МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД И ОСНОВНЫЕ ТИПЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

МЕХАНИЧЕСКИЙ ПРИВОД И ОСНОВНЫЕ ТИПЫ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Механический привод n Механический привод служит для передачи механической энергии от двигателя (электрического, теплового и др. ) к исполнительному органу машины. Использование механического привода обусловлено необходимостью согласования высокой скорости движения выходного звена двигателя и низкой скорости движения исполнительного органа машины, а также регулирование скорости движения исполнительного органа при практически постоянной скорости движения выходного звена двигателя.

Механический привод n Механический привод — это передаточные механизмы среди которых основное применение имеют механические передачи. n В зависимости от метода силового “замыкания” звеньев различают передачи зацеплением и сцеплением (фрикционные передачи). Силовое “замыкание” — это передача сил между деталями машин по сопряженным (контактирующим) поверхностям, образующим силовые сопряжения.

Механический привод n По принципу передачи и преобразования механические передачи можно подразделить на два типа: кинематические и волновые (“динамические”). n В кинематических передачах преобразование движения происходит в результате взаимного перемещения (вращательного, поступательного и т. д. ) гибких и жестких звеньев, как жесткого целого (или кинематически).

Механический привод n В волновых передачах преобразование движения осуществляется за счет пропускания по одному из звеньев волны продольной или поперечной деформации. n Для передачи движения на большое расстояние (8. . . 10 м и более) в машиностроении широко используют кинематические механизмы, в которых сила от ведущего звена к ведомому передается с помощью гибкого звена (ремня, цепи, стальной ленты, каната и т. д. ).

Механический привод n В соответствии с типом гибкого звена различают передачи: ременные, зубчато- ременные, цепные, ленточные, канатные и т. д. n Передача гибким звеном в зависимости от метода силового “замыкания” деталей подразделяют на передачи фрикционные (ременные, канатные) и зацеплением (цепные, зубчато-ременные).

Механический привод n Основными внешними характеристиками передач являются: передаваемый вращающийся момент (мощность), передаточное отношение, КПД, масса и надежность. n Задача конструктора состоит в выборе оптимального по технико-экономическим показателям типа передач и ее конструкции.

Механический привод Зубчатые передачи n Зубчатыми передачами называют механизмы у которых силовое “замыкание” и движение между звеньями (зубчатыми колесами) передаются с помощью последовательно зацепляющихся зубьев. n По взаимному расположению осей различают передачи цилиндрические (имеют параллельные оси), конические (оси колес пересекаются), гиперболоидные ( оси колес перекрещиваются) — червячные, винтовые, гипоидные и др.

Механический привод Зубчатые передачи n По характеру движения осей передачи называют обычными или рядовыми — имеют неподвижные геометрические оси всех колес и планетарные, если оси одного или несколько колес подвижны. n По относительному расположению поверхностей вершин и впадин зубьев колес различают: передачи внешнего зацепления (образуются при зацеплении колес с внешними зубьями) и передачи внутреннего зацепления (образуются при зацеплении колес, одно из которых имеет внутренние зубья, а другое внешние зубья.

Механический привод Зубчатые передачи n По направлению (расположению образующей линии) зубьев различают: передачи с прямыми и винтовыми зубьями. Косые зубья — разновидность винтовых зубьев. n По профилям зубьев колес передачи подразделяют: на передачи с эвольвентным зацеплением, в которых профили зубьев очерчены эвольвентными окружностями; передачи с циклоидальным зацеплением, в котором профили зубьев очерчены по эпи- и гипоциклоидам; на передачи с зацеплением Новикова , в котором взаимодействует выпуклый профиль одного зуба и вогнутый профиль зуба другого колеса.

Механический привод Зубчатые передачи n Наиболее широко применяются передачи с эвольвентным зацеплением благодаря тому, что зубья могут быть обработаны инструментом с прямолинейной режущей кромкой (поэтому их легче изготовить с высокой точностью), а также не чувствительности к отклонениям межосевого расстояния (потому, что не изменяется закон движения и передаточное отношение). n По конструктивному исполнению могут быть открытыми и закрытыми. n Зубчатые передачи могут понижать (понижающие) или повышать (повышающие) угловую скорость. n Агрегат с понижающей передачей называется редуктором, с повышающей передачей — мультипликатором.

Механический привод Зубчатые передачи n Материалы и термообработка: n Зубчатые колеса изготовляют из сталей, чугуна и неметаллических материалов. Наибольшее распространение в силовых передачах имеют колеса из сталей Ст-5, Ст-6, 35 Л, 40 Л и др. , которые подвергают, как правило, термообработки для повышения нагрузочной способности. n Колеса малонагруженных передач с неограниченными габаритами подвергают обычной закалке в высоким, до HB 300. . . 350, отпуском при диаметре колес до 150 мм. Колеса свыше 150 мм должны иметь твердость не менее НВ 200.

Механический привод Зубчатые передачи n Для предотвращения заедания рабочих поверхностей нижний предел твердости шестерни (меньшего колеса) должен быть на 30. . . 50 единиц НВ выше верхнего предела твердости зубчатого колеса. n Колеса высоконагруженных передач в транспортных машинах и передач с ограниченных габаритов должны иметь твердость зубьев более НВ 400 (или не менее HRCэ 40) и более мягкую (вязкую) сердцевину, что получают поверхностной закалкой ТВЧ или ХТО. При обработке ТВЧ толщина слоя составляет до 3, 5. . . 4, 0 мм при твердости HRCэ 45. . . 55.

Механический привод Зубчатые передачи n Основные виды повреждения зубьев — поломка зуба, выкрашивание , износ зубьев, заедание. Для предотвращения поломок увеличивают модуль зубьев, прочность материалов колес. n Эффективным средством предотвращения выкрашивания является увеличение поверхностной твердости и подбор химически не активных смазочных материалов. Аналогичные методы применяют и для предотвращения износа и заедания.

Механический привод Зубчатые передачи n. У зубчатых передач очень много различных параметров. Главные из них: межосевое расстояние — а w ; передаточное отношение — u ; коэффициент ширины венца — а или d ; модуль зубьев — m ; угол наклона зубьев — .

Механический привод Зубчатые передачи n Контактные напряжения образуются в месте соприкосновения двух тел в тех случаях, когда площадки касания малы по сравнению с размерами тел. Теория контактных напряжений является предметом целого курса “Теория упругости”, который мы не изучаем с вами, но многие расчеты деталей машин выполняются по контактным напряжениям. n Основоположником теории контактных напряжений является H. Herz (1881).

Механический привод Зубчатые передачи n При расчете контактных напряжений различают два случая: n 1. Первоначальный контакт в точке ( шар- шар, шар-плоскость и т. д. ) n 2. Первоначальный контакт по линии ( два цилиндра с параллельными осями, цилиндр и плоскость и т. д. )

Механический привод Зубчатые передачи

Механический привод Зубчатые передачи n При определении контактных напряжений можно воспользоваться формулой Herza:

Механический привод Зубчатые передачи n при =0, 3:

Механический привод Зубчатые передачи n Это формула справедлива не только для круговых, но и для любых других цилиндров. n При вращении цилиндров под нагрузкой отдельные точки поверхности периодически нагружаются и разгружаются, а контактные напряжения в этих точках изменяются по прерывистому отнулевому циклу. Переменные контактные напряжения вызывают усталость поверхностных слоев деталей. На поверхности образуются микротрещины с последующим выкрашиванием мелких частиц металла.

Механический привод Зубчатые передачи n Переменные контактные напряжения, возникающие в зубьях, являются причиной усталостного разрушения зубьев, а напряжения изгиба вызывают поломку зубьев. n С контактными напряжениями и трением в зацеплении связаны также износ, заедание и другие виды повреждения зубьев.

Механический привод Расчет контактных напряжений зубчатых передач. n По расчету зубчатых передач имеется ГОСТ 21354 — 75. В этом ГОСТе, выведенная на основании формулы Herza , приведена формула расчета контактных напряжений:

Механический привод Расчет контактных напряжений зубчатых передач. n где

Механический привод Расчет контактных напряжений зубчатых передач. n Значения контактных напряжений одинаковы для шестерни и колеса. Поэтому расчет выполняют для того из колес у которого меньше допускаемое напряжение [ ] Н , чаще это бывает у колеса, чем у шестерни.

Механический привод Расчет зубчатых передач. Критерии работоспособности. рис. 8. 10.

Механический привод Расчет зубчатых передач. n Критерии работоспособности. n При передаче крутящего момента в зацеплении кроме нормальной силы Fn действует сила трения F тр = F n f , связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. n Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактное Н и напряжение изгиба F по этим двум напряжениям и ведут расчет зубчатых передач.

Механический привод Расчет зубчатых передач. n Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба. Зуб имеет сложное напряженное состояние — см. рис. 8. 10. Наибольшие напряжения изгиба образуются у корня зуба в зоне перехода эвольвенты в галтель. Здесь же наблюдаются концентрация напряжений. Для того чтобы по возможности просто получить основные расчетные зависимости и уяснить влияние основных параметров на прочность зубьев, рассмотрим вначале приближенный расчет, а затем введем поправки в виде соответствующих коэффициентов. Допустим следующее (рис. 8. 10):

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Допустим следующее (рис. ): n 1. Вся нагрузка зацепления передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба. Практика подтверждает, что этот худший случай справедлив для 7 -й, 8 -й и более низких степеней точности, ошибки изготовления которых не могут гарантировать наличие двухпарного зацепления. Например, ошибки шага приводят к тому, что зубья начинают зацепляться вершинами еще до выхода на линию зацепления. При этом вместо теоретического двухпарного зацепления будет однопарное.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Допустим следующее (рис. ): n 2. Зуб рассматриваем как консольную балку, для которой справедлива гипотеза плоских сечений или методы сопротивления материалов. Фактически зуб подобен выступу, у которого размеры поперечного сечения соизмеримы с размерами высоты. Точный расчет напряжёний в таких элементах выполняют методами теории упругости. Результаты точного расчета используют для исправления приближенного расчета путем введения теоретического коэффициента концентрации напряжений (см. ниже). На расчетной схеме (см. рис. ):

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n где F — окружная сила; w — угол, t определяющий направление нормальной силы F n к оси симметрии зуба. Угол ' несколько больше угла Зацепления w. Связь между ними — '= w +

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n 1 Силу Fn переносят по линии действия на ось симметрии зуба и раскладывают на составляющие

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба nи

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Напряжение в опасном сечении, расположенном вблизи хорды основной окружности:

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n где n — момент сопротивления сечения при изгибе; A = b w s — площадь; b w , s и l указаны на рис.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Знак (—) в формуле указывает, что за расчетные напряжения принимают напряжения на растянутой стороне зуба, так как в большинстве случаев практики именно здесь возникают трещины усталостного разрушения (для стали растяжение опаснее сжатия).

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Значения l и s неудобны для расчетов. Используя геометрическое подобие зубьев различного модуля, эти величины выражают через безразмерные коэффициенты: n где m — модуль зубьев.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n. После подстановки и введения расчетных коэффициентов получают: n где КF— коэффициент расчетной нагрузки; КT — теоретический коэффициент концентрации напряжений.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Далее обозначают: n - коэффициент формы зуба (для наружных зубьев (см. рис. 8. 20).

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба Рис. 8. 20

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Этот коэффициент уже рассчитан в зависимости от числа зубьев и табулирован в справочной литературе. Для колес с внутренними зубьями приближенно можно принимать Y F = 3, 5. . . 4, большее значение применьших z.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n При этом для прямозубых передач расчетную формулу записывают виде: n где [ F] — допускаемое напряжение изгиба.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Для проектных расчетов по напряжениям изгиба формулу решают относительно модуля путем замены bw = m m;

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n и далее, принимая приближенно K Fv = 1, 5, получают n (8 20) n значениями z 1 и m задаются согласно рекомендациям.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n. Y F - безразмерный коэффициент, значения которого зависят только от формы зуба (размеры l', s ', ) и в том числе от формы его галтели (коэффициент К ). Форма зуба, при одинаковом исходном контуре инструмента, зависит в основном от числа зубьев колеса z и коэффициента смещения инструмента х.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Рассмотрим эту зависимость. рис 8. 21

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n Влияние числа зубьев на форму и прочность зубьев. На рис 8. 21 показан o изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колес. чанных без смещения с постоянным модулем. При z колесо превращается в рейку, и зуб приобретает прямолинейные очертания. С уменьшением z уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвентного профиля Такое изменение формы приводит к уменьшению прочности зуба.

Механический привод Расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба n При дальнейшем уменьшении z появляется подрезание ножки зуба (штриховая линия на рис. 8. 21), прочность зуба существенно снижается. При нарезании инструментом реечного типа для прямозубых передач число зубьев на границе подрезания Zmin= 17. n Рассмотренное влияние числа зубьев на прочность справедливо при постоянном модуле, когда с увеличением z увеличиваются и диаметры колес. При постоянных диаметрах с изменением z изменяется модуль m. В этом случае изменяются не только форма, но и размеры зуба. С увеличением z форма улучшается, а размеры уменьшаются (уменьшается m ). Уменьшение модуля снижает прочность зуба на изгиб.

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n Согласно ГОСТ 21354 — 75 формула для расчета контактных напряжений приведена в следующим виде

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n где n эту формулу используют для проверочного расчета передачи, когда все необходимые размеры и другие параметры передачи известны.

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n При проектном расчете необходимо определить размеры передачи по заданным основным характеристикам: крутящему моменту Т 1 или Т 2 и передаточному числу u. n С этой целью формулу решают относительно d 1 или а . Другие неизвестные параметры оценивают приближенно или выбирают по рекомендациям на основе накопленного опыта. В нашем случае принимаем d 1 d 1 ; = 20 ; (sin 2 0, 6428); K Hv 1, 15; (Этот коэффициент зависит от окружной скорости V , которая пока неизвестна, поэтому принимаем некоторое среднее значение. При этом из составляющих коэффициента K H остается коэффициент KH. n Обозначим ba = b /d 1 — коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n Подставляя эти значения в исходную формулу и решая ее относительно диаметра находим:

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n Решая относительно межосевого расстояния а , заменяя Т 1 = Т 2 /u; d 1 = 2 а /(u+1) и вводим ba = b /a — коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. После преобразования, с учетом зависимости bd = 0, 5 ba(u+1) получаем:

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n При расчете передач с цилиндрическими зубчатыми колесами чаще используют именно последнюю формулу, так как габариты передачи определяет преимущественно межосевое расстояние. n По тем же соображениям в формуле момент Т 1 заменяют на Т 2. Значения момента Т 2 — на ведомым валу является одной из основных характеристик передачи, интересующих потребителя (обычно указано в техническом задании).

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n В приложении к ГОСТ 21354 — 75 для стальных зубчатых колес формулы расчета записаны в виде:

Механический привод Расчет зубчатых цилиндрических передач на контактную выносливость. n где для стальных прямозубых колес: для косозубых колес: