Техническая механика 2 - реферат

3. Фрикционные передачи. Назначение. Достоинства, недостатки. Особенности конструкций. Применение в устройствах перемещения носителей информации.

Фрикционная передача – кинематическая пара, использующая для передачи механической энергии силы трения между прижатыми друг к другу телами. Трение между элементами может быть сухое, граничное, жидкостное. Жидкостное трение наиболее предпочтительно, так как значительно увеличивает долговечность фрикционной передачи. Силы прижатия создают пружинами, поджимными винтами, силами тяжести и т.д.

Фрикционные механизмы предназначены для изменения скорости вращательного движения (рис. 3.1, а) или преобразования вращательного в поступательное движение (рис. 3.1, в). В зависимости от расположения осей валов фрикционные механизмы классифицируют на механизмы с параллельными (рис. 3.1, а, в) и пересекающимися (рис. 3.1 , г) осями; механизмы с нерегулируемым, постоянным (рис. 3.1, а, г) и регулируемым, плавно изменяемым передаточным (i = var) отношением (рис. 3.1, б).

а

б

в г

Рис. 3.1

Достоинства фрикционных механизмов;

простота конструкции и изготовления;

бесшумность в работе;

автоматическое предохранение от перегрузок из-за проскальзывания звеньев;

отсутствие мертвого хода;

возможность плавного бесступенчатого изменения передаточного отношения.

Недостатки фрикционных механизмов:

непостоянство заданного передаточного отношения из-за отсутствия жесткой кинематической связи между ведущим и ведомым звеньями;

необходимость наличия нажимных устройств для прижатия тел качения к друг другу;

усиленный износ в местах прикосновения из-за больших удельных давлений;

сравнительно низкий КПД (0,7 … 0,9);

большие нагрузки на валы и опоры, что приводит к необходимости увеличивать их размеры;

нагрев при работе.

Движение соприкасающихся звеньев (диски, цилиндрические или конические катки, цилиндры, конуса) фрикционных механизмов сопровождается их относительным скольжением. Различают упругое и геометрическое скольжение, а также буксование.

Упругое скольжение возникает из-за различной упругой деформации ведущего и ведомого звеньев в зоне контакта. Скорость упругого скольжения составляет 0,2 … 3% от величины окружной скорости катков и увеличивается с увеличением площадки контакта, т.е. с уменьшением модуля упругости материала, поэтому КПД фрикционных передач тем меньше, чем меньше модуль упругости материала катков.

Геометрическое скольжение объясняется наличием разности величин скорости точек касания звеньев фрикционного механизма вдоль линии контакта. Геометрическое скольжение разнотипных передач может быть различным.

Т

г

в

Материалы катков фрикционных механизмов должны иметь высокую контактную прочность и износостойкость для обеспечения необходимой долговечности, значительный коэффициент трения для уменьшения силы нажатия колес; высокий модуль упругости для обеспечения минимального проскальзывания, высокую коррозионную стойкость и теплопроводность.

Обычно катки фрикционных передач выполняют из разных материалов, образующих пары с повышенным трением: сталь-сталь, сталь-текстолит, сталь-резина, сталь-асбест и др. Рекомендуется изготавливать ведущий каток из более мягкого материала, что обеспечивает высокий коэффициент трения, меньшую силу прижатия и снижение шума, но при этом получают меньший КПД и большее упругое скольжение.

В зависимости от формы и расположения колес различают передачу цилиндрическую, коническую и лобовую (рис. 3.2).

Рис. 3.2 – Фрикционные передачи: I – цилиндрическая с прямым ободом; II – цилиндрическая с клинчатым ободом; III – коническая; IV – лобовая; V – с передвижным цилиндрическим колесом.

Цилиндрическая является одной из наиболее простых и во многих случаях достаточно надёжной фрикционной передачей, состоящей в простейшем случае из двух колёс (катков), закреплённых на ведущем и ведомом валах. Колеса цилиндрической передачи могут быть с прямым и клинчатым ободом. Фрикционная передача с клинчатыми колесами применяется для уменьшения силы нажатия колес, что очень важно, так как при этом уменьшается изнашивание колес и подшипников.

Фрикционные передачи могут быть с постоянным и переменным передаточным отношением. Последние называются вариаторами (рис. 3.3 а, б).

рис. 3.3

Колеса фрикционного механизма могут быть изготовлены коническими (рис. 3.2), хотя такая передача применяется редко. В конической фрикционной передаче угол между валами может быть любым, но в большинстве случаев он равен 90°. Для правильной работы колес оба конуса должны иметь общую вершину.

Вместо конических катков чаще применяется лобовая фрикционная передача (рис. 3.2). Устанавливается на взаимоперпендикулярных валах и применяется в тех случаях, когда необходимо изменять число оборотов ведомого колеса в широких пределах или когда необходимо иметь реверсивную передачу. И то и другое осуществляется перемещением ведомого колеса А. (Его различные положения показаны на рисунке 3.2 пунктиром). Такой механизм применяется в так называемых винтовых фрикционных прессах.

Возможность получить при помощи фрикционного механизма бесступенчатое изменение чисел оборотов широко используется в таких механизмах, где нужно получить плавное регулирование скорости.

Механизмы для бесступенчатого изменения скоростей называются вариаторами. Для получения больших передаточных отношений применяются вариаторы, в которых ролик расположен между двумя конусами или вместо ролика между двумя конусами располагается бесконечный ремень с колодками, стальные кольца, клиновые ремни, цепи. Сдвигание и раздвигание конусов для регулирования числа оборотов достигается специальными устройствами, например, пружинами.

Для того чтобы регулировать силу сцепления колес в любой фрикционной передаче, одно из колес должно иметь возможность перемещаться перпендикулярно относительно оси другого колеса.

Фрикционные механизмы применяются в приводах систем, в устройствах транспортирования различных носителей информации, в приводах лентопротяжных, бумагопротяжных устройств, прессах. Передача движения в них осуществляется за счет сил трения между звеньями.

Так же возможно использование в таких системах как вал прокатных станов, мотор-редуктор с фрикционным вариатором, ведущие колёса транспортных средств взаимодействующих с опорной поверхностью посредством сил трения.

2.1 Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов.

Зубчатая передача – это механизм или часть механизма, в состав которого входят зубчатые колёса.

Назначение:

передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси;

преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот (реечная передача).

Зубчатые механизмы чаще по сравнению с другими видами механизмов применяются в машиностроении, приборостроении, в технических системах. Они служат для преобразования вращательного движения ведущего звена и передачи моментов сил. При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Зубчатое колесо передачи с меньшим числом зубьев называется шестернёй, второе колесо с большим числом зубьев называется колесом. Колесо, к которому вращающий момент подводится извне, называется ведущим, а колесо, с которого момент снимается — ведомым. Если диаметр ведущего колеса меньше, то вращающий момент ведомого колеса увеличивается за счёт пропорционального уменьшения скорости вращения, и наоборот. Пара зубчатых колёс имеющих одинаковое число зубьев в этом случае ведущее зубчатое колесо называется шестернёй, а ведомое — колесом.

Основные достоинства зубчатых механизмов, определившие их широкое применение, - строго постоянное передаточное отношение, большая передаваемая мощность на единицу массы, компактность, долговечность, высокий к.п.д. Недостаток – сложность изготовления и высокая стоимость.

По форме профиля зубьев:

эвольвентные;

круговые (передачи Новикова);

циклоидальные.

По типу зубьев:

прямозубые (рис. 2.1, а);

косозубые (рис. 2.1, б, в);

шевронные (рис. 2.1, в);

с круговым зубом (рис. 2.1, ж).

По числу пар зацепляющихся колес:

одноступенчатые;

двухступенчатые;

многоступенчатые.

По взаимному расположению осей валов:

с параллельными осями (цилиндрические передачи с прямыми, косыми и шевронными зубьями) (рис. 2.1, а, б, в);

с пересекающимися осями (конические передачи рис. 2.1, д);

со скрещивающимися в пространстве осями (червячные рис. 2.1, з, винтовые рис. 2.1, и).

По форме начальных поверхностей:

цилиндрические;

конические;

глобоидные;

По окружной скорости колёс:

тихоходные (до 3 м/с);

среднескоростные (3 … 15 м/с);

быстроходные (свыше 15 м/с).

д е ж

Рис. 2.1. Виды зубчатых передач

По степени защищенности:

открытые;

закрытые.

По относительному вращению колёс и расположению зубьев:

внутреннее зацепление (вращение колёс в одном направлении) (рис. 2.1, г);

внешнее зацепление (вращение колёс в противоположном направлении).

По характеру работы:

реверсивные;

нереверсивные.

Наибольшее распространение получили передачи с эвольвентным профилем зубьев. Во-первых, эвольвентное зацепление мало чувствительно к отклонениям межосевого расстояния, не нарушается правильность зацепления. Во-вторых, профиль зубьев инструмента для нарезания эвольвентных зубчатых колес может быть прямолинейным, сравнительно простое изготовление и контроль инструмента и колес, одним инструментом можно нарезать колеса с разным числом зубьев. Траекторией точки контакта эвольвентных профилей зубьев является прямая линия.

Параметры эвольвентного зубчатого колеса:

m – модуль колеса, тёмное и светлое колёсо имеют одинаковый модуль. Самый главный параметр, стандартизирован, определяется из прочностного расчёта зубчатых передач. Чем больше нагружена передача, тем выше значение модуля. Через него выражаются все остальные параметры. Модуль измеряется в миллиметрах, вычисляется по формуле:

z – число зубьев колеса

p – шаг зубьев (отмечен фиолетовым цветом)

p = s + e

d – диаметр делительной окружности (отмечена жёлтым цветом)

d = m* z

da – диаметр окружности вершин (отмечена красным цветом)

db – диаметр основной окружности - эволюты (отмечена зелёным цветом)

df – диаметр окружности впадин колеса (отмечена синим цветом)

haP+hfP – высота зуба тёмного колеса, x+haP+hfP – высота зуба светлого колеса

Рис. 2.2.Параметры эвольвентного зубчатого колеса

Реечнаяпередача (рис. 2.1, к) – один из видов цилиндрической зубчатой передачи, радиус делительной окружности рейки равен бесконечности, применяется для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот. Винтовые и червячные передачи относятся к зубчато-винтовым передачам. Элементы этих передач скользят относительно друг друга.

Прямозубыми называются колеса (передачи), направление каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверхности (цилиндра или конуса). Прямозубые колёса, составляющие около 70% всех колёс (рис. 2.1, а), применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубая цилиндрическая передача является усовершенствованным вариантом прямозубой. Зубья колес в таких передачах располагаются под углом к оси вращения, а по форме образуют часть спирали. Косозубые колёса, которых более 30% среди всех цилиндрических колёс, применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Достоинства косозубых передач:

Зацепление происходит более плавно и равномерно, чем у прямозубых;

меньший шум при зацеплении.

Недостатки косозубых передач:

При работе косозубого колеса возникает механический момент, направленный вдоль оси, что вызывает необходимость применения для установки вала упорных подшипников;

Увеличение площади трения зубьев (что вызывает дополнительные потери мощности на нагрев), которое компенсируется применением специальных смазок;

Более сложное изготовление колес по сравнению с прямозубыми.

Передача на основе колёс с круговыми зубьями (Передача Новикова) имеет ещё более высокие ходовые качества, чем косозубые — высокую нагрузочную способность зацепления, высокую плавность и бесшумность работы. Однако они ограничены в применении сниженными, при тех же условиях, КПД и ресурсом работы, такие колёса заметно сложнее в производстве. Линия зубьев у них представляет собой окружность радиуса, подбираемого под определённые требования. Контакт поверхностей зубьев происходит в одной точке на линии зацепления, расположенной параллельно осям колёс.

Двойные косозубые колёса решают проблему осевого момента. Зубья таких колёс изготавливаются в виде буквы «V» (либо они получаются стыковкой двух косозубых колёс со встречным расположением зубьев). Осевые моменты обеих половин такого колеса взаимно компенсируются, поэтому отпадает необходимость в установке осей и валов в специальные подшипники. Передачи, основанные на таких зубчатых колёсах, обычно называют «шевронными».

Конической называется зубчатая передача, предназначенная для передачи и преобразования вращательного движения между звеньями, оси вращения которых пересекаются. По форме линии зуба конические зубчатые передачи различаются на: прямозубые; косозубые; с круговым зубом ( см. рис. 2.1, д, е, ж); с эвольвентной линией зуба; с циклоидальной линией зуба. Как и в цилиндрических, так и в конических зубчатых передачах наиболее часто применяют эвольвентное зацепление. Преимущественно применяют прямозубые конические колеса и только тогда, когда нельзя использовать цилиндрические. Это объясняется большей сложностью изготовления и сборки конических передач. Одно из колес конических передач из-за пересечения осей валов располагается консольно, что создает дополнительные трудности при конструировании опор. Кроме того, валы и опоры нагружаются не только радиальными, но и осевыми силами.

Преимущества конических передач:

      обеспечение возможности передачи и преобразования вращательного движения между звеньями с пересекающимися осями вращения;

     возможность передачи движения между звеньями с переменным межосевым углом при широком диапазоне его изменения;

     расширение компоновочных возможностей при разработке сложных зубчатых и комбинированных механизмов.

 Недостатки конических передач:

     более сложная технология изготовления и сборки конических зубчатых колес;

     большие осевые и изгибные нагрузки на валы, особенно в связи с консольным расположением зубчатых колес.

 Червячная передача (рис. 2.1, з)

Червяк представляет собой винт со специальной резьбой, в случае эвольвентного профиля колеса форма профиля резьбы близка к трапецеидальной. На практике применяются однозаходные, двухзаходные и четырёхзаходные червяки.

Червячное колесо представляет собой зубчатое колесо. В технологических целях червячное колесо, как правило, изготовляют составленным из двух материалов: венец – из дорогого антифрикционного материала (например из бронзы), а сердечник – из более дешёвых и прочных сталей или чугунов.

Входной и выходной валы передачи скрещиваются, обычно (но не всегда) под прямым углом.

Передача предназначена для существенного увеличения крутящего момента и, соответственно, уменьшения угловой скорости. Ведущим звеном является червяк. Червячная передача без смазки и вибрации обладает эффектом самоторможения и является нереверсивной: если приложить момент к ведомому звену (червячному колесу), из-за сил трения передача работать не будет. Передаточные отношения i червячной передачи закладываются в пределах от 8 до 100, а в некоторых приложениях – до 1000.

Достоинства:

Плавность работы

Бесшумность

Большое передаточное отношение в одной паре

Самоторможение

Повышенная кинематическая точность

Недостатки:

Сравнительно низкий КПД (целесообразно применять при мощностях не более 100 кВт)

Большие потери на трение (тепловыделение)

Повышенный износ и склонность к заеданию

Повышенные требования к точности сборки, необходимость регулировки

Необходимость специальных мер по интенсификации теплоотвода

по форме поверхности, на которой образуется резьба

Цилиндрические

Глобоидные

по направлению линии витка

правые

левые

по числу заходов резьбы

однозаходные

многозаходные

по форме винтовой поверхности резьбы

с архимедовым профилем

с конволютным профилем

с эвольвентным профилем

В качестве материалов для изготовления зубчатых колес применяют стали, сплавы на основе цветных металлов, пластмассы.

При изготовлении цилиндрических и конических колес основным материалом являются термически обрабатываемые стали. При окружных скоростях зубьев до 3 м/с применяют качественные стали 20, 30, 35, а при более высоких окружных скоростях – стали 45, 50, инструментальные стали У8А, У10А и легированные стали 20Х, 40Х, 40ХН, 30ХГСА, 12ХН3А с соответствующей термообработкой (нормализацией, закалкой, улучшением – закалкой с высоким отпуском). Рекомендуется твердость зубьев шестерни (они более нагружены) выбирать на (20 … 50)НВ больше твердости зубьев колеса. Поэтому материал шестерни стараются брать более прочным, чем материал для колес.

При небольших нагрузках зубчатые колеса изготавливают из алюминиевых сплавов Д16Т, В95-Т1. Более широко при изготовлении мелкомодульных зубчатых колес, особенно червячных, применяют бронзы БрОФ10-1, БрАЖ9-4, БрАМц9-2.

Широко применяются в качестве материалов зубчатых колес пластмассы (текстолит ПТК, гетинакс, полиамиды), обладающие хорошей износостойкостью, демпфирующей способностью, коррозионной стойкостью.

Рассмотрим элементы зубчатых колес (рис. 2.3), находящихся в зацеплении, в плоскости, перпендикулярной к оси вращения. По высоте снаружи зубья ограничены окружностью выступов диаметром da, изнутри – окружностью впадин диаметром df. Боковые поверхности полного профиля зуба очерчены эвольвентами противоположных ветвей. При зацеплении одного колеса с другим появляется начальная окружность радиусом rw. Это окружность одного зубчатого колеса, перекатывающаяся без скольжения по окружности (поверхности) второго из зацепляющихся колес. Расстояние между одноименными профилями соседних зубьев по дуге окружности называется окружным шагом и обозначается pt. Значение этого параметра по начальным окружностям должно быть одинаковым у находящихся в зацеплении колес. Пользуясь шагом зацепления, можно выразить длину любой окружности колеса, умножив шаг на число зубьев z:

ptz = πdt, (2.1)

где t – индекс соответствующей окружности, например, pa, da или pf, df.

Рис. 2.3. Элементы зубчатых колес

Величина pt выражается несоизмеримым числом, так как в правую часть условия (3.1) входит число π. Это затрудняет выбор размеров колес при их проектировании и изготовлении. Поэтому основным параметром принят не шаг, а отношение его к числу π. Эта величина называется модулем зацепления mt:

mt = pt/π. |мм| (3.2)

Шаг и модуль имеют индекс той окружности, по которой они измерены. Величины модулей для снижения номенклатуры и унификации режущего и контролирующего инструмента стандартизированы. Чаще всего согласно стандартам ограничиваются следующими значениями модуля (в миллиметрах): 0,05; 0,06; 0,08; 0,1; 0,12; 0,15; 0,20; 0,25; 0,3; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0. Окружность, по которой модуль имеет расчетное стандартное значение, называется делительной. Диаметр ее обозначается d, она является базовой для определения элементов зубьев и их размеров. Шаг и модуль по делительной окружности обозначают соответственно р и m.

Диаметр делительной окружности

d = mz. (3.3)

Для наиболее распространенных неисправленных по высоте (нулевых) колес начальная и делительные окружности совпадают и передаточное отношение для пары таких колес будет равно

i12 = ω1/ω2 = = d2/d1 = z2/z1 (3.4)

Помимо шага по дуге окружности различают и угловой шаг (центральный угол, соответствующий шагу по дуге). За время контакта одной пары зубьев колесо повернется на угол перекрытия. Для обеспечения непрерывности передачи движения от ведущего к ведомому колесу необходимо, чтобы до выхода из контакта данной пары зубьев в зацепление вступила очередная пара зубьев. Это условие будет соблюдаться, если угловой шаг колеса меньше угла перекрытия. Отношение угла перекрытия к угловому шагу, называют коэффициентом перекрытия зубчатой передачи εγ. Допустимым считается значение εγ ≥ 1,2.

Часть зуба высотой ha, заключенную между окружностью выступов и делительной окружностью, называют головкой зуба, а часть зуба высотой hf, заключенную между делительной окружностью и окружностью впадин, – ножкой зуба. Основные геометрические параметры зубчатого колеса – диаметры выступов da и впадин df, общая высота зуба h, высота головки ha и ножки hf, толщина зуба s и ширина впадин е между зубьями – выражаются через основной параметр зубчатой передачи – модуль m.

Зубчатые передачи в приборостроении обычно используют не как силовые для передачи значительных моментов сил, а как кинематические для получения требуемых скоростей вращения. Зубчатую передачу в этом случае не рассчитывают на прочность, модуль выбирают из стандартного ряда по конструктивным соображениям. Применение малых модулей позволяет уменьшить габариты колес и увеличить плавность передачи при сохранении габаритов за счет увеличения числа зубьев. При заданном диаметре стоимость колес с уменьшением модуля возрастает, но повышается точность работы зубчатой пары, КПД таких передач 0,94 ... 0,98.

Высота головки зуба ha = ha*∙m, где ha* – коэффициент высоты головки, который в соответствии со стандартом равен единице (ha* = 1), а высота головки равна модулю (ha = m). Высота ножки зуба hf = (ha* + c*)m, где с = с*m – величина радиального зазора (см. рис. 2.2) между зубьями колес, находящихся в зацеплении; с* – коэффициент радиального зазора, который зависит от величины модуля: с* = 0,5 при m ≤ 0,5 мм, с* = 0,35 при 0,5 < m < 1 мм и с* = 0,25 при m ≥ 1 мм. Высота зуба h = ha + hf = m(2 + c*). Диаметры окружности выступов и впадин равны соответственно da = d + 2ha = m(z + 2) и df = d – 2hf = m(z –  2 – 2c*). Ширину зубчатого венца b принимают равной 2…6 модулям. Окружная толщина s зуба по делительной окружности s = p/2 = πm/2. Боковой зазор в зубчатом зацеплении устанавливается в зависимости от принятого вида сопряжения колес.

Траектория точек контакта пары зубьев во время зацепления у эвольвентных колес называется линией зацепления. Она является общей нормалью к боковым профилям зубьев. Угол между линией зацепления и перпендикуляром к межосевому расстоянию называют углом зацепления α, обычно α = 20°. При изменении межосевого расстояния линия зацепления изменяет свое положение. Изменяется угол зацепления, но передаточное отношение не нарушается.

Ч

Рис. 2.4

ha* = 0,8. Это позволяет получить без подреза меньшее число зубьев на шестернях. Так при α = 20° и ha* = 0,8 минимально допустимое число зубьев zmin = 14.

Передаточное число ( ) – находится как отношение числа зубьев колеса ( ) к числу зубьев шестерни ( ) в зубчатой передаче, числа зубьев червячного колеса к числу заходов червяка в червячной передаче. Передаточное число используется при расчётах геометрических параметров зубчатых передач.

Передаточное число также определяется как отношение угловых скоростей. В отличие от передаточного отношения передаточное число всегда больше или равно 1

Передаточное отношение ( ) – одна из важных характеристик механической передачи вращательного движения, находится как отношение угловой скорости ведущего элемента (ω1) механической передачи к угловой скорости ведомого элемента(ω2) или отношение частоты вращения ведущего элемента (n1) механической передачи к частоте вращения ведомого элемента(n2).