МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ





УДК 621.81(075)

ББК 34.42я73

 

ISBN 978-5-8149-1038-7 © ГОУ ВПО «Омский государственный

технический университет», 2010

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Дисциплина «Детали машин и основы конструирования» является базовой при подготовке конструкторов широкого профиля – создателей новой техники, способствуя формированию умений и навыков, необходимых в инженерной деятельности.

Цель настоящего пособия – изложить в лаконичной форме учебный материал, касающийся основ теории, расчета и принципов конструирования передач зацеплением и трением машин общего назначения.

При этом подробно рассмотрены операции по выбору материалов передач и допускаемых напряжений, определению геометрических параметров передач, сил в зацеплении. Пособие написано в соответствии с принятой классификациией деталей машин. Приведенные термины, обозначения и расчёты передач машин соответствуют действующим стандартам.

 

Основные понятия

«Детали машин»– научная дисциплина по теории, расчету и конструированию деталей и сборочных единиц общемашиностроительного применения. В её задачи входит обобщение инженерного опыта создания машиностроительных конструкций, разработка научных основ расчета и проектирования надежных элементов и сборочных единиц конструкций.

«Детали машин» стали рассматривать как самостоятельную научную дисциплину во второй половине позапрошлого века.

Первый в России курс «Детали машин» был создан в 1881 г. В.Л. Кирпичевым (1845–1913).

Большой вклад в развитие науки в дальнейшем внесли П.К. Худяков (1857–1936), А.И. Сидоров (1866–1931), М.А. Саверин (1891–1952), Д.Н. Решетов и др.

Конструирование – логико-математический творческий процесс поиска оптимального варианта структуры, форм, размеров, материалов и взаимосвязи совокупности отдельных элементов, предназначенных для выполнения заданных функций в соответствии с требованиями технического задания, с учетом достижений науки и техники, патентных оценок и перспектив развития отрасли.



 

Основные правила конструирования

1. Ориентирование на нормальные условия эксплуатации.

2. Поиск оптимального конструктивного решения.

3. Выполнение условия равнопрочности.

Механизм – система сопряженных тел, предназначенных для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемое движение других твердых тел.

Машина – устройство, выполняющее движения для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения физического или умственного труда человека и повышения его производительности.

По характеру рабочего процесса машины делятся на энергетические, технологические, транспортные, транспортирующие и информационные.

Энергетические машины преобразуют энергию любого вида (электрическую, паровую, тепловую) в механическую (электрические машины (электродвигатели), электромагнитные преобразователи тока, паровые машины, двигатели внутреннего сгорания (ДВС), турбины) или механическую энергию в энергию любого вида (генераторы, компрессоры, воздуходувки, гидравлические насосы).

Технологические машины предназначены для преобразования обрабатываемого предмета (продукта), состоящего в изменении его размеров, формы, свойств или состояния (станки, сельскохозяйственные и строительные машины, аппараты и роботы).

Транспортные машины преобразуют энергию двигателя в энергию перемещения пассажиров и грузов на значительные расстояния (самолеты, локомотивы, теплоходы, автомобили, велосипеды и т. д.).

Транспортирующие машины преобразуют энергию двигателя в энергию перемещения пассажиров и грузов на незначительные расстояния (эскалаторы, конвейеры, элеваторы, подъемные краны, водоподъемные устройства и т. д.).

Информационные машины предназначены для получения, преобразования и хранения информации (электронно-вычислительные машины, шифровальные машины). Механические движения в них служат для выполнения вспомогательных операций, и поэтому в общепринятом понимании к машинам они отнесены условно.

Машины состоят из деталей, механизмов, сборочных единиц, агрегатов, соединенных при помощи специальных элементов в изделие.

Изделием называют любой предмет или набор предметов производства, подлежащих изготовлению на предприятиях. ГОСТ 2.101-68 устанавливает следующие виды изделий: детали, сборочные единицы, комплексы, комплекты (в курсовом проекте задействованы только детали и сборочные единицы).

Деталь – изделие, изготовленное из однородного по наименованию и марке материала без применения сборочных операций.

В качестве конструкционных материалов, используемых в машиностроении для изготовления деталей машин, используют различные металлы (алюминий, железо, медь, титан), сплавы металлов (железоуглеродистые – чугун, сталь; магниевые; медноцинковые – латуни; меднооловянные – бронзы; сплавы алюминия и др.), неметаллы (пластмассы, древесину, текстолиты) и композиционные материалы.

Сборочная единица – изделие, составные части которого подлежат соединению между собой на предприятии-изготовителе сборочными операциями (сваркой, свинчиванием, клепкой и др.).

Комплекс – два и более специфицированных изделия, не соединенных на предприятии-изготовителе сборочными операциями, но предназначенных для выполнения взаимосвязанных эксплуатационных функций (поточная линия станка или автоматическая телефонная станция, например).

Комплект – два и более изделия, не соединенных на предприятии-изготовителе сборочными операциями и представляющих набор изделий, имеющих общее эксплуатационное назначение вспомогательного характера (комплект запасных частей, комплект инструмента).

Агрегат – укрупненный унифицированный элемент, обладающий полной взаимозаменяемостью и выполняющий определенные функции в технологическом процессе (например, в автомобиле это двигатель, коробка передач).

Основные показатели машин – надежность, производительность, экономическая эффективность, металлоемкость, энергоемкость, степень автоматизации, простота и безопасность обслуживания, удобство сборки и разборки.

Надежность – способность изделия сохранять во времени способность к выполнению требуемых функций в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, хранения и транспортирования. Надежность характеризуется состояниями и событиями.

Работоспособность – состояние изделия, при котором оно способно нормально выполнять заданные функции.

Отказ – событие, заключающееся в полной или частичной утрате работоспособности.

Показатели качества изделия по надежности: безотказность, долговечность и ремонтопригодность.

Временные понятия надежности: наработка, ресурс, срок службы.

Основные критерии работоспособности машин – прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость, виброустойчивость.

Прочность способность детали, сборочной единицы или машины сопротивляться разрушению под влиянием внешних нагрузок.

Различают понятия объемной и поверхностной (контактной) прочности. При недостаточной объемной прочности деталь разрушается по всему сечению (поломка зуба шестерни, вала, разрыв стержня болта), при недостаточной поверхностной прочности происходит разрушение поверхности контакта (выкрашивание поверхности зуба шестерни, рабочей поверхности колец подшипника качения).

Оценка прочности обеспечивается проведением соответствующих расчетов по определению напряжений и сравнением их с допускаемыми (пределом прочности, текучести и выносливости).

Жесткость – способность детали, сборочной единицы или машины сопротивляться изменению положения и формы под влиянием внешних нагрузок. Недостаточная жесткость приводит к неравномерному распределению нагрузок (по длине зубьев колес при изгибе и кручении валов) и к снижению долговечности отдельных узлов машины (подшипники качения при относительном перекосе их колец).

Оценка жесткости обеспечивается проведением их расчетов по определению линейных и угловых деформаций при изгибе, угла закручивания при кручении, удлинения при растяжении и сравнения их с допускаемыми.

Износостойкость– способность контактирующих деталей при их относительном перемещении сопротивляться изменению формы и размеров рабочих поверхностей вследствие их изнашивания в процессе трения. Износ требует периодической регулировки и ремонта машины, снижает точность и КПД, увеличивает шум и может служить причиной ее поломки.

Теплостойкость– способность машины, ее деталей и узлов работать при заданных тепловых режимах в течение заданного срока службы, обеспечивая заданные режимы работы.

Для обеспечения нормального теплового режима работы проводят тепловые расчеты (тепловыделение за единицу времени должно быть не больше теплоотдачи).

Виброустойчивость– способность конструкции работать в диапазоне режимов, достаточно далеких от области резонанса.

Расчеты на виброустойчивость сводятся к определению частот собственных колебаний конструкции в целом и обеспечению их несовпадения с частотой вынужденных колебаний.

 

 

 


Классификация передач

В самом общем виде передачи можно классифицировать по способу передачи движения: передачи трением (фрикционные, ременные); передачи зацеплением (зубчатые, червячные, цепные, винт–гайка); по способу соединения звеньев: передачи с непосредственным контактом (фрикционные, зубчатые, червячные, винт–гайка); передачи гибкой связью (ременные, цепные) (рис. 1.1).

Звено передачи, которое получает движение от машины-двигателя, называется ведущим; звено, которому передается движение, называется ведомым; кроме того, в передачах бывают промежуточные звенья.

Индекс 1присваивается параметрам, относящимся к ведущему звену, а индекс 2 – к ведомому.

 

а б

 

Рис. 1.1. Передачи: а – гибкой связью; б – с непосредственным контактом

 

 

 

 

Рис. 1.2. Сравнительные размеры различных видов передач с одинаковыми параметрами:

а – зубчатая; б – ременная; в – клиноременная; г – цепная


ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

2.1. Общие сведения

Планетарныминазывают передачи, имеющие зубчатые колеса с перемещающимися осями. Наиболее широко применяют простую одно­ряднуюпередачу(рис. 2.1), которая состоит из центрального вращающегося колеса ас неподвижной геометрической осью и наружными зубьями, неподвижного центрального колеса b(колесо соединено с корпусом)с внутренними зубьями, сателлитов g– колес с наружными зубья­ми, которые зацепляются одновременно с колесами аи b(число сателлитов nwв передаче может быть от 3 до 6, на рисунке nw = 3), и водила h, на котором расположены оси сателлитов. Водило соединено с тихоходным валом.

Рис. 2.1. Планетарные передачи:

а – конструктивная схема, б – кинематическая схема

 

Передача работает следующим образом: при неподвижном колесе bвращение колеса а вызывает вращение сателлита g относительно собственной оси, а обкатывание сателлита по колесу bперемещает его ось и вращает водило h. Сателлит совершает вращение относительно водила и вме­сте с водилом вращается вокруг центральной оси. Движение сателлитов схоже с движением планет вокруг Солнца, поэтому передачи назвали планетарными.

При неподвижном колесе b чащеведущим бывает центральное колесо а(тогда движение передаются oт колеса ак водилу h), но возможна передача движения и от водила h к колесу а.

При неподвижном колесе bведущим в планетарной передаче может быть (чаще всего) центральное колесо а(и тогда движение передается oт колеса ак водилу h) или водило (и тогда движение передается от водила h к колесу а).

Основными звеньямипланетарной передачи являются звенья, воспринимающие внешние вращающие моменты. На рис. 2.1. основные звенья а, b, h– два центральных колеса (2К) и водило (h). Кратко такую передачу обозначают как «2К-h». Внешние моменты на звеньях обозначают: Та–момент на ведущем валу, Тb – момент на неподвижном колесе b (на корпусе),Th – на ведомом (тихоходном) валу.

Следует иметь ввиду:

· в планетарных передачах применяют не только цилиндрические, но и конические колеса с прямым или косым зубом;

· для наиболее часто применяемых схем передач характерно наличие либо высокого КПД, либо большого передаточного отношения в одной передаче;

· для получения больших передаточных отношений в силовых приводах применяют многоступенчатые планетарные передачи.

 

Достоинствамипланетарных передач являются:

· широкие кинематические возможности, позволяющие использовать их в силовых передачах и приборах в качестве редуктора с постоянным передаточным отношением (в передаче, изображенной на рис. 2.1. при заданной угловой скорости ведущего звена угловые скорости всех остальных звеньев принимают вполне конкретные значения, поэтому рассматриваемая передача имеет постоянное передаточное число); в качестве коробки скоростей, передаточное отношение в которой изменяют путем поочередного торможения различных звеньев; в качестве дифференциального механизма в автомобилях, тракторах, станках, приборах (см. ниже); часто применяют планетарную передачу, совмещенную с элек­тродвигателем (мотор-редуктор, мотор-колесо);

· компактность и малая масса (масса по сравнению с непланетарными зубчатыми может быть уменьшена в 2–4 раза), так как передаваемая мощность распределяется по нескольким потокам (равным числу сателлитов), что позволяет снизить нагрузку на зубья в каждом зацеплении в несколько раз;

внутренне зацепление (колеса b и g) обладает повышенной нагрузочной способностью, т.к. у него больший приведенный радиус кривизны в зацеплении (см. знаки « ±» в формуле определения приведенного радиуса кривизны);

· большие передаточные отношения при малом числе колес (до тысячи и больше) без применения многоступенчатых передач (но нужно помнить, что с увеличением передаточного отношения в одной передаче КПД уменьшается);

· малая нагрузка на опоры, т.к. при симметричном расположении сателлитов радиальные нагрузки на валы и их опоры уравновешиваются;

· работа с мень­шим шумом по сравнению с обычными зубчатыми передачами за счет повышенной плавности внутреннего зацепления, замыкания сил в механизме, обуславливающими передачу меньших сил на корпус.


К недостаткам планетарных передач относятся:

· повышенные требования к точности изготовления и монтажа;

· большое число подшипников качения;

· необходимость использования долбяка (зубодолбежных станков) для нарезания колес с внутренними зубьями.

Если в планетарной передаче создать условия, когда все основные звенья подвижны (освободив неподвижное колесо и придав ему вращение), передачу называют дифференциальной: такая передача позволяет суммировать движения двух звеньев на одном или раскладывать движения одного звена на два остальных (рис. 2.2).

 

Рис. 2.2. Планетарные дифференциальные передачи:

а – суммирующая скорости движения, б – раскладывающая скорости движения

 

Схема, приведенная на рис. 2.2, а, обеспечивает суммирование движений звена а (двигатель Д1) и звена b (двигатель Д2) на водиле h. Здесь между двигателем Д2 и колесом b поставлена дополнительная передача z1, z2 для получения необходимого вращающего момента на колесе b.Схема применяется в системах автоматического управления.

Схема, приведенная на рис. 2.2, б, представляет собой дифференциал заднего моста автомобиля. Он состоит из конических зубчатых колес, которые насаживаются на ведущие полуоси автомобиля и сцепляются с сателлитом g, свободно сидящим на оси, закрепленной во вращающемся водиле h. Двигатель приводит водило в движение посредством конической зубчатой пары z1, z2 . Пока автомобиль движется по прямой дороге, силы сцепления колес с дорогой одинаковы, угловые скорости полуосей также одинаковы и равны угловой скорости водила. На закруглённом участке дороги колесо, движущееся по внешней кривой, проходит больший путь, чем колесо, движущееся по внутренней кривой. Если бы оба колеса автомобиля были закреплены на одной оси, то наблюдалось бы скольжение покрышек по дороге, что обусловливало бы их значительный износ. При использовании дифференциала сателлит g обкатывает колеса и одновременно вращается вокруг своей оси, в результате чего угловые скорости полуосей и ведущих колес автомобиля оказываются различными (т.е. при повороте одно колесо вращается быстрее другого). Скольжение покрышек по дороге прекращается или сводится к минимуму.

 

2.2. Передаточное отношение

При определении передаточного отношения планетарной пере­дачи используют метод Виллиса (метод остановки водила): всей планетарной передаче мысленно сообщают допол­нительно вращение с угловой скоростью водила wh, но в обратном направлении. При этом водило как бы останавливается, а закреплен­ное колесо освобождается. Полученный при этом обращенный механизм (скорость водила = 0)представляет собой обычную непланетарную передачу, в которой геометрические оси всех колес неподвижны. Сателлиты при этом становятся промежуточными (паразитными) колесами, т.е. колесами, не влияющими на передаточное отношение механизма. Передаточное отношение в обращенном механизме оп­ределяют как в двухступенчатой передаче с одним внешним и одним внутренним зацеплением. Передаточное отношение определяют буквой с индексами, например , где нижние индексы – соответственно ведущее и ведомое звено, верхний – звено, обычно неподвижное, относительно которого рассматривается движение.

Пусть для дифференциального механизма, изображенного на рис. 2.1 основные звенья имеют положительные угловые скорости , , . Остановим водило, т.е. сообщим мысленно механизму скорость . После этого скорости звеньев изменятся и будут равны соответственно , , = 0.

Передаточное отношение примет выражение

, (2.1)

где и – соответственно угловые скорости колес а и b относительно водила, и числа зубьев колес aи b.

Передаточное отношение

имеет знак «–» для внешнего зацепления (ведущее и ведомые звенья вращаются в разные стороны) и имеет знак «+» для внутреннего зацепления (ведущее и ведомые звенья вращаются в одну сторону).

В планетарной передаче любое основное звено может быть ос­тановлено.

Для планетарной передачи, у которой колесо bзакреплено в корпусе неподвижно (wb = 0), колесо а является ведущим, а водило h– ведомым, из формулы (2.1) получим:

или

Отсюда следует

(2.2)

Для планетарной передачи, у которой колесо bзакреплено в корпусе неподвижно (wb=0), водило h является ведущим, а колесо a – ведомым, имеем:

(2.3)

Таким образом, в зависимости от остановленного звена можно получить различные значения передаточного отношения планетар­ной передачи. Это свойство планетарных передач используют в ко­робках передач.

2.3. Вращающие моменты на основных звеньях

При установившемся движении для системы (рис. 2.1) справедливы два уравнения:

Ta+Tb+Th = 0 (при установившемся движении система находится в равновесии ).

(при установившемся движении из условия сохранения энергии).

При wb = 0 имеем

и .

При передаче движения от ак h

,

где – коэффициент полезного действия, учитывающий потери при передаче движения.

Один из трех моментов (вращающий момент Та,Н∙м) определяется по известным мощности Ра,кВт и частоте вращения па,мин--1:

Два других находятся решением системы двух уравнений.

;

;

.

Так как обычно велико, то вращающий момент на цен­тральном колесе b мало отличается от момента на выходном валу: . Знаки моментов на колесах а и b одинаковые, а на ведомом – противоположный.

2.4. Силы в зацеплении

Окружные силы в зацеплении вычисляют по вращающим мо­ментам (Н∙м) и делительным диаметрам da, db, dg (мм) зубчатых ко­лес (для передач без смещения):

,

где nwчисло сателлитов, kwкоэффи­циент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателли­тами (между потоками).

На рис. 2.3, а показаны силы, дейст­вующие на один из сателлитов. Ради­альные силы Frb =Ftatgaw и Frb = Ftb tgaw здесь уравновешены.

Рис. 2.3. Силы в зацеплениях сателлитов и методы их выравнивания:

а – силы в зацеплениях; б – многоугольник сил для центральных колес;
в – шарнирная подвеска центральных колес

Если бы передача была совершенной (kw =1), окружные силы на колесе ав зацеплении со всеми сателлитами были бы одинаковы по величине: Fta1= Fta2= = F ta3 (тонкие линии многоугольника сил на рис. 2.3, б); в реальности силы распределены неравномерно (сказываются неточность изготовления, деформации под нагрузкой): Fta1 Fta2 F ta3 (жирные линии многоугольника сил на рис. 2.3, б). Равновесие обеспечивается уравновешивающей силой Fоп, возникающей в опоре центрального колеса. Значения коэффициента kw при этом значительно больше единицы. Для уменьшения неравномер­ности распределения момента и выравнивания окружных сил колесо а выполняют без опор («плавающим») и соединяют его с ведущим валом с помощью зубчатой муфты, которая дает возможность компенсировать вероятные радиальные смещения шестерни (рис. 2.3, в). В этом случае колесо а под действием силы Fоп,самоустанавливается, стре­мясь достичь равновесного положения, преодолевая действие сил трения и инерции. При этом значения коэффициента kw становятсязначительно меньше – kw= 1,05 ... 1,15.

 

2.5. Особенности расчета планетарных передач

Расчет планетарных передач начинают с подбора чисел зубьев. Так как колеса взаимосвязаны, то наряду с выдержкой заданного передаточного отношения необходимо обеспечить следующие условия: соосности, симметричного расположения сателлитов, соседства.

Для приведенной выше схемы планетарной прямозубой передачи (рис. 2.1) без смещения эти условия достигаются выполнением следующих действий.

Число зубьев za центральной шестерни а задают из требованиянеподрезанияножки зуба: za 17. Принимают za =2124 для Н 350 НВ; za = 18…21 для 35 HRC < Н < 52 HRC и za = 17 при Н> 52 HRC.

Число зубьев zb неподвижного центрального колесаbопреде­ляют по заданному передаточному отношению ubah из формулы: .

Число зубьев zg сателлитаgвычисляют из условия соосности. Условие соосности требует равенства межосевых расстояний различных пар зацепляющихся колес.

(2.4)

где d = mz – делительный диаметр соответствующего зубчатого колеса. Так как модули зацеплений планетарной передачи одинаковы, то формула (2.4) принимает вид:

(2.5)

Полученные числа зубьев za, zg, и zb проверяют по условиям симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства.

Условие сборки симметричного расположения сателлитов требует, чтобы во всех зацеплениях централь­ных колес с сателлитами зубья одних совпадали с впадинамидругих (иначе собрать передачу нельзя). Проверено, что при симметричном расположении сателлитов условие сборки удовлетворяется, когда сумма зубьев центральных колес (za+zb) кратна числу сателлитов nw (обычно nw=3), т.е. (za + zb)/nw равно целому числу.

Условие соседстватребует, чтобы сателлиты не задевали зубь­ями друг друга. Для этого необходимо, чтобы сумма радиусов вер­шин зубьев соседних сателлитов, равная dga = m(zg + 2), была меньше расстояния l между их осями (см. рис. 2.3), т.е.

(2.6)

где aw = 0,5sin(za + zg ) – межосевое расстояние.

Из формулы (2.6) следует, что условие соседства выполнено, когда

2.6. Расчет планетарных передач на прочность

Расчет на прочность планетарных передач ведут так же, как для обычных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого за­цепления. В передаче, изображенной на рис. 2.1., необ­ходимо рассчитать внешнее зацепление колес аи gи внутреннее – колес gиb. Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление.

При определении допускаемых напряжений [ ]н, [ ]f коэф­фициенты долговечности Z n и Y n находят по эквивалентным числам циклов нагружения
NHE = μHNk и NFE = μFNk соответственно. А числоцикловперемены напряжений зубьев Nk за весь срок службы вычисляют при вращении колес только относительно друг друга.

Для центральной шестерни

где nw – число сателлитов; Lh – суммарное время работы передачи, ч;

п'а = (na – nh) –относительная частота вращения центральной шестерни;

па и nh частоты вращения центральной шестерни и во­дила, мин –1.

По п'а вычисляют окружную скорость, в соответствии с которой назначают степень точности передачи и выбирают коэффициенты КHV, КFV .

Для сателлитов Nkg = 60n3n'gLh,

где n3 – число нагружений зуба за один оборот сателлита;

n'g = n'a za / zgотносительная частота вращения сателлита.

Зуб сателлита за один оборот нагружается дважды – в зацепле­ниях с колесами а и b. Однако при определении числа циклов при­нимают п3= 1, так как при расчете на контактную прочностьучи­тывают, что зуб сателлита работает с колесами аи b разными боко­выми сторонами, а при определении для зубьев сателлита допускае­мых напряжений изгиба[σ]Fg вводят коэффициент YА, учитываю­щий двухстороннее приложение нагрузки (симметричный цикл на­гружения). Значения YA принимают:

YA =0,65; 0,75; 0,9 соответст­венно для улучшенных, закаленных ТВЧ (или цементованных) и азотированных сталей.

Межосевое расстояниепланетарной прямозубой передачи для пары колес внешнего зацепления (центральной шестерни с сателли­том) определяют по формуле:

где и' = zg / za – передаточное число пары колес; kw = 1,05 ... 1,15 – коэффициент неравномерности распределения на­грузки между сателлитами; Т1 = Та – вращающий момент на валу цен­тральной шестерни, Н∙м; nw - число сателлитов; ψba –коэффициент ширины венца колеса.

Ширина bb центрального колеса b: bb = ψba aw. Ширину bg венца сателлита принимают на 2 ... 4 мм больше значения bb , цен­тральной шестерни –
bа = l,1bg.

Модуль зацепления m = 2aw/(zg + za).

Полученный расчетом модуль округляют до ближайшего стан­дартного значения, а затем уточняют межосевое расстояние:

aw = m(zg +za)/2.

Расчет на изгиб выполняют как для обычных зубчатых передач.


Контрольные вопросы

1. Какая зубчатая передача называются планетарной? Какова её конструкция и как она работает?

2. Как получить дифференциальную передачу? Какие возможности предоставляет дифференциальная передача?

3. Каковы основные достоинства и недостатки планетарных
передач по сравнению с обычными зубчатыми?

4. Какой метод используют для опреде­ления передаточного отношения планетарной передачи?

5. Можно ли получить различные значения передаточного отношения планетар­ной передачи в зависимости от остановленного звена?

6. В чем сущность условий соосности, симметричного расположения сателлитов (сборки) и соседства планетарных передач?

На рис. 19.1, а показано относительное расположение недефор-мированного гибкого 1 и жесткого 2 колес. При этом dy < d2;

7. Почему в планетарном редукторе центральную шестерню выполняют ("плавающей")?

8. По какой зависимости определяется передаточное отношение ?

 

 

 

 


3. ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ

 

3.1. Общие сведения

Волновойпередачей называется механизм, содержащий контактирующие между собой гибкое и жесткие звенья и обеспечивающий передачу движения за счет бегущей волновой деформации гибкого звена.

Существуют фрикцион­ные, зубчатые и винтовые волновые передачи. Наиболее распространены зубчатые волновые передачи.

Волновые зубчатые передачи кинематически представляют собой планетарные передачи с одним гибким зубчатым колесом.

Наиболее распространенная волновая передача (рис. 3.1) состоит из водила Н, вращающегося гибкого колеса 1 с наружными зубьями и неподвижного жесткого колеса 2 с внутренними зубьями.

 

А А-А

Рис. 3.1. Волновая передача

 

Водило, являющееся генератором волн, состоит из овального кулачка и специального (гибкого за счет тонкостенных колец) шарикоподшипника. Такой подшипник допускает радиальную деформацию колец, соизмеримую с их толщиной, и обеспечивает передачу вращательного движения при деформированных кольцах. Кулачковый генератор лучше других со­храняет заданную форму деформирования под нагрузкой.

Неподвижное колесо закрепляется в корпусе и представляет собой обычное зубчатое колесо с внутренним зацеплением.

Гибкое зубчатое колесо выполнено в виде стакана с тонкой легко деформирующейся стенкой. В левой части стенки нарезаются зубья, правая часть повторяет форму вала. Длина стакана колеса приблизительно равна его диаметру. Жесткое зубчатое колесо соединено с корпусом. Зубья колес чаще всего эвольвентные.

Делительный диаметр d1гибкого колеса меньше делительного диаметра d2 жесткого колеса на величину d2d1 = 2W0.

Размер овала подшипника качения водила по большой оси больше внутреннего диаметра обода гибкого колеса на величину 2W0.

При сборке в круглое гибкое колесо вставляют генератор волн, придающий колесу овальную форму (при этом как бы образуются два сателлита, связанные гибкой стенкой стакана), и вводят в зацепление с жест­ким колесом. В направлении большой оси эллипса зацепление зубьев гибкого колеса с зубьями жесткого колеса происходит по всей рабочей высоте зуба, в направлении малой оси эллипса зубья не зацепляются. Происходит это следующим образом: при деформировании гибкого колеса гене­ратором волн зубья гибкого колеса под действием радиальных сил Fr пе­ремещаются по радиусу и входят в зацепление с зубьями жесткого колеса в направлении большой оси эллипса. При переходе от большой оси к малой зубья гибкого колеса вследствие его деформации постепенно пере­мещаются к центру и выходят из зацепления с зубьями жесткого ко­леса. Между этими зонами зубья гибкого колеса погружены во впадины жесткого на разную глубину.

В одновременном зацеплении нахо­дится большое число зубьев: 25–40 % от числа зубьев гибкого ко­леса. Даже при небольшой нагрузке на каждый зуб передача может передавать значительный вращающий момент.

Пе









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.