определяют по табл. 2.7 с понижением точности на одну степень против фактической.

- коэффициент формы зуба соответственно шестерни и колеса, находят по табл. 2.9 в зависимости от эквивалентного числа зубьев колёс

.
Проектный расчёт открытой конической прямозубой передачи

Модуль зацепления в среднем сечении зуба конического колеса рассчитывают по формуле

,

где, кроме рассмотренных выше величин (см. п. 2.6), рекомендуют назначить и =1,1…1,2.

Далее рассчитывают основные геометрические параметры зубчатых колёс открытой передачи:

- ширину зубчатого венца (с округлением до целого числа по ряду нормальных линейных размеров);

- делительный диаметр в среднем сечении зуба шестерни ;

- по заданному (или принятому) передаточному числу uотк находим угол при вершине делительного конуса ;

- среднее конусное расстояние ;

- внешнее конусное расстояние ;

- модуль зацепления на внешнем торце ;

- внешний делительный диаметр шестерни .

Проверочный расчет такой передачи на выносливость по контактным напряжениям выполняют в соответствии с п.2.7 («Расчет закрытой конической зубчатой передачи»).
^ ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Червячная передача имеет перекрещивающиеся оси валов, обычно под углом 90. Она состоит из червяка – винта с трапецеидальной резьбой и зубчатого червячного колеса с зубьями соответствующей специфической формы.

Движение в червячной передаче преобразуется по принцпу винтовой пары. Изобретателем червячных передач считают Архимеда.

^ Достоинства червячных передач:

  • большое передаточное отношение (до 80);

  • плавность и бесшумность хода.

В отличие от эвольвентных зацеплений, где преобладает контактное качение, виток червяка скользит по зубу колеса. Следовательно, червячные передачи имеют "по определению" один фундаментальный недостаток: высокое трение в зацеплении. Это ведёт к низкому КПД (на 20-30% ниже, чем у зубчатых), износу, нагреву и необходимости применять дорогие антифрикционные материалы.

Кроме того, помимо достоинств и недостатков, червячные передачи имеют важное свойство: движение передаётся только от червяка к колесу, а не наоборот. Никакой вращающий момент, приложенный к колесу, не заставит вращаться червяк. Именно поэтому червячные передачи находят применение в подъёмных механизмах, например в лифтах. Там электродвигатель соединён с червяком, а трос пассажирской кабины намотан на вал червячного колеса во избежание самопроизвольного опускания или падения.

Это свойство не надо путать с реверсивностью механизма. Ведь направление вращения червяка может быть любым, приводя либо к подъёму, либо к спуску той же лифтовой кабины.

Передаточное отношение червячной передачи находят аналогично цилиндрической U = n1 / n2 = Z2 / Z1.

Здесь Z2 – число зубьев колеса, а роль числа зубьев шестерни Z1 выполняет число заходов червяка, которое обычно бывает равно 1, 2, 3 или 4.

Очевидно, что однозаходный червяк даёт наибольшее передаточное отношение, однако наивысший КПД достигается при многозаходных червяках, что связано с уменьшением трения за счёт роста угла трения.
Основные причины выхода из строя червячных передач:

  • поверхностное выкрашивание и схватывание;

  • излом зуба.

Это напоминает характерные дефекты зубчатых передач, поэтому и расчёты проводятся аналогично [44].

В осевом сечении червячная пара фактически представляет собой прямобочное реечное зацепление, где радиус кривизны боковой поверхности "рейки" (винта червяка) 1 равен бесконечности и, следовательно, приведённый радиус кривизны равен радиусу кривизны зуба колеса

пр = 2.

Далее расчёт проводится по формуле Герца-Беляева. Из проектировочного расчёта находят осевой модуль червяка, а по нему и все геометрические параметры зацепления.

Особенность расчёта на изгиб состоит в том, что принимается эквивалентное число зубьев Zэкв = Z2 / cos3, где - угол подъёма витков червяка.

Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что механизм опасно нагревать выше 95оС. Допускаемая температура назначается 65 oC.

Уравнение для теплового расчёта составляется из баланса тепловой энергии, а именно: выделяемое червячной парой тепло должно полностью отводиться в окружающую среду

Qвыделяемое = Qотводимое.

Решая это уравнение, находим температуру редуктора, передающего заданную мощность N

t = [860N(1-η)] / [KT S(1-Ψ)] + to.

где KT – коэффициент теплоотдачи, S – поверхность охлаждения (корпус), to – температура окружающей среды, – коэффициент теплоотвода в пол.

В случае, когда расчётная температура превышает допускаемую, то следует предусмотреть отвод избыточной теплоты. Это достигается оребрением редуктора, искусственной вентиляцией, змеевиками с охлаждающей жидкостью в масляной ванне и т.д.
Оптимальная пара трения это "сталь по бронзе". Поэтому при стальном червяке червячные колёса должны выполняться из бронзовых сплавов. Однако цветные металлы дороги и поэтому из бронзы выполняется лишь зубчатый венец, который крепится на сравнительно дешёвой стальной ступице. Таким образом, червячное колесо - сборочная единица, где самые популярные способы крепления венца это либо центробежное литьё в кольцевую канавку ступицы; либо крепление венца к ступице болтами за фланец; либо посадка с натягом и стопорение винтами для предотвращения взаимного смещения венца и ступицы.

Крепление венца к ступице должно обеспечивать фиксацию как от проворота (осевая сила червяка = окружной силе колеса), так и от осевого "снятия" венца (окружная сила червяка = осевой силе колеса).
^ КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

  • Каково назначение передач в машинах ?

  • Каковы области применения прямозубых и косозубых передач ?

  • Каковы сравнительные достоинства прямозубых и косозубых колёс ?

  • Как определяется передаточное отношение и передаточное число ?

  • Каковы главные виды разрушений зубчатых колёс ?

  • Какие силы действуют в зубчатом зацеплении ?

  • Какие допущения принимаются при расчёте зубьев на контактную прочность ?

  • По какой расчётной схеме выполняется расчёт зубьев на изгиб ?

  • В чём заключаются достоинства и недостатки планетарных передач ?

  • Для чего созданы волновые передачи и в чём заключается принцип их работы ?

  • В чём заключаются достоинства и недостатки волновых передач ?

  • Для чего созданы зацепления Новикова и в чём заключается принцип конструкции их зубьев ?

  • В чём заключаются достоинства и недостатки зацеплений Новикова ?

  • В чём заключается принцип конструкции червячной передачи ?

  • Каковы достоинства и недостатки червячных передач ?

  • Какое свойство червячной передачи отличает её от других передач ?

  • Каковы основные причины поломок червячных передач ?

  • Из каких условий находят температуру червячной передачи ?

  • Какие методы могут применяться для снижения температуры червячной передачи ?

  • Какие материалы должны применяться для червячной передачи ?

  • Каковы особенности конструкции червячных колёс ?

1   2   3   4   5   6   7   8   9   10

Похожие:

И основы конструирования icon«Основы конструирования и технологии рэс»
Использование комплексного показателя качества для оценки параметров конструкций
И основы конструирования iconГосударственный университет
Билеты по курсу «Основы конструирования приборов, установок и сапр» группы Ф6-04: 05: 08
И основы конструирования iconУчебник по курсу «Основы проектной деятельности»
Принципы конструирования и проектирования индивидуальных образовательных программ (проектов)
И основы конструирования icon3 курса заочного обучения по специальности 260202 “Технология хлеба,...
Детали машин и основы конструирования Зав каф.: Попов А. М., ауд. 1441, тел. 396840. E-mail
И основы конструирования icon«Построение учебного модуля. Технологическая карта конструирования...
«Построение учебного модуля. Технологическая карта конструирования темы или раздела»
И основы конструирования iconМетодические указания к лабораторной работе №1 по курсу «Основы конструирования приборов»
Известно использование резьбы для разъемного соединения деталей резьбового соединения. Оно конструктивно выполняется при помощи винта...
И основы конструирования iconC 1 сентября 2012 года
«Основы исламской культуры»; «Основы буддийской культуры»; «Основы иудейской культуры»; «Основы мировых религиозных культур»; «Основы...
И основы конструирования iconЧто будут изучать ваши дети?
Учебный курс «Основы религиозных культур и светской этики» состоит из 6 модулей: основы православной культуры, основы исламской культуры,...
И основы конструирования iconТехнологическая карта конструирования урока с использование средств...

И основы конструирования iconМодифицированная программа элективного курса для 10 -11 класса. «Речевой...
«Основы русской словесности. Программа для 10-11 классов», «Основы риторики», «Основы редактирования». Составитель Л. М. Рыбченкова....
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
dopoln.ru
Главная страница