Критерии работоспособности и влияющие на них факторы.

Требования к машинам и деталям.

К большинству проектируемых машин предъявляются следующие тре­бования:

‑ высокая производительность;

‑ экономичность производства и эксплуатации;

‑ равномерность хода;

‑ высокий КПД;

‑ точность работы;

‑ компактность, надежность и долговечность;

‑ удобство и безопасность обслуживания;

‑ транспортабельность;

‑ соответствие внешнего вида требованиям технической эстетики.

При конструировании и изготовлении машин должны строго соблю­даться ГОСТы.

Применение в машине стандартных деталей и узлов уменьшает количе­ство типоразмеров, обеспечивает взаимозаменяемость, облегчает ремонт ма­шин.

Одно из главных требований, предъявляемых к деталям – технологичность, которая значительно влияет на их стоимость. Следует предусматривать максимально возможное применение стандартных узлов и деталей. Существенные показатели технологичности конструкции – материалоемкость, трудоемкость изготовления и себестои­мость. Технологичнатакая конструкция, для которой характерны минимальные затраты при производстве и эксплуатации.

 

Классификация механизмов.

Механизм – составная часть любой машины и прибора, совокупность подвижно соеди­ненных между собой тел (деталей), преобразующая вид и ха­рактеристики движения отдельных звеньев. Если в передаче движения участ­вуют жидкие или газообразные тела, то механизм называют гидравлическим или пневматическим.

В механизме различают подвижные звенья и неподвижные звенья (стойки).

По своим функциям звенья могут быть входными и выходными, ведущими и ведомыми, начальными и промежуточными.

Звенья в механизме соединяются, образуя разного вида кинематиче­ские пары.

В зависимости от числа связей, накладываемых на относительное дви­жение звеньев, различают пары: 1-но, 2-х, 3-х, 4-х и 5-и-подвижные.

В зависимости от вида движения одного звена относительно другого различают вращательные, поступательные, сферические, винтовые и другие пары (рис. 3.1).

Рис. 2.1. Виды кинематических пар.

Зубчатые механизмы, в которых движение передается за счет зацепления зубьев. Включают в себя зубчатые колеса различной формы, зубчатые рейки, образующие вращательные или поступательные пары.

	Фрикционный механи­зм,в котором пере­дача дв­и­жения осущест­вляете бла­годаря силам трения меж­ду элементами (рис.2.3). Механизм с гибкими звеньями(гибкая нерас­тяжимая нить, рис.2.4). . . .
Рис. 2.2. Цилиндрическая и реечная зубчатые передачи.

.

Рис.2.3. Фрикционный механи­зм.	Рис.2.4. Механизм с гибкими звеньями.

Механизмы с упругими звеньями, ихдеформация влияет на движение механизма (рис.2.6).

Рис.2.5. Ременная передача: 1 - ведущий шкив; 2 - ведомый шкив; 3 - приводной ремень.	Рис.2.6.Волновая передача: 1 - гибкое зубчатое колесо; 2 - жесткое зубчатое колесо; 3 - роликовый генератор волн (водило и 2 ролика, «сателлиты»).

По функциональному назначению и кинематической передаточной функции скорости исполнительного звена:

- механизмы с постоянным передаточным отношением (зубчатые, ременные, цепные, канатные, червячные, фрикционные передачи и др.);

- механизмы со ступенчато изменяющимся передаточным отношением (коробки перемены скоростей, ступенчатая ременная передача, ступенчатаяцепная передача и др.);

- механизмы для сообщения исполнительному органу возвратно-поступательного движения;

- механизмы для движения с остановками исполнительного органа (кулачковые, мальтийские, анкерные, рычажные и др.);

- механизмы сцепления (зубчатые, фрикционные, кулачковые муфты);

- тормозные механизмы.

 

Вариаторы.

Вариаторы служат для плавного (бесступенчатого) изменения на ходу угловой ско­рости ведомого вала при постоянной угловой скорости ведущего. Применяются в станках, прессах, конвейерах и т.п. Бесступенчатое регулиро­вание скорости способствует повыше­нию производительности работы маши­ны вследствие возможности выбора оптимального процесса, оно благоприят­но для автоматизации и управления на ходу.

Главная характеристика вариатора – диапазон регулирования, равный отношению максимальной угловой скорости ведомого катка w_2max к его минимальной угловой скорости w_2mn: w_2max/w_2min = u _max/ u _min = R _max/ R _min.

Практически для одноступенчатых вариаторов Д = 3…8.

Вариаторы подбирают по каталогам или справочникам в зависимости от переда­ваемого момента, диапазона регулирования и угловой скорости ве­дущего вала.

Разновидности вариаторов. В зависимости от формы тела качения вари­аторы бывают лобовые, конусные, в виде тора и др.

Лобовые вариаторы (рис. 3.3) применяют в винтовых прессах и прибо­рах. Бессту­пенчатое изменение угловой скорости ведомого вала достигаетсяпередвижением малого катка вдоль вала, т.е. изменением радиуса R. Допус­кают реверсирование вращения. Имеют интенсивный износ рабочих поверх­ностей катков и пониженный КПД вследствие разности скоростей на площад­ке контакта. Т.к. R = const, диапазон регулирования лобового вариатора: Д = R _2max/ R _2min.

Торовые вариаторы (рис. 4.4) состоят из2-х соосных катков 1 и 2 с тороидной рабо­чей поверхностью 1 и 2-х промежуточных роликов 3.

Регулирование угловых скоростей производится поворотом роликов с помощью поворотного механизма, в результате чего изменяются радиусы кон­такта R и R2. Текущее значение передаточного числа: u =w₁/w₂» R ₂/ R ₁.

Рис. 3.3. Схемы лобового вариатора.	Рис. 3.4. Схема торового вариатора.

Из всех вариаторов торовые наиболее компактны и совершенны, КПД до 0,95, но они имеют сложную конструкцию и требуют высокой точности изго­товления.

 

Контрольные вопросы и задания к Лекции 3. Фрикционные передачи.

1. Перечислите основные виды фрикционных передач.

2. Какими достоинствами и недостатками обладают фрикционные пере­дачи?

3. Какие материалы применяются для изготовления рабочих поверхно­стей фрик­ци­онных катков?

4. Какими свойствами должны обладать эти материалы?

5. Как обеспечивается непрерывное нажатие катков фрикционных пере­дач друг на друга?

6. Что такое задиры рабочих поверхностей катков?

7. Какими средствами можно предупредить задир рабочих поверхно­стей катков?

8. Объясните процесс усталостного выкрашивания рабочих поверхно­стей катков закрытой передачи.

9. Какие устройства называют вариаторами?

10. Что такое диапазон регулирования вариаторов и как он определяет­ся?

11. Что является критерием работоспособности фрикционных передач?

.

 

Лекция 4. Зубчатые передачи.

4.1. Общие сведения: - Достоинства, недостатки, области применения, классификация зуб­чатых передач.

Механизм, предназначенный для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колёс, называют зубчатой пе­редачей. Зубчатые передачи могут быть с внешним (рис. 5.1, а, в, г, д, е) и внутренним (рис. 4.1, б) зацеплением, а также реечны­ми (рис. 4.1, з). Наиболее распространены пере­дачи с внешним зацеплением.

Рис. 4.1. Виды зубчатых передач.

К достоинствам зубчатых передачотносят:

- возможность передачи практически любых мощностей (до 50000 кВт и более) при широком диапазоне окружных скоростей (до 30…150 м/с). При высоких скоростях реко­мендуют применять передачи с косыми зубьями;

- постоянство передаточного отношения;

- компактность, надежность и высокую усталостную прочность пе­редачи;

- высокий КПД (η = 0,95…0,98) при высокой точности изготовления и монтажа;

- простота обслуживания и ухода;

- сравнительно небольшие силы давления на валы и их опоры;

- возможность изготовления из самых разнообразных материалов, ме­таллических и не­металлических. (Всего 7 достоинств)

Недостатки:

- ограниченность передаточного отношения. Для одной пары зубчатых колёс i _max = 12,5, но практическиi ≤ 7, лишь в открытых тихоходных, малонагруженных пере­дачахi ≤ 15;

- вибрации и шум, особенно при низком качестве изготовления и монта­жа и значительных скоростях;

- поломка деталей при больших перегрузках;

- относительная сложность изготовления высокоточных зубчатых ко­лёс. (Всего 4)

По применению и распространению в различных областях народного хозяйства зуб­чатые передачи по праву занимают первое место. В любой от­расли машиностроения, приборостроения, на транспорте и т.д. зубчатые пере­дачи находят широкое применение.

Классификация зубчатых передач:

1. По конструктивному оформлению:

- открытые, не имеющие защитного кожуха и масляной ванны;

- полуоткрытые, имеющие защитный кожух;

- закрытые, имеющие картер и крышку, хорошо изолирующие передачуот внешней среды.

2. По окружной скорости:

- тихоходные (u _max до 3…4 м / с);

- средне-скоростные (4 м / с ≤ u ≤ 15 м / с);

- высоко-скоростные (u > 15 м / с).

3. По взаимному расположению осей валов:

- с параллельными осями валов (цилиндрические передачи рис. 4.1: а, б, в, г);

- с пересекающимися осями валов (конические передачи, рис. 4.1: д, ж);

- со скрещивающимися осями валов (винтовые).

4. По форме линии зубьев:

- с прямым зубом (рис. 4.1: а, б, д);

- с косым зубом (рис. 4.1: в);

- с круговым зубом (рис. 4.1: е);

- с шевронными зубьями (рис. 4.1: з).

5. По форме профиля зуба:

- с зубом, очерченным по эвольвенте (форма предложенаЛеонардом Эйлером в 1754 г.);

- с зубом, очерченным по кругу (форма предложена Новиковым в 1954 г.).

.

 

Точность зубчатых передач.

При изготовлении зубчатых передач неизбежны погрешности, выражающиеся в от­клонениях шага, биении колёс, в отклонениях от теоретического профиля зубьев, не­параллельности зубьев, в отклонениях межосевого расстояния и др. Все эти погрешности приводят к повышенному шуму во время работы и преждевременному разрушению колёс передачи. Точность зубчатых передач регламентируют стандартами, в которых преду­смотрено 12 степеней точности. Наибольшее распространение для силовых передач полу­чили6, 7, 8 и 9 степени точности, причём 6-я степень точности выше 7-й. Степень точности передачи зависит от окружной скорости. Чем выше окружная скорость, тем должна быть выше степень точности.

Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть гарантированный боко­вой зазор. Этот зазор регламентируют видом сопряжения зубчатых колёс. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения с различными величинами зазора: Н - нулевой зазор, Е - малый, С и Д - уменьшенные, В - нормальный, А - увеличенный.

Пример обозначения степени точности изготовления колес: 8 - В, что указывает на 8‑ю степень точности с нормальным зазором.

 

Допускаемые напряжения.

Допускаемые контактные напряжения [σ] _H.

Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих по­верхностей зубьев зависит в основном от твёрдости этих поверхностей и определяется по формуле:

,

где σ _{Н lim} - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов нагружения, определяют как функцию от твёрдости материала полученную после различных видов термообработки;

S_H - коэффициент безопасности, зависит от вида термообработки;

K_HL - коэффициент долговечности, учитывающей влияние срока служ­бы и режима нагрузки передачи.

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_f вычисляют по формуле

,

где σ _{F lim} - предел изгибной выносливости зубьев, соответствующий ба­зовому числу циклов нагружений, также его величина зависит от вида термо­ обработки и твёрдости материала колёс после неё;

S_F - коэффициент безопасности, учитывающий технологию получения колёс (литьё, ковка, штамповка и т.д.);

K_FL - коэффициент долговечности;

K_FC - коэффициент, учитывающий реверсивность передачи.

 

6.3. Расчёт цилиндрических зубчатых передач на контакт­ную прочность и по напряжениям изгиба.

 

Основной критерий работоспособности закрытых передач – контактная выносливость поверхностей зубьев. Поэтому основные размеры передачи определяют из расчёта по контактным напряжениям, затем зубья проверяют на изгиб.

При выводе формулы на контактную прочность рассмат­ривают соприкосновение зубьев в полюсе, где происходит однопарное зацеп­ление. Контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с ра­диусами, равными радиусам эвольвент в полюсе зацепления P ₁ и Р ₂.

Расчёт ведут по колесу, материал которого чаще менее прочен. Наи­большее кон­тактное напряжение в зоне зацепления определяют по формуле Герца

,

где q - нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии зуба; для прямозубых колёс длина контактных линий равна ширине венца колеса b ₂:

;

где К_{Н α} - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

К_{Н β} - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, зависит от деформации опор, валов, корпусов и самих колес;

К_НV - коэффициент динамической нагрузки, зависит от твердости материала колес, скорости и степени точности передачи,

Е_пр - приведенный модуль упругости;

ρ _пр - приведенный радиус кривизны: ,

где d ₁ - делительный диаметр шестерни;

- передаточное отношение передачи.

Обозначим:

Z_H = - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев, (при α = 20°, Z_H = 1,76 ∙сos b);

Z_M = - коэффициент, учитывающий механические свойстваматериалов сопряженных колёс, для стальных колес;

Z _ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии,который, для различных вариантов принимает следующие значения:

- для прямозубых колёс: ;

- для косозубых и шевронных: .

Здесьe_a - коэффициент торцевого перекрытия: ;

Удельная расчетная окружная сила: ω _Нt = ;

После подстановки окончательно получим: .

Итак, считается, что передача работоспособна, если отклонение контактного напря­жения отдопускаемого находится в пределах: .

Контрольные вопросы и задания к Лекция 6. Зубчатые передачи (продолжение).

1. Каковы основные достоинства и недостатки зубчатых передач посравнению с другими передачами?

2. По каким признакам классифицируют зубчатые передачи?

3. В чем сущность основной теоремы зацепления?

4. Что называется полюсом зацепления, линией зацепления и углом зацепления?

5. Какие окружности зубчатых передач называют делительными?

6. Что называется шагом и модулем зубчатого зацепления?

7. Каково влияние числа зубьев на их форму и прочность?

8. Что понимают под корригированием?

9. В каких случаях рекомендуют применять корригирование?

10. Какие факторы влияют на выбор степени точности изготовлениязубчатых колёс?

11. В чём заключается особенность расчёта косозубой цилиндрическойпередачи?

12. Какие материалы применяются для изготовления зубчатых колёс?

13. По какому признаку материалы зубчатых колес делятся на две группы?

14. Перечислите виды разрушения зубьев колёс.

15. Опишите меры предупреждения поломки зубьевколёс.

16. Опишите меры предупреждения усталостного выкрашивания поверхности зубьев.

17. Назовите критерии работоспособности зубчатых передач.

18. При каких условиях работоспособность цилиндрической передачиобеспечена?

19. Какие силы возникают в зацеплении прямозубых цилиндрическихколёс?

20. Как направлены силы в зацеплении прямозубых цилиндрических колёс?

21. Какие силы возникают в зацеплении косозубых цилиндрических колёс?

22. Как направлены силы в зацеплении косозубых цилиндрических колёс?

23. Какие параметры влияют на величину допускаемых контактныхнапряжений?

.

.

Лекция 7. Конические зубчатые передачи.

Планетарные передачи.

Планетарными называют передачи, которые имеют хотя бы одну подвижную гео­метрическую ось зубчатого колеса. В планетарных передачахприменяются цилиндри­ческие или конические колёса. Зубья могут быть прямые или косые.

Существует множество различных схем планетарных механизмов.

На рис. 8.1. показана схема 4-звенной простейшей планетарнойзубчатой передачи, состоящей из центрального вращающегося колеса 1 с неподвижной осью; сателлитов 2, оси которых перемещаются; неподвижногоколеса 3 с внутренними зубьями; враща­ющегосяводила h, на котором закреплены оси сателлитов. При работе планетарной передачи сателлиты 2 совершают движение подобное движению планет (плоскопарал­лельное движение).

Ведущим в планетарной пе­­редаче м.б. либо централь­ное колесо,либо води­ло. Если в планетарной пере­даче освободить неподвижное колесо 3 и сообщить ему до­полнительное вращение, то рас­сматриваемый механизмпре­вратится в дифференциал. С помощью дифференциа­ла одно движениеможно раз­ложить на два, или два сложить в одно.Например,
Рис. 8.1. Планетарная зубчатая передача.

от колёс 1 и 3 передать движение водилу h или от колеса 3 – колесу 1 и водилу h.

Планетарные передачи могут быть одно- или много-ступенчатыми (образуются при последовательном соединении простых механизмов).

Достоинства планетарных передач:4

– малая масса и габариты конструкций;

– удобны при компоновке машин благодаря соосности ведущих и ведомых валов;

– работают с меньшим шумом, что связано с меньшими размерами колёс и замыканием сил в механизме – при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются;

– малые нагрузки на валы и опоры;

– возможность получения больших передаточных чисел (до 1000 и более).

Недостатки планетарных передач:

– повышенные требования к точности изготовления и сборки конструк­ции;

– снижение КПД передачи с ростом передаточного числа (для 1-й ступени рациональные значения КПД = 0,96...0,98 при u < 16, для 2-х последо­вательно соединённых передач КПД = 0,92...0,97 при u < 125).

Планетарную передачу применяюткак:

- редуктор в силовых передачах и приборах;

- коробку перемены передач, передаточное число в которой изменяются путём тормо­жения различных звеньев (водила или одного из колёс);

- дифференциал в автомобилях, станках и приборах.

Для кинематического анализа планетарных передач обычно используют метод Вил­лиса (остановка водила). При этом всей планетарной пере­даче сообщается (мысленно) вра­щение с угловой скоростью водила ω _h, т.е. водило мысленно оста­нав­ливается, а др.звенья освобождаются. Получен­ный механизм называетсяобращённым. Сателлиты ста­новятся про­межуточными (паразитными,не влияют на передаточное число) колёсами.

Мысленная остановка водила равноценна вычитанию его угловой ско­рости из угло­вых скоростей подвижных колёс. Тогда передаточное отноше­ние

где ω₁, ω₂, ω_h - угловые скорости колёс и водила;

z - числа зубьев колёс; нижние индексы показывают ведущее и ведомое звено, верхний – мысленно остановленное звено. Знак пердаточного отношения – положительный, если в обращённом механизме ведущее и ведомое звенья вращаются в одну сторону, и отрицательный – при вращении в разные стороны.

При ω3 = 0 имеем:

Подбор чисел зубьев. Числом зубьев центрального колеса 1 задаются из условия неподрезания ножки зуба, принимая z ₁ > 17.

Число неподвижного колеса 3 определяют по формуле: z ₃ = z₁(u – 1).

Число зубьев сателлитов вычисляют из условия соосности, по которо­му межосевые расстояния зубчатых пар с внешним и внутренним зацеп­лением должны быть равны.

a _ω= 0,5(d + d ₂) = 0,5(d ₃– d ₂).

Так как модули зацепления планетарной передачи одинаковые, то Z ₂= 0,5(Z ₃– Z ₁).

Полученные числа зубьев проверяют по условию сборки и соседства.

Условие сборки требует, чтобы во всех зацеплениях центральных ко­лёс с сател­лита­ми имело место совпадения зубьев со впадинами, иначе пере­дачу собрать невозможно. Установлено, что при симметричном расположе­нии сателлитов, условие сборки выполня­ется, когда сумма зубьев (Z ₁ + Z ₃) крат­на числу сателлитов:с= 2...6 (обычно с= 3), т.е.:

- целое число.

Условие соседства требует,чтобы сателлиты при вращении не за­девали зубьями друг друга. Для этого необходимо, чтобы сумма радиусов вершин соседних сателлитов была меньше расстояния между их осями. Тогда условие соседства выполняется, когда

z ₂+ 2 ≺ (z _t+z₂) sinp /c.

Критерий работоспособности планетарной передачи – прочность зубьев. Расчёт ведут по формулам обыкновенных зубчатых пере­дачдля каждого зацепления.

Волновые передачи.

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

Наиболее распространена волновая передача (рис. 8.2) состоит из во­дила Н, враща­ющегося гибкого колеса 1 с наружными зубьями и неподвиж­ного жёсткого колеса 2 с внутренними зубьями.

Водило состоит из овального кулачка и специального шарикоподшип­ника. Гибкое зубчатое колесо изготовляют как стакан с легко деформиру­ющейся стенкой и соединяют с валом. Длина стакана колеса близка к его диа­метру. Жёсткое зубчатое колесо соединено с корпусом. Зубья колес чаще всего эвольвентные.

Сборку зацепления осуществляют после деформирования гибкого коле­са водилом. Гибкое колесо деформируется и на концах большой оси овала зубья зацепляются на пол­ную рабочую высоту. На малой оси зубья не зацеплены. Между этими участками заце­пление частичное. Волновая передача обеспечиваетзацепление большого числа зубьев.

В волновой передаче преобразование движения осуществляется деформированием зубчатого венца гибкого колеса. При вращении водила вол­на деформации бежит по ок­ружности гибкого зубчатого венца; ве­нец обкатывается в обратном направлении по не­подвижному жёсткому коле­су, вращая стакан и вал. Передача –волновая, а водило –волновым генератором.

Рис. 8.2. Схема волновой передачи.

Существует много разновидностей волновых передач. Например, для передачи дви­жения через герметическую стенку в химической, авиационной, космической, атомной и др. отраслях техники применяют герметичную вол­новую передачу (рис. 8.3). Гибкий зуб­чатый венец имеется в середине глухого стакана 1, герметично соединённого с кор­пусом. Движение передаёт­ся от генератора волн Н к жёсткому колесу 2, соединённому с валом.

Достоинства волновой передачи: - передача больших на­грузок при ма­лых габаритах, т.к. вза­цеплении мо­жет находиться до 1/3 всех зубьев; - высокая кинематическая точность:ре­зультат многопарного зацеп­ления; - большое передаточное число при ма­лых габаритах и вы­соком КПД (для 1‑й ступени u < 315 при КПД = 0,8…0,9); - высокая долговечность; - работа с меньшим шумом и высокой демпфирующей способностью.

Рис. 8.3. Схема волновой передачи движения в герметизированное пространство.

Недостатки:

– сложность изготовления гибкого колеса и генератора;

– ограничение угловой скорости вала генератора при больших диамет­рах колёс.

Применение: волновые передачи применяют в подъемно-транспорт­ных машинах, станкостроении, промышленных роботах и манипуляторах, хи­мической промышленности, авиационной и ракетной технике и др.

В волновой передаче при вращении генератора происходит относитель­ный поворот колёс, а зубья колеса 1 должны переходить из одной впа­дины в другую. Необходимо расцепление зубьев. При неподвижном колесе 2 за половину оборота генератора зубья колеса 1 смещаются на один шаг, за полный оборот – на 2 шага. Это возможно при условии: разность чисел зубьев колёс z ₂ – z ₁ = 2. Передаточное число волновых передач определя­ется так же, как и для планетарных, методом остановки водила.

При неподвижном жёстком колесе:

направление вра­-

щения генератора и гибкого колеса не совпадают.

При неподвижном гибком колесе:

направление вращения

генератора и жесткого колеса совпадают.

Критерийработоспособности волновой передачи – проч­ность гибкого колеса, которая оценивается сопротивлением усталостному разрушению зубча­того венца.

 

Контрольные вопросы и задания к Лекции 8 (Планетарные и волновые передачи).

1. Какая зубчатая передача называется планетарной?

2. В каком случае планетарная передача называется дифференциалом?

3. Перечислите основные достоинства и недостатки планетарной пере­дачи.

4. Какопределяют передаточное отноше­ние планетарной передачи?

5. Назовите области применения планетарной передачи.

6. В чем заключается условие соосности, сборки и соседства планетар­ных передач?

7. Назовите основные элементы волновой передачи.

8. Как устроена и работает волновая передача?

9. Перечислите основные достоинства и недостатки волновой передачи.

10. Какой применяют профиль зубьев волновой передачи?

11. Как происходит передача движения в волновой передаче от ведуще­го звена к ведомому?

12. Назовите области применения волновой передачи.

13. Что является критерием работоспособности волновой передачи?

.

.

Лекции 9. Червячные передачи.

Червячные передачи применяют для передачи вращательного движения между вала­ми, оси которых скрещиваются обычно под углом 90°.

Параметрам червяка приписывают индекс - 1, а колеса - 2.

9.1. Классификация, достоинства, недостатки, области применения чер­вячных передач.

Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не пре­вышающих 50 кВт. Применение этих передач для больших мощностей ограничено из-за сравнительно низкого КПД и требует специаль­ных мер для охлаждения передачи.

Червячные передачи широко применяют в станках, подъемно-транс­портных машинах, при­борах и т.д.

При проектировании передач, сочетающих в себе зубчатые и червячные пары, червяч­ную пару рекомендуют применять как быстроходную сту­пень, т.к. при более высоких скоростях создаются лучшие условия для смаз­ки.

Передаточное отношение (число) червячной передачи находят: ,

где z ₂ - число зубьев колеса; z ₁ - число заходов червяка.

Обычно z ₁ = 1…4, следовательно, червячные передачи имеют большие передаточные числа. В силовых червячных передачах передаточное число ре­комендуют до 10…60; в при­борах и делительных механизмах и до 300 и бо­лее.

КПД червячной передачи зависит от числа заходов червяка (табл. 9.1).

Таблица 9.1.

Зависимость КПД η от числа заходов червяка z ₁.

z 1
η	0,7…0,75	0,75…0,8	0,8…0,85	0,85…0,9

Достоинства червячной передачи:

- плавность и бесшумность работы;

- компактность и сравнительно небольшая масса конструкции;

- возможность большого редуцирования;

- возможность осуществления самотормозящей передачи;

- большая кинематическая точность.

Недостатки червячной передачи:

– сравнительно низкий КПД;

– повышенный износ и склонность к заеданию;

– применение для колес дорогих антифрикционных материалов;

– повышенные требования к точности сборки.

Классификации червячной передачи:

1. В зависимости от формы внешней поверхности червяка передачи различают:

–– с цилиндрическим червяком (рис. 9.1, а);

–– с глобоидным червяком (рис. 9.1, б).

2. В зависимости от формы профиля резьбы цилиндрического червякаразличают:

–– архимедов (в осевом сечении имеет трапецеидальный профиль резьбы,в торцевом сечении очерчен архимедовой спиралью, получилинаибольшее применение);

–– конволютный (в торцевом сечении имеет трапецеидальный профильрезьбы);

–– эвольвентный.

3. В зависимости от направления линии витка червяка червячные передачи различают:

–– с правым направлением нарезки;

–– с левым направлением нарезки.

а)	б)
Рис. 9.1. Червячная пара с различным червяком.

4. В зависимости от числа витков резьбовой нарезки на червякеразличают:

–– многовитковые (многозаходные);

–– однозаходные червяки.

5. В зависимости от расположения червяка относительно колеса передачи различают:

–– с нижним расположением червяка (обычно применяют при скорости скольжения до4 м / с);

–– с боковым расположением червяка;

–– с верхним расположением червяка.

Силы и напряжения в ремне.

Достаточные силы трения между ремнём и шкивами, обеспечивающие передачу требуемого крутящего момента, достигаются путём предваритель­ного натяжения ремня. При этом в ветвях неработающего ремня возникает сила F ₀ от предварительного на­тя­же­ния. Сила натяжения в ведущей вет­ви ремня F ₁ больше F₀, а ведомой F₂ меньше F ₀ (рис. 10.5).

Из условия равновесия ведущего шкива имеем: ,

или F ₁ – F ₂ = = F _t.

При обегании ремнем шкивов в ремне возникает центробежная сила:

F _V = ρ ∙ A ∙ υ₂,

ρ - плотность материала ремня;

A - площадь сечения ремня;

υ₂ - скорость ремня.

При работе ременной передачи напряжения по длине ремня распределяются неравномерно.

Установим зависимость между силами (рис.10.5.).

-: ; .
Рис.10.5. Силы, действующие в ременной передаче.

При работе ремённой передачи напряжения по длине ремня распределя­ются неравно­мерно. Напряжения, возникающие в ремне при ра­боте ремённой передачи (табл. 10.1).

Таблица 10.1.

Виды напряжений в ремне.

- напряжение от предварительного натяжения ремня:	;
- полезные напряжения в ремне:	;
- напряжение в ведущей ветви ремня:	;
- напряжение в ведомой ветви ремня:	;
- напряжение от центробежных сил:	;
- напряжение изгиба:	.

Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набега­ния ремня на малый шкив (рис.10.6) составит: .

Рис. 10.6. Эпюра напряжений в ремне при работе передачи.

Требования к машинам и деталям.

К большинству проектируемых машин предъявляются следующие тре­бования:

‑ высокая производительность;

‑ экономичность производства и эксплуатации;

‑ равномерность хода;

‑ высокий КПД;

‑ точность работы;

‑ компактность, надежность и долговечность;

‑ удобство и безопасность обслуживания;

‑ транспортабельность;

‑ соответствие внешнего вида требованиям технической эстетики.

При конструировании и изготовлении машин должны строго соблю­даться ГОСТы.

Применение в машине стандартных деталей и узлов уменьшает количе­ство типоразмеров, обеспечивает взаимозаменяемость, облегчает ремонт ма­шин.

Одно из главных требований, предъявляемых к деталям – технологичность, которая значительно влияет на их стоимость. Следует предусматривать максимально возможное применение стандартных узлов и деталей. Существенные показатели технологичности конструкции – материалоемкость, трудоемкость изготовления и себестои­мость. Технологичнатакая конструкция, для которой характерны минимальные затраты при производстве и эксплуатации.

 

Критерии работоспособности и влияющие на них факторы.

Быть работоспособными - значит находиться в таком состоянии, в кото­ром детали могут выполнять заданные функции в пределах технических тре­бований. Без учета работоспособности детали нельзя говорить о её надежно­сти.

Работоспособность деталей оценивают:

‑ прочностью;

‑ жесткостью;

- износостойкостью;

- теплостойкостью;

- вибрационной устойчивостью.

Значение того или иного параметра возрастает или уменьшается в зави­симости от функционального назначения детали. Например, для крепежных винтов – прочность, для ходовых деталей – износостойкость. Работоспособность обеспечивают выбором соот­ветствующего материала и расчетом детали по основным критериям работоспособности.

Рассмотрим критерии работоспособности:

Прочность – главный критерий. Различают статическую и усталостную п