- •Уравнение движения механизма
- •Динамика машин и механизмов.
- •Прямая и обратная задачи динамики машин.
- •Механическая работа, энергия и мощность.
- •Преобразование энергии в механизмах.
- •Часть 2 Детали машин.
- •Неразъемные соединения деталей
- •Клёпаные соединения.
- •Сварные соединения
- •Прессовые соединения
- •Разъемные соединения деталей
- •Общие сведения о резьбовых соединениях
- •Шпоночные соединения
- •Общие сведения о механических передачах
- •Фрикционные передачи Общие сведения
- •Цилиндрическая фрикционная передача
- •Ременные передачи Общие сведения
- •Плоскоременные передачи
- •Клиноременные передачи
- •Зубчато-ременные передачи
- •Зубчатые передачи Общие сведения
- •Цилиндрическая прямозубая передача
- •Цилиндрические передачи с косыми колесами
- •Конические зубчатые передачи
- •Червячные передачи Общие сведения
- •Геометрия и кинематика червячных передач
- •Силы в червячном зацеплении. Кпд
- •Планетарные передачи
- •Волновые передачи
- •Цепные передачи Общие сведения и детали передач
- •Передача винт—гайка Общие сведения
- •Валы и оси Общие сведения
- •Опоры валов и осей
- •Подшипники качения
- •Механические муфты Назначение и классификация муфт
- •Конструкция и расчет муфт
- •Ленточный конвейер
- •Технические параметры ленточных конвейеров серии лк
- •Масса узлов ленточных конвейеров лк-500 и лк-800
- •Производительность
- •Скорость движения
- •Что влияет на стоимость транспортера
- •Комплектация
- •Конструкция шнека
- •Вибрационный транспорт
- •Пневмотранспортные установки
- •Башенные краны
- •Безрельсовый транспорт
- •Габариты
- •Автопоезда
- •Типы безрельсовых транспортных средств
- •О неравномерности работы двигателя на холостом ходу
- •Рассмотрим причины возникновения колебаний двигателя на опорах при работе на холостом ходу.
Цилиндрические передачи с косыми колесами
Косозубыми называют колеса у которых теоретическая делительная линия зуба является частью винтовой линии постоянного шага (теоретической делительной линией называется линия пересечения боковой поверхности зуба с делительной цилиндрической поверхности Линия зуба косозубых колес может иметь правое и левое направление винтовой линии. Угол наклона линии зуба обозначается β (рис. 7 9)
Косозубая передача с параллельными осями имеет противоположное направление зубьев ведущего и ведомого колес и относится к категории цилиндрических зубчатых передач, так как начальные поверхности таких зубчатых колес представляют собой боковую поверхность цилиндров. Передача с косозубыми колесами, оси которых скрещиваются, имеет одинаковое направление зубьев обоих колес и называется винтовой зубчатой передачей, которая относится к категории гиперболоидных зубчатых передач, так как начальные поверхности таких зубчатых колес являются частями однополостного гиперболоида вращения; делительные поверхности этих колес — цилиндрические.
Рисунок 7.9 - Цилиндрическая передача с косыми колесами
У косозубых передач контактные линии расположены наклонно по отношению к линии зуба (рис. 7.9), поэтому в отличие от прямых косые зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно, что обеспечивает плавность зацепления и значительное снижение динамических нагрузок и шума при работе передачи. Поэтому косозубые передачи по сравнению с прямозубыми допускают значительно большие предельные окружные скорости колес. Так, например, косозубые колеса 6-й степени точности применяют при окружной скорости до 30 м/с; 7-й степени — до 15 м/с; 8-й степени — до 10 м/с; 9-й — до 4 м/с.
Угол перекрытия косозубого колеса состоит из угла торцового и угла осевого перекрытий, следовательно, коэффициент перекрытия εγ косозубой передачи равен сумме коэффициентов торцового εα и осевого εβ перекрытия
εγ = εα + εβ >2,
поэтому у косозубой передачи нет периода однопарного зацепления.
Косозубые колеса обрабатывают теми же зуборезными инструментами, что и прямозубые, поэтому стандартные параметры колес задаются в нормальном к зубу сечении пп (рис. 7.10, а). Нормальный модуль тп= рп/π, где рп — нормальный шаг, измеренный по делительной поверхности. Кроме нормального модуля в косозубых колесах различают: окружной модуль mt = pt/ π , где pt — окружной шаг, измеряемый по дуге делительной окружности в торцовом сечении; осевой модуль тх= рх/ π , где рх — осевой шаг, измеряемый по образующей делительного цилиндра.
Рисунок 7.10 - Косозубые колеса:
(а) сечение, нормальне к зубу, (б) разложение силы нормального давления на три взаимно перпендикулярные составляющие
Так как pt = pn/cosβ , то mt = mn/cosβ.
Размеры зубьев косозубого колеса определяют по нормальному модулю, т. е.
h = ha + hf = mn + 1,25 mn = 2,25 mn
а диаметр делительной окружности колеса по окружному модулю
d = mtz = mnz/cosβ
Размеры косозубых колес и межосевое расстояние передачи определяют по следующим формулам:
диаметр вершин зубьев
da = d + 2ha = d + 2mn
диаметр впадин
df = d – 2hf = d - 2,5 mn
межосевое расстояние
а = mt (z1 + z2)/2 = mn(z1 + z2)/(2cosβ).
Коэффициент осевого перекрытия косозубой передачи
εβ = b/px
где b — ширина венца; рх — осевой шаг.
Нетрудно показать, что если εβ — целое число, то суммарная длина контактных линий будет все время оставаться постоянной, что благоприятно для работы передачи, так как нагрузка на зубья в процессе зацепления будет оставаться постоянной, а шум и динамические нагрузки уменьшатся. Суммарная длина контактных линий в этом случае равна
lΣ = b εα/cosβ
Силу нормального давления F„ в зацеплении косозубых колес можно разложить на три взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 7.10, б): окружную силу Ft радиальную силу Fr, и осевую силу Fa равные:
Ft = 2T/d; Fr = Fttgα /cosβ ; Fa = Fttgβ,
где Т— передаваемый вращающий момент; α — угол зацепления.
Наличие осевой силы — существенный недостаток косозубых передач. Во избежание больших осевых сил в косозубой передаче угол наклона линии зуба ограничивают значениями β = 8...20°, несмотря на то, что с увеличением β увеличивается прочность зубьев, плавность работы передачи, ее нагрузочная способность.
В современных передачах косозубые колеса имеют преимущественное распространение.
В отличие от косозубой в винтовой зубчатой передаче (см. рис. 7.1, и) между зубьями возникает не линейный, а точечный контакт, что значительно увеличивает контактные напряжения и снижает нагрузочную способность передачи. Кроме того, в винтовой зубчатой передаче значительной величины достигает относительное скольжение зубьев, что существенно снижает ее КПД, создает склонность к заеданию и вызывает быстрый износ зубьев. Учитывая эти недостатки, винтовые зубчатые передачи не следует применять в качестве силовых передач*
Обязательное условие для винтовой зубчатой передачи — равенство нормальных модулей. Углы наклона линии зуба ведущего и ведомого колес могут быть различными и угол скрещивания осей может быть не равен 90°.
Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями, называется шевронным (см. рис. 7.11). Часть венца с зубьями одинакового направления называется полушевроном. Из технологических соображений шевронные колеса изготовляют двух типов (рис. 7.11): с дорожкой посредине колеса (а) и без дорожки (б). В шевронном колесе осевые силы Fa´ на полушевронах, направленные в противоположные стороны, взаимно уравновешиваются внутри колеса и на валы и опоры валов не передаются. Поэтому у шевронных колес угол наклона зубьев принимают в пределах Р = 25...400, в результате чего повышается прочность зубьев, плавность работы передачи и ее нагрузочная способность. Шевронные колеса применяют в мощных быстроходных закрытых передачах. Недостатком шевронных колес является высокая трудоемкость и себестоимость изготовления.
Рисунок 7.11 - Шевронные колеса: (а) с дорожкой посредине колеса, (б) без дорожки
Геометрические, кинематические и прочностные расчеты шевронной и косозубой передач аналогичны.