26.

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.

27.

Основні геометричні параметри зубчастих коліс

Для косозубих передач кут нахилу зубів до осі рекомендують =(815), в даному випадку приймаємо =10.

Сумарна кількість зубців передачі:

Число зубців:

Шестерні:

Колеса:

Фактичне передаточне число:

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

Діаметри ділильних кіл:

Уточнене значення міжосьової відстані:

Діаметр кіл виступів та впадин зубчастих коліс:

Ширина колеса:

b₂=_a a_w=0,3125=37,5 мм.

Ширина колеса:

b₁=b₂+4=37,5+4=41,5 мм.

28.

Для оцінки якості зачеплення вводять якісні показники зубчастої передачі.

Вони дозволяють оцінити передачу з точки зору безшумності і плавності її

роботи, можливого зносу і міцності зубців. З їх допомогою проектують

оптимальні передачі, вибираючи раціональні значення коефіцієнтів зміщення.

До якісних показників зубчастої передачі відносяться:

.1. Коефіцієнт перекриття

2. Коефіцієнт ковзання

3. Коефіцієнт питомого тиску

1)Щоб зачеплення було неперервним і плавним, потрібно, щоб на момент

закінчення зачеплення однієї пари зубців у зачепленні знаходилась ще хоча б

одна пара. Це можливо за умови, що довжина дуги зачеплення буде більшою від

кроку вздовж початкового кола.

2)Характеризує ступінь ковзання зубців коліс в процесі зачеплення.

Визначається як відношення швидкості ковзання в точці К контакту профілів

Vковз.= Vк1- Vк2

до тангенціальної складової Vк до швидкості точки К зубця даного колеса

3)Дієздатність зубчастої передачі визначається величиною контактних

напружень, які виникають при взаємодії пари зубців у зоні контакту. Після

досягнення цими напруженнями певних граничних значень, враховуючи до того

ж їх циклічність, робочі поверхні зубців починають викришуватись, і передача

виходить із ладу.

29.

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<zmin;

Б ) для підвищення згінної міцності зубів, що досягається збільшенням їх товщини;

В ) для підвищення контактної міцності, що досягається збільшенням радіусу кривизни в полюсі зачеплення;

Г ) для одержання заданої міжосьової відстані.

Корегування здійснюється зміщенням інструментальної рейки на величину xm. Додатним називається зміщення рейки від центра колеса, від ємним – до центру.

При додатньому зміщенні збільшується товщина зуба у основи. Діаметр вершин зростає. Профіль зуба переходить на участок евольвенти, більш віддаленої від основи кола, що приводить до збільшення радіуса кривизни.

При від’ємному зміщенні рейки проходить зворотнє явище.

При висотній корекції шестерню виготовляють з додатнім коефіцієнтом зміщення x1, а колесо з від’ємним. Сумарний коефіцієнт зміщення x = x1 + x2 = 0. Висотна корекція застосовується при більшому передаточному числі, коли потрібно зробити зуби шестерні і колеса рівноміцними на згин.

Кутова корекція являється загальним випадком коригування, при якому сумарний коефіцієнт зміщення не дорівнює нулю. Для правильного зачеплення необхідно збільшити міжосьову віддаль. При збільшенні а? збільшується кут зачеплення ??, тому така корекція називається кутовою. Кутова корекція дає великі можливості впливу на різні параметри зачеплення, тому часто використовується.

30.

Механічна передача — механізм для передавання механічної енергії від двигуна до робочого органу машини з перетворюванням параметрів руху.

Класифікація

1)Передачі обертового руху, у свою чергу, ділять за принципом роботи на:

передачі зачепленням, що працюють без проковзування;

передачі тертям.

2)За наявністю проміжнної гнучкої ланки, що забезпечує можливість розміщувати вали на значних відстанях один від одного, розрізняють:

передачі із гнучкою проміжною ланкою ;

передачі безпосереднім контактом.

3)За взаємним розташуванням валів механічні передачі бувають:

з паралельними осями валів;

з осями, що перетинаються;

з мимобіжними осями, що перехрещуються .

4)За основною кінематичною характеристикою - передавальним відношенням - розрізняють передачі:

з постійним передавальним відношенням ;

із змінним передавальним відношенням .

5)Передачі, що перетворюють обертовий рух в безперервний поступний або навпаки, розділяють на передачі:

гвинт — гайка;

рейка — рейкова шестерня;

рейка — черв'як;

довга напівгайка — черв'як.

Основні характеристики

Основний кінематичний параметр механічної передачі — передавальне відношення , яке дорівнює відношенню кутової швидкості ?1 ведучої ланки до кутової швидкості ?2 веденої ланки передачі.

Енергетичними параметрами механічної передачі є передавані потужності на ведучій ланці N1 і на веденій ланці N2, а також коефіцієнт корисної дії (ККД), що визначається за співвідношенням ? = N2/N1.

31.

Основний кінематичний параметр механічної передачі – передаточне число U = ?1/ ?2 яке є відношенням кутової швидкості ?1 ведучої ланки до кутової швидкості ?2 веденої ланки передачі.

Енергетичними параметрами механічної передачі є передавані потужності на ведучій ланці P1 і на веденій ланці P2, а також коефіцієнт корисної дії (ККД) ?, що визначається за співвідношенням

? = P2/P1.

ККД характеризує ступінь досконалості механічної передачі і за ним можна оцінити втрати потужності ?P у передачі:

?P = P1–P2 = P1(I–?).

Параметри ?1 і ?2, а також P1 і P2 є мінімально потрібними для розрахунку будь–якої механічної передачі.

У розрахунках механічних передач зустрічаються такі параметри, як колова швидкість та колова сила. Колова швидкість v – це лінійна швидкість точок обертової ланки передачі, розміщених на відстані d1/2 або d2/2 від осі обертання (рис. 19.1):

v = v1= v2 = ?1•d1/2 = ?2•d2/2.

Колова сила Ft – це сила, що діє на ланку передачі, спричинюючи її обертання або створюючи опір обертанню, і напрямлена по дотичній до траєкторії (кола) руху точки її прикладання

Ft = Ft1 = Ft2 = 2T1/ d1 = 2T2/d2.

32.

Зу?бчаста переда?ча — механізм або частина механізму в складі якого є зубчасті колеса, що використовуються для зміни швидкості й напряму руху ведучої частини при відповідних змінах обертового моменту, коли необхідне точне відношення швидкостей ведучого і веденого вала в будь-який момент часу.

Класифікація

Циліндрича зубчаста передача

Рейкова передача

По передавальному відношенню:

з постійним передавальним відношенням;

зі змінним передавальним відношенням.

По формі профілю зубців:

евольвентні;

колові (передача Новікова);

циклоїдні

По типу зубців:

прямозубі;

косозубі;

шевронні;

криволінійні.

По орієнтації осей валів:

з паралельними осями (циліндричні передачі з прямими, косими і шевронними зубцями);

з осями, що перетинаються (конічні передачі);

з мимобіжними осями.

По формі початкових поверхонь:

циліндричні;

конічні;

гіперболоїдні;

По коловій швидкості коліс:

тихохідні;

середньошвидкісні;

швидкохідні.

За ступенем безпеки :

відкриті;

закриті.

По відносному обертанню коліс і розміщенню зубців:

внутрішнє зачеплення;

зовнішнє зачеплення

33.

У косозубому (шевронному) циліндричному зубчастому зачепленні при навантаженні передачі виникає нормальна сила , яка викликає колову , радіальну та осьову сили. Величина цих сил знаходиться за формулами (див. рис.4.9):

Під час роботи прямозубої циліндричної передачі в зачепленні зубів виникає сила нормального тиску F_n , що діє по лінії зачеплення (нормаль до робочої поверхні зубів) і викликає колову та радіальну

34.Матеріали зубчастих коліс

Вибір матеріала зубчатих коліс залежить від призначення передачі та умов її роботи. В якості матеріалів коліс використовують сталі, чавуни та пластмаси.

Сталі. Основними матеріалами для зубчастих коліс є термічно оброблені сталі. В залежності від міцності стальні зубчасті колеса поділяються на дві групи.

Перша група - колеса з міцністю поверхней зубів Н<350 НВ. Використовуються в слабо- та середньонавантажених передачах . Матеріалами для коліс цієї групи є вуглеводневі сталі 35,40,45,50,50Г,леговані сталі 40Х,45Х,40ХН та ін. Термообробку – покращення виконують до нарізання зубів. Колеса при міцності поверхні зубів Н 350 НВ добре припрацьовуються та не піддаються крихкому розрушенню.

Друга група – колеса з міцністю поверхней Н>350 НВ. Висока міцність 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.

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.

36.Пасові передачі

У найбільш вживаному вигляді (рис. 21.1) пасова передача склада¬ється з ведучого 1 і веденого 2 шківів та замкнутої форми приводного паса 3, що розміщується на шківах із деяким попереднім натягом. Вільна ділянка а паса, що набігає на ведучий шків, називається ведучою віткою паса, а вільна ділянка Ь, що набігає на ведений шків, називається ве¬деною віткою. Під час роботи передачі пас передає енергію від ведучого шківа до веденого за рахунок сил тертя, які виникають між пасом та шківами, тобто сили тертя забезпечують зчеплення па¬са зі шківами. У пасових передачах по¬передній натяг пасів створюється за рахунок їхнього пружного розтягу при одяганні на шківи або засто-суванням спеціальних натяжних пристроїв. Пасові пере¬дачі не забезпечують жорсткого зв'язку між шківами через можливість проковзування паса на шківах. Тому у кінематично точних приводних механізмах пасові передачі застосовують дуже рідко.

Пасові передачі переважно використовують для передавання по¬тужностей у діапазоні 0,2–50 кВт. Зустрічаються також передачі для потужностей 500 і навіть 1500 кВт, проте застосування їх має унікальний характер.

Передаточні числа пасових передач допускаються до 5–6, рідко до 10. Найвигіднішими є пасові передачі з передаточними числами U ? 4.

Швидкість руху пасів у передачах загального призначення не пе¬ревищує 30 м/с. Спеціальні швидкохідні паси допускають при пони¬женій довговічності швидкості до 50 і навіть до 100 м/с.

ККД пасових передач різних типів становить близько 0,90–0,97.

37

1)Плоскі паси бувають гумотканинні (ГОСТ 23831–79), бавовняні суцільноткані, шкіряні (ГОСТ 18679–73) та паси із спеці¬альних синтетичних матеріалів.

Гумотканинні паси є досить розповсюдженими. Вони виготовля¬ються трьох типів (А, Б і В) із кількох шарів міцної тканини, прогу¬мованої вулканізацією.

Тканина прокладок забезпечує гумотканинним пасам достатню міцність та довговічність, а гума є єднаючою речовиною паса як одного цілого і призначена захищати тканину від пошкоджень, а також за¬безпечувати підвищений коефіцієнт тертя між пасом та шківами.

Бавовняні суцільноткані паси виготовляють із бавовняної пряжі у кілька переплетених шарів певної ширини 30–250мм, завтовшки 4,5–8,5мм, їх застосовують переважно у передачах невеликої потужності при швидкостях до 25м/с. Для ро¬боти в сирих приміщеннях або у хімічно активних середовищах, а також при температурах вище від 500 C бавовняні паси не використо¬вують.

Шкіряні паси виготовляють із окремих нарізаних смуг шкіри скле¬юванням їх спеціальним клеєм або зшиванням.

Стандартні шкіряні паси завширшки 20–300мм і завтовшки 3–10мм призна–чені для передавання малих та середніх потужностей.Шкіряні паси мають високу тягову здатність, достатньо міцні і тому вони, особливо при роботі в умовах змінних навантажень. Вони можуть працювати при швидкостях до 45 м/с, однак через високу вартість шкі¬ряні паси застосовують рідко.

2)Клинові паси нормального перерізу для приводів загаль¬ного призначення стандартизовані (ГОСТ 1284.1–89). їх виготовля¬ють двох типів: кордтканинні та кордшнурові.

Кордтканинні клинові паси (рис. 21.3, а) складаються з кількох шарів прогумованої кордтканини 2, яка є основним елементом, що передає навантаження (вона розміщена приблизно симетрично до ней¬трального шару перерізу паса), гумового або гумотканинного шару розтягу 1, який розміщується над кордом, гумового або рідше гумо¬тканинного шару стиску 3 нижче корду, кількох шарів обгорткової прогумованої тканини 4.Кордшнурові клинові паси (рис. 21.3, б) відрізняються від кордтканинних тим, що в них на місці шарів кордтканини передбачається один шар кордшнура 2 завтовшки 1,6–1,7мм, шар розтягу 1 виконаний із гуми середньої твердості, а шар стиску 3 – з більш твердої гуми.

3)Поліклинові паси мають поздовжні клинові виступи на внутрішній стороні (рис. 21 4) і виконуються замкнутої форми. У плос¬кій частині паса розміщуються кордшнур 1, який сприймає наванта¬ження, і гумовий або гумотканинний шар розтягу 2. Ці паси поєдну¬ють переваги клинових пасів (підвищене зчеплення зі шківами) та гнучкість, ха¬рактерну для плоских пасів, внаслідок чого мінімальний діаметр малого шківа можна назначити меншим і збільшувати передаточне число передачі до 12–15.

4)Круглі паси виготовляють шкіряними, гумотканинними, бавовняними, капроновими. Найуживанішими є круглі паси діамет¬ром 4–8 MM Ці паси мають низьку несучу здатність і їх застосовують для передавання невеликих потужностей, найчастіше в різних пере¬давальних пристроях приладів.

38

Ланцюгова передача (рис. 29.1) складається з ведучої 1 та веденої 2 зірочок, що розміщені на відповідних валах, і ланцюга 3 у вигляді замкнутого контура, який знаходиться у зачепленні із зірочками. За аналогією з пасовими пере¬дачами вільний відрізок а ланцюга, що набігає на ведучу зірочку 1, називається ведучою вішкою, а другий вільний відрізок Ь ланцюга — веденою. Ланцюг складається із з'єднаних шарнірами ланок, що за-безпечує гнучкість ланцюга. За рахунок зачеплення ланцюга із зуб¬цями зірочок забезпечується передавання обертового руху від веду¬чої зірочки до веденої

Швидкість руху ланцюга у передачах загального призначення дося¬гає 15 м/с при передаванні потужності до 100 кВт, а у спеціальних приводах — до 35 м/с при потужності до 2000 кВт. За допомогою лан¬цюгової передачі можна забезпечити передаточне число u ? 10, а найраціональніше мати u ? 4.

Ланцюгові передачі порівняно з іншими механічними передачами мають такі основні переваги: можливість використання при значних відстанях між валами; достатньо високий ККД, який досягає 0,96... 0,97; можливість передавання обертового руху одним ланцюгом кільком валам, у тому числі і з протилежним напрямом обертання.

Ланцюгові передачі поділяють за такими ознаками:

-за типом ланцюга, яким оснащена передача, розрізняють лан¬цюгові передачі з роликовими, втулковими та зубчастими ланцюгами;

-за можливістю зміни відстані між осями зірочок "ланцюгові передачі бувають із регульованою та постій¬ною міжосьовою відстанню;

-за способом регулювання натягу ланцюга розрізняють ланцю¬гові передачі зперіодичним і неперервним регулюванням натягу;

-за кількістю зірочок, що охоплені одним ланцюгом, ланцюго¬ві передачі можуть бути двозірочкові, тризірочкові тощо;

-за конструктивним виконанням розрізняють відкриті лан¬цюгові передачі і закриті, що працюють у спеціаль-ному корпусі в умовах неперервного змащування.

39

Вісь – деталь видовженої циліндричної форми, що підтримує елементи машини у їхньому обертовому русі, не передаючи корисного крутного моменту.

Вал – деталь, призначена для переда¬вання крутного моменту та підтримування елементів машини у їхньо¬му обертовому русі. Існують такі види валів, наприклад гнучкі дротяні та торсіонні, які не підтримують деталей, а лише передають крутний момент.

Конструктивно осі можуть бути виконані з можливістю обертан¬ня (рис. 31.2,а) або нерухомими (рис. 31.2,б). Осі, що обертаються працюють у гірших умовах циклічно змінних напружень, але більш зручні в експлуатації, бо допускають використання виносних підшип¬ників. Нерухомі осі працюють у більш сприятливих умовах під час постійних навантажень (за модулем та напрямом), але для них потріб¬ні більш складні та менш зручні в експлуатації підшипники, які влаш¬товуються в насаджуваних на вісь деталях. Осі завжди мають прямо¬лінійну вісь обертання.

Вали за формою геометричної осі можуть бути прямолінійними або колінчастими. Колінчасті вали використовують у двигунах внутріш¬нього згоряння, поршневих помпах. Різновидністю валів із непрямолінійною геометричною віссю є гнучкі дротяні вали, які також належать до спеціальних деталей.

Опорні частини валів та осей називаються цапфами. Проміжні цапфи називаються шийками, а кінцеві – шипами.

Прямолінійні вали за конструкцією можуть бути циліндричними постійного діаметра (рис. 31 3, а), ступінчастими (рис. 31 3, б) і з нарізаними на них зубчастими вінцями або шліцами (рис. 31.3, в).

Ступінчасті вали і вали з нарізаними зубчастими вінця¬ми більш складні за конструкцією та у виготовленні, але дають змогу більш просто здійснити різні посадки деталей на окремих ділянках, забезпечують створення упорів та буртиків для осьової фіксації вста¬новлених на валах деталей. Крім цього, змінюючи розміри перерізів, можна наблизити форму вала до найвигіднішої форми бруса рівного опору, що особливо важливо для валів, навантажених змінними за довжиною згинальними та крутними моментами.

За видом поперечного перерізу вали можуть бути суцільними (рис. 31.4, а) або порожнистими (рис. 31.4, б), а за обрисом перерізу гладкими циліндричними, із шпонковим пазом, шліцевими або прямо¬кутними (рис. 31.4, в, г, д). Із використанням порожнистих валів знач¬но зменшується їхня маса

Цапфи валів, що працюють у підшипниках ковзання, можуть бути циліндричними, конічними або сферичними (рис. 31.5, а). Циліндричні цапфи мають основне застосування як найпростіші у технологіч¬ному відношенні. Конічні цапфи використовують для регулювання зазорів у підшипниках, а інколи і для осьової фіксації вала. Сферичні цапфи, що мають дуже обмежене розповсюдження (через складність виготовлення), застосовують у разі значних кутових переміщень вала чи осі.

40

Під час виконання проектного розрахунку на початковому етапі відомі лише деталі, що розміщуються на валу, та діючі зовнішні навантаження. Виходячи з умов роботи вала, вибирають матеріал для його виготовлен¬ня. Надалі орієнтовно визначають діаметр вала за умовою міцності на кручення

? = T / Wp ? [?]. (20)

Беручи полярний момент опору перерізу Wp = ?d3/16, в якому діє крутний момент Т, із умови (20) можна визначити потрібний діаметр вала:

. (21)

Діаметр вала за умовою (21) визначають для його перерізів, у яких діє тільки крутний момент, для стале¬вих валів допустиме напруження беруть [?]=(35...40)МПа. Напри¬клад, у конструкції вала на рис. 31.12,a ділянка вала діаметром d1 зазнає тільки деформації кручення, тому значення цього діаметра по¬передньо можна оцінити за умовою міцності на кручення.

У деяких випадках, наприклад у конструкції проміжного вала зубчастого редуктора (рис. 31 12, б), немає перерізів, що зазнають тільки деформації кручення. Між опорами вал зазнає згин у всіх перерізах, а ділянка вала між зубчастими колесами додатково скру¬чується.

Тут також діаметр d під зубчастим колесом попередньо мож¬на оцінити з умови міцності на кручення [див. формулу (21)], беручи заздалегідь занижене допустиме напруження [?] = (25...30) МПа.

Маючи розміри деталей, що розміщуються на валу, надалі роз¬робляють усю конструкцію вала. При цьому слід забезпечувати міні¬мальні перепади діаметрів сусідніх ступенів вала, але достатні для створення упорних буртиків, потрібних для осьової фіксації деталей. Радіуси галтелей слід брати достатньо великими для зменшення кон¬центрації напружень, їхнє значення повинно бути однаковим, бо при цьому зменшується номенклатура різців для обробки вала. Якщо для вала передбачено кілька шпонкових пазів, то їх слід розміщувати на одній лінії. Під час конструювання вала треба приділяти значну ува¬гу технологічності та економічності виготовлення з урахуванням об¬сягу виробництва. На цьому етапі назначають також посадки деталей на вал.

У результаті попередньої розробки конструкції вала дістають роз¬міри всіх його конструктивних елементів. За цими розмірами викону¬ють перевірні розрахунки. Якщо результати розрахунків будуть неза¬довільні, то розміри вала слід коректувати.