Гибкий.ру Основные кинематические и силовые отношения в передачах
При равномерном вращательном движении тела его любая точка имеет постоянную угловую скорость:
где φ – угол поворота; t – время поворота.
Скорость вращения характеризуется также частотой вращения «n» (об/мин).
Линейная скорость (V) точки определяется зависимостью:
где D и R – диаметр и радиус точки, где определяют скорость.
Линейную скорость (V) называют окружной скоростью.
Сила (P), действующая на тело и вызывающая его вращение или сопротивление вращению, называется окружной силой.
Окружная сила направлена по касательной к траектории точки ее приложения. Связь между силой (P), окружной скоростью “V” и мощностью (N) выражается формулами:
здесь: P – окружная сила, Н
V – окружной скоростью, м/с.
Окружная сила (P) связана с передаваемым моментом (T) следующим образом:
Принято обозначать: для ведущего элемента использовать индекс – 1: ω, n, N, T1, D; для ведомого – индекс – 2: ω, n, N, T, D.
Передаваемый момент (T) связан с мощностью (N), угловой скоростью ω и частотой вращения n следующим зависимостями:
здесь: N – Вт; n– об/мин.
Гибкие передачи (ременные, цепные, канатные)
ГИБКИЕ ПЕРЕДАЧИ, передачи вращения от одного вала к другому с помощью гибкой ленты, огибающей с некоторым натяжением шкивы на обоих валах (фиг. 1). В зависимости от рода гибкой ленты гибкие передачи разделяются на: ременные передачи, передачи проволочными и непроволочными канатами, а также цепные передачи. Первые три формы представляют передачу силой трения, возникающего между лентой и рабочей поверхностью шкивов. Лента обычно надевается с известным натяжением; иногда применяются различные натяжные приспособления, прижимающие ленту к шкиву.
В состоянии покоя натяжение обоих концов ленты одинаково, при движении же натяжение Т1 ведущего конца больше натяжения Т2 ведомого конца на величину силы трения между лентой и шкивом; зависимость, связывающая силы Т1 и Т2, выражается формулой:
где е — основание натуральных логарифмов, μ — коэффициент трения и α — угол обхвата ленты. Эта зависимость получена в предположении, что собственный вес ленты не оказывает влияния на передачу. В действительности, в ленте, лежащей на шкиве, во время движения развивается центробежная сила, стремящаяся отжать ленту от шкива и этим уменьшить силу трения. При учете веса ленты, натяжения ее концов определяются по формулам:
где q — вес погонной единицы ленты, v — скорость ее, g — ускорение силы тяжести, Р — окружное усилие.
Величина окружного усилия равна
Из этой формулы видно, что для получения большей величины Р, при том же значении Т1, выгодно увеличивать коэффициент трения μ и угол обхвата α. Угол α зависит от расстояния между валами и от диаметров шкивов. Поэтому передаточное число, равное отношению диаметров, не следует делать большим. Чтобы получить в работе необходимые натяжения Т1 и T2, лента должна иметь натяжение в покое Т0, равное
Натяжение ленты вызывает давление в шейках валов R, равное сумме T1 Т2 и уменьшенное на величину центробежной силы:
Работа, передаваемая лентой, равна:
откуда
где N — число л. с., D — диаметр, а n — число оборотов в мин. ведомого шкива. Из (6) видно, что при том же Р выгодно увеличивать скорость движения ленты v. Однако, такое увеличение возможно лишь до известного предела, т. к., благодаря возрастанию центробежной силы, в ленте возникают большие напряжения. При наиболее выгодной скорости напряжение от центробежной силы равно приблизительно трети полного напряжения ленты в работе. Во всякой передаче гибкой связью неизбежна потеря некоторой части работы, а именно: 1) относительная потеря от трения в опорах валов
где ϱ1 и ϱ2 — радиусы шеек, а r1 и r2 — радиусы шкивов: 2) относительная потеря вследствие изменения в скорости, возникающая благодаря упругим свойствам ленты, т. е. изменению упругих деформаций под влиянием меняющихся натяжений T1 и T2, что влечет за собой разницу скоростей v2 ведомого конца и v1 ведущего, вычисляется по формуле:
Где F – поперечное сечение ремня и Е – модуль его упругости; 3) потеря от перегибания ремня: при набегании на шкив лента обвивает его, на что затрачивается работа
работа движущей силы в секунду равняется Pv, следовательно, относительная потеря для двух шкивов вычисляется так:
где I — момент инерции сечения ленты, а w1 и w2 — угловые скорости вращения валов; 4) остальные потери — от сопротивления воздуха движению ленты и вращению шкива, от электризации ленты, жесткости ее и т. д. Учет этих потерь очень труден, так как в каждом отдельном случае числовое значение КПД будет зависеть от целого ряда причин, как форма спиц шкива, скорость ленты, форма сечения ленты и т. д. Обычно эти потери принимаются равными ~1%.
Ременная передача. В этой передаче в качестве гибкой ленты служит ремень. Чаще всего встречаются ремни кожаные, разделяющиеся по форме своего сечения на плоские, круглые и трапецеидальные. Реже употребляются ремни из верблюжьей шерсти, хлопчатобумажные, шелковые и т. д. Достоинством последних ремней является меньшая чувствительность к изменениям температуры и влажности воздуха в рабочем помещении, но срок службы их меньше. Ременные передачи применяются в разнообразных случаях передачи работы, от очень малых до очень больших мощностей. Передача ремнями м. б. выполнена при произвольном расположении валов в пространстве. Если желательно иметь экономную и спокойную передачу, то расстояние между валами должно быть не особенно велико; при параллельном расположении валов крайним пределом является 15 м. Ведущий конец ремня при горизонтальной или наклонной установке, располагают внизу, так как ведущий, более натянутый конец провисает немного, а верхний провисает больше, поэтому угол обхвата увеличивается. При установке ременной передачи обязательно выполняется требование, чтобы набегающий на шкив конец имел направление в средней плоскости шкива, а сбегающий отклонялся от нее в сторону не более чем на 25°.
При выполнении этих условий можно установить передачу между двумя скрещивающимися валами без направляющих роликов. Наиболее распространенные формы передач: открытая (фиг. 1), при которой вращение обоих валов направлено в одну сторону, и перекрестная (фиг. 2), при которой валы вращаются в разные стороны.
В последнем случае каждый конец ремня должен по пути повернуться на 180°. При малых расстояниях между валами возможно трение кромок ремня друг о друга, вызывающее относительно быстрый износ ремня, что особенно заметно на ремнях плетеных. Угол обхвата при перекрестной передаче значительно увеличивается. Полуперекрестная передача (фиг. 3) применяется для валов, скрещивающихся под углом (обычно 90°).
Для установки такой передачи без направляющих роликов необходимо, чтобы расстояние между валами было не менее двойного диаметра большого шкива, иначе угол отклонения сходящего ремня получится значительным. Благодаря перекручиванию ремня и неравномерному вытягиванию его по ширине срок службы его при полуперекрестной передаче понижается. На фиг. 4 показана передача между двумя параллельными валами, но при условии, что шкивы сдвинуты друг относительно друга. Соединение производится при помощи двух направляющих роликов, посаженных наклонно, что дает возможность вращения в обе стороны.
Расчет ременной передачи начинается с ленты. Благодаря ряду причин (неравномерная структура ленты, нецентричное растяжение ее, изгиб ленты на выпуклом шкиве и т. п.), работающий ремень не может быть рассчитан только на основании теоретических зависимостей. Приходится вводить данные опыта, подтверждаемые наблюдениями над громадным количеством уже работающих установок. Обычно заданными величинами являются мощность на ведомом валу и число его оборотов. Задаваясь диаметрами шкивов так, чтобы передаточное число не было выше 4—5, а наименьший диаметр D ≥ 40см (в случае трансмиссионной передачи), во избежание больших напряжений в ленте от изгиба, находят окружное усилие Р по формуле (7). Далее, по формуле Р = bk, где b — ширина ремня и k — допустимое напряжение, находят b. Скорости для ремня можно брать приблизительно следующие:
Толщиной ремня δ задаются, и после этого определяется суммарное напряжение по формуле:
где К1 — напряжение от растяжения силой
К2 — напряжение от изгиба ленты на шкиве. Суммарное напряжение К3 не д. б. выше допустимого предела. Значения для К3 в кг на погонный см (по Геркенсу) приведены в таблице.
Для кожи сопротивление разрыву колеблется от 260 до 460 кг/см2, для тканых ремней 300—500 кг/см2. В случае если скорости ремня выше 8—10 м/сек, нужно учесть центробежную силу ремня и пользоваться для значения Т1 формулой (1). Потери в ременной передаче вычисляются по вышеприведенным формулам, практически же при предварительных подсчетах КПД передачи η можно принять равным 0,94—0,98, в зависимости от качества опор, от условий смазки их, от сечения спиц и обода, и т. д.
Натяжные ролики вводятся в ременную передачу для увеличения угла обхвата при больших передаточных числах и малом расстоянии между валами (фиг. 5); следствием их введения является возможность уменьшить начальное натяжение ленты.
Устройство натяжных роликов бывает весьма разнообразно. На фиг. 5 ролик нажимает собственным весом. На фиг. 6 ролик сидит на ломаном рычаге с грузом Q.
На фиг. 7 ролик с грузом служит также для уменьшения колебаний ремня. В некоторых случаях применяются в качестве ремня тонкие стальные ленты. Большое сопротивление разрывающему усилию позволяет передавать значительные мощности при малом сечении ленты и при больших скоростях.
Обычно пользуются углеродистой сталью с временным сопротивлением на разрыв К ~ 12000—15000 кг/см2. Толщина ленты может быть от 0,2 до 1 мм при ширине 12—250 мм. Коэффициент трения ленты о чугунный шкив μ ~ 0,15—0,18; для его увеличения обод шкива покрывается пробковой обшивкой. Скорости в ленточных передачах доходят до 40 м/сек, причем потеря в скорости совершенно ничтожна. Возможность пользоваться высокими скоростями позволяет допускать меньшее натяжение концов ленты, благодаря чему уменьшается трение в опорах. Концы ленты скрепляются особым замком. На фиг. 8 показано американское устройство ленточной передачи в прядильном ватере для передачи вращения веретенам. Одна лента вращает 4 веретена, придавая им до 10000 об/мин. Угол обхвата получается ~90°, тем не менее установка работает вполне хорошо. Во избежание толчков концы ленты соединяются специальной сшивкой.
Канатная передача представляет собой удобное средство для раздачи и распределения работы, развиваемой главным двигателем, по отдельным этажам фабрики и м. б. выполнена для произвольно большой мощности. Передаточные канаты изготовляются из пеньки и хлопка и обычно бывают круглыми, сплетенными из трех прядей, но встречаются и треугольные, четырехугольные и др. сечений. Круглый канат, ложась под действием силы S в ручей шкива (фиг. 9), вызывает на его щеках трение, равное
Благодаря силе трения и является возможность передать вращение и работу с ведущего на ведомый вал.
Концы каната заплетаются на длине 2—3 м или соединяются различными патентованными замками. Последние, набегая на шкив, производят удар; кроме того, замок является концентрированной массой и вызывает дополнительное натяжение в канате под влиянием центробежной силы.
Канатная передача бывает двух систем: параллельная, когда ставится несколько канатов, срощенных каждый в кольцо и работающих параллельно (фиг. 10), и последовательная, когда канат представляет одно замкнутое кольцо, причем один и тот же канат охватывает все ручьи, как на ведущем, так и на ведомом шкивах (фиг. 11).
В первой системе весьма трудно достигнуть одинакового натяжения параллельно работающих канатов, а, следовательно, и одинаковой нагрузки на них. Расчет параллельной передачи не отличается от расчета ременной. Натяжение концов находится по формулам (1) и (2), но для коэффициента трения, вследствие защемления каната в ручье, принимается величина μ1, определяемая по формуле:
где μ имеет значения от 0,16 до 0,18; обычно μ ≈ 0,32. Предварительно канат рассчитывается по формуле:
где d — диаметр каната. Коэффициент 0,62 вводится потому, что живое сечение материала F0 меньше площади круга 
и, в среднем, принимается F
0
= 0,62F. Значения для К
1
берутся следующие: К
1
= 4,5 кг/см
2
при D/d ≥ 30, и К
1
= 6,5—8 кг/см
2
при D/d ≥ 50. Определив диаметр каната, находят вес его и по формулам (1) и (2) вычисляют точные значения Т
1
и Т
2
. Наиболее выгодные скорости для канатов 15—20 м/сек. Практически применяются канаты диаметром в 4—5,5 см. Т. к. канатная передача располагается наклонно, то приходится принять во внимание собственный вес каната, дающий дополнительное натяжение (фиг. 12).
С этой поправкой формула (1) принимает вид:
В последовательных передачах канат натягивается специальным оттяжным приспособлением (фиг. 11), благодаря чему ведомые концы его работают с одинаковым натяжением. Как видно из фиг. 11, ведущий конец Т1 ведомого шкива О2, обогнув ведущий шкив, переходит в Т4, т. е. ведомый конец шкива О3, и т. д. Для определения натяжений имеются уравнения:
Т1–Т2 = Т1–Т4;
Т3–Т4 = Т3–Т6;
Т5–Т6 = Т5–Т8;
Т4–Т8 = Т4–Т2;
Т2 = Т4 = Т6 = Т8 = Q/2.
Следовательно, зная груз Q, находят все натяжения. Для предварительных расчетов потери в канатной передаче принимаются в среднем 10—8% и КПД η в 0,90—0,92. Обода шкивов для канатной передачи снабжаются ручьями (фиг. 9).
Передача проволочными канатами применяется почти исключительно при параллельных валах, расположенных на большом расстоянии. Проволочный канат сплетается из стальной проволоки с диаметром приблизительно в 1—2 мм. Натяжение, необходимое для получения трения между канатом и ободом шкива, вызывается собственным весом каната. Поэтому рекомендуется проволочную передачу устанавливать горизонтально или под небольшим углом.
Возможны две системы передач (фиг. 13): в одной канат огибает два шкива и поддерживается холостыми роликами, а в другой расстояние АВ разбивается на отдельные участки. Верхний конец всегда работает как ведомый, т. к. вследствие больших пролетов канат сильно провисает. Провес при пролете в 100 м принимается: f1 = 1,5 м для ведущего и f2 = 3 м для ведомого. Благодаря твердости проволочного каната его не защемляют в ручье, а кладут на дно его. Для увеличения трения дно ручья делают деревянным или кожаным; коэффициент трения μ тогда получается от 0,3 до 0,38. Проволочная передача рассчитывается обычным путем, как и ременная. Скорости принимаются не ниже 25 м/сек. При горизонтальном расположении принимают кривую провеса за параболу и определяют его стрелку прогиба из соотношения:
где S — усилие, растягивающее канат в наинизшем сечении, а I — пролет между осями. При заданном f определяется усилие S и натяжение от провеса К = S/F, причем
где z — число проволок и δ — их диаметр. Проволочные передачи удобны для работ на открытом воздухе, так как на них не влияет изменение влажности. Но с развитием электропередач проволочные передачи постепенно выходят из употребления.
Цепные передачи употребляются в тех случаях, когда необходимо передать точное число оборотов. Передача производится цепью, захватывающей зубцы колес, сидящих на соединяемых валах; поэтому ведомый конец не нагружается вовсе. Благодаря этому давление на опоры равно натяжению ведущего конца, т. е. окружному усилию Р. Цепная передача завоевала себе прочное место в автомобилях, велосипедах, чесальных и других машинах. Расчет цепи производится на растягивающее усилие Т1 = Р, определяемое обычным путем. При налегании цепи на колесо (или звездочку) ее звенья поворачиваются на штифтах; при значительном усилии и частом поворачивании возможно снашивание штифтов. Это ведет к некоторому увеличению шага цепи и нарушению правильности передачи. Поэтому для роликовых цепей не рекомендуются большие окружные скорости; обычно принимают v = 3 м/сек. Потерей в цепной передаче, помимо трения в опорах, является работа трения при упомянутом повороте звеньев. Если обозначить диаметр стержня, на котором пластинки цепи поворачиваются, через d, средний диаметр колес через D и коэффициент трения через μ, то добавочная нагрузка р к силе Р выразится для одного колеса соотношением:
Так как диаметр d зависит от условий прочности, то можно сказать, что потеря в цепной передаче будет тем меньше, чем больше диаметр колес. Пластинки для цепи рассчитываются на растяжение по ведущему усилию Т1. Зубцы колес рассчитываются так же, как для зубчатых колес, с той только разницей, что усилие считается приложенным не к вершине зуба, а к середине. Цепи в работе производят резкий шум, поэтому при больших скоростях применяются специальные бесшумные цепи.
Источник: Мартенс. Техническая энциклопедия. Том 5 — 1929 г.
Зубчатые передачи
а) практически неограниченной передаваемой мощности,
б) малым габаритам и весу,
в) стабильному передаточному отношению,
г) высокому КПД, который составляет в среднем 0,97 — 0,98.
Недостатком зубчатых передач является шум в работе на высоких скоростях, который однако может быть снижен при применении зубьев соответствующей геометрической формы и улучшении качества обработки профилей зубьев.
При высоких угловых скоростях вращения рекомендуется применять косозубые шестерни, в которых зубья входят о зацепление плавно, что и обеспечивает относительно бесшумную работу. Недостатком косозубых шестерен является наличие осевых усилий, которые дополнительно нагружают подшипники.
Этот недостаток можно устранить, применив сдвоенные шестерни с равнонаправленными спиралями зубьев или шевронные шестерни. Последние, ввиду высокой стоимости и трудности изготовления применяются сравнительно редко — обычно лишь для уникальных передач большой мощности.
При малых угловых скоростях вращения применяются конические прямозубые шестерни, а при больших — шестерни с круговым зубом, которые в настоящее время заменили конические косозубые шестерни, применяемые ранее. Конические гипоидные шестерни тоже имеют круговой зуб, однако оси колес в них смещены, что создает особенно плавную и бесшумную работу. Передаточное отнесение в зубчатых парах колеблется в широких пределах, однако обычно оно равно 3 — 5.
Классификация зубчатых передач
По расположению осей валов различают передачи с параллельными (рис. 2.1, а – в, з), с пересекающимися (рис. 2.1, г, д) и перекрещивающимися (рис. 2.1, е, ж) геометрическими осями. По форме могут быть цилиндрические (рис. 2.1, а – в, з), конические (рис. 2.1, г, д, ж), эллиптические, фигурные зубчатые колеса и колеса с неполным числом зубьев (секторные).
По форме профилей зубьев различают эвольвентные и круговые передачи, а по форме и расположению зубьев – прямые(рис. 2.1, а, г, е, з), косые (рис. 2.1, б), шевронные (рис. 2.1, в) и круговые (рис. 2.1, д, ж). В зависимости от относительного расположения зубчатых колес передачи могут быть с внешним (рис. 2.1, а) или внутренним (рис. 2.1, з) их зацеплением.
Для преобразования вращательного движения в возвратно поступательное и наоборот служит реечная передача (рис. 2.1, е). Зубчатые передачи эвольвентного профиля широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Они применяются в исключительно широком диапазоне условий работы.
Мощности, передаваемые зубчатыми передачами, изменяются от ничтожно малых (приборы, часовые механизмы) до многих тысяч кВт (редукторы авиационных двигателей). Наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные.
Рис. 2.1. Зубчатые передачи
Классификация механических передач
Механические передачи, применяемые в машиностроении, классифицируют (рис.1 и 2):
по энергетической характеристике механические передачи делятся на:
— кинематические (передаваемая мощность Р<0,1 кВт),
— силовые (передаваемая мощность Р≥0,1 кВт).
по принципу передачи движения:
— передачи трением (примеры: фрикционная — рис.1, а и ременная — рис.2, а) — действующие за счет сил трения, создаваемых между элементами передач;
Фрикционные передачи подразделяют на:
— фрикционные передачи с жесткими звеньями (с различного рода катками, дисками);
— фрикционные передачи с гибким звеном (ременные, канатные).
— зацеплением (примеры: зубчатые — рис.1, б, червячные — рис.1, в; цепные — рис.2, б; передачи винт-гайка — рис.1, г, д) — работающие в результате возникновения давления между зубьями, кулачками или другими специальными выступами на деталях.
Передачи зацеплением делятся на:
— передачи зацеплением с непосредственным контактом жестких звеньев (цилиндрические, конические, червячные);
— волновые передачи зацеплением;
— передачи зацеплением с гибким звеном (зубчато-ременные, цепные).
Как фрикционные, так и зубчатые передачи могут быть выполнены с непосредственным контактом ведущего и ведомого звеньев или посредством гибкой связи – ремня, цепи.
Рис.2. Передачи с гибкой связью: а — ременная; б — цепная
по способу соединения деталей:
— передачи с непосредственным контактом тел вращения (фрикционные, зубчатые, червячные, передачи винт-гайка — см. рис.1);
— передачи с гибкой связью (ременная, цепная — см. рис.2).
по характеру изменения скорости
– понижающие (редукторы);
– повышающие (мультипликаторы);
— регулируемые (со ступенчатым регулированием и бесступенчатым (плавным) регулированием);
— нерегулируемые;
по взаимному расположению валов в пространстве
– с параллельными валами — зубчатые с цилиндрическими колесами, фрикционные с цилиндрическими роликами, цепные;
– с пересекающими валами — зубчатые и фрикционные конические, фрикционные лобовые;
– с перекрещивающимися валами — зубчатые — винтовые и коноидные, червячные, лобовые фрикционные со смещением ролика;
— с соосными валами.
по характеру изменения передаточного отношения (числа)
— передачи с постоянным (неизменным) передаточным отношением;
— передачи с переменным (изменяемым или по величине, или по направлению или и то и другое вместе) передаточным отношением.
по характеру движения валов
– простые передачи, в которых валы вращаются лишь вокруг своих осей, а оси валов и сопряженные с ними детали остаются в пространстве неподвижными;
— планетарные передачи, в которых оси и сопряженные с ними детали (сателлиты) перемещаются в пространстве. Разновидностью планетарных передач являются волновые передачи.
по подвижности осей и валов
— передачи с неподвижными осями валов — рядовые (коробки скоростей, редукторы);
— передачи с подвижными осями валов (планетарные передачи, вариаторы с поворотными роликами).
по числу ступеней (т.е. отдельных передач, взаимно связанных и одновременно участвующих в передаче и преобразовании движения)
– одноступенчатые;
– многоступенчатые.
по конструктивному оформлению
– открытые (не имеют общего закрывающего их корпуса);
– полузакрытые, смонтированные в легкий защитный кожух, который не выполняет силовых функций;
– закрытые, заключенные в общий прочный и жесткий корпус, объединяющий все подшипниковые узлы и выполняющий герметизацию и постоянную смазку передачи.
Передача, в которой энергия с входного на выходное звено передается через несколько параллельно расположенных механизмов, называется многопоточной передачей. К таким передачам относятся также разветвленные передачи – приводы от одного двигателя нескольких исполнительных механизмов.
Многопоточными являются волновые зубчатые и планетарные передачи, так называемые передачи с многопарным зацеплением. Многопарное зацепление – это такое зацепление, в котором одновременно находятся две и большее число пар зубьев.
Кинематические схемы механических передач приведены в таблице 1.
Таблица 1. Кинематические схемы механических передач и деталей машин
Наименование | Обозначение |
Вал, валик, ось, стержень, шатун и т.п. | |
Подшипники скольжения и качения на валу (без уточнения типа): а) радиальные б) упорные | |
Муфта. Общее обозначение без уточнения типа | |
Тормоз. Общее обозначение без уточнения типа | |
Передачи фрикционные: а) с цилиндрическими роликами | |
б) с коническими роликами | |
Передача ремнем без уточнения типа ремня | |
Передача плоским ремнем | |
Передача клиновым ремнем | |
Передача круглым ремнем | |
Передача зубчатым ремнем | |
Передача цепью, общее обозначение без уточ- нения типа цепи | |
Передачи зубчатые (цилиндрические): а) внешнее зацепление (общее обозначение без уточнения тина зубьев) | |
б) то же, с прямыми, косыми и шевронными зубьями | |
Передачи зубчатые с пересекающимися валами, конические | |
Передачи зубчатые со скрещивающимися валами: а) червячные с цилиндрическим червя ком | |
б) червячные глобоидные | |
Передача винт-гайка | |
Электродвигатель |
Кулачковые механизмы
Кулачковые механизмы служат для преобразования вращательного движения (кулачка) в возвратно-поступательное или другой заданный вид движения. Механизм состоит из кулачка — криволинейного диска, насаженного на вал, и стержня, который одним концом опирается на криволинейную поверхность диска.
а — плоский кулачек, б — кулачек с пазом, в — кулачек барабанного типа, г — серцевидный кулачек, д — простейший кулачек
Но бывают дисковые кулачки другой конструкции. Тогда ролик скользит не по контуру диска, а по криволинейному пазу, вынутому сбоку диска (б). В этом случае нажимной пружины не требуется. Движение ролика со стержнем в сторону осуществляется самим пазом.
Кроме рассмотренных нами плоских кулачков (а), можно встретить кулачки барабанного типа (в). Такие кулачки представляют собой цилиндр с криволинейным пазом по окружности. В пазу установлен ролик со стержнем. Кулачок, вращаясь, водит криволинейным пазом ролик и этим сообщает стержню нужное движение.
В кулачковых механизмах вместо стержня очень часто применяются качающиеся рычаги (в). Такие рычаги позволяют менять длину хода и его направление.
Длину хода стержня или рычага кулачкового механизма можно легко рассчитать. Она будет равна разнице между малым радиусом кулачка и большим. Например, если большой радиус равен 30 мм, а малый 15, то ход будет 30-15 = 15 мм. В механизме с цилиндрическим кулачком длина хода равняется величине смещения паза вдоль оси цилиндра.
Благодаря тому, что кулачковые механизмы дают возможность получить разнообразнейшие движения, их часто применяют во многих машинах. Равномерное возвратно-поступательное движение в машинах достигается одним из характерных кулачков, который носит название сердцевидного. При помощи такого кулачка происходит равномерная намотка челночной катушки у швейной машины.
Кулисные механизмы
Возвратно-поступательное движение в кривошипных механизмах можно передавать и без шатуна. В ползунке, которая в данном случае называется кулисой, делается прорез поперек движения кулисы. В этот прорез вставляется палец кривошипа. При вращении вала кривошип, двигаясь влево и вправо, водит за собой и кулису.
а — принудительная кулиса, б — эксцентрик с пружинным роликом, в — качательная кулиса
Вместо кулисы можно применить стержень, заключенный в направляющую втулку. Для прилегания к диску эксцентрика стержень снабжается нажимной пружиной. Если стержень работает вертикально, его прилегание иногда осуществляется собственным весом.
Для лучшего движения по диску на конце стержня устанавливается ролик.
Передачи с переменным передаточным числом
Многие машины в процессе работы требуют изменения передаточного числа.
а) передачи ступенчатого регулирования (коробки передач).
В этом случае исходным является заданный ряд скоростей ведомого вала, частота вращения ведущего вала (обычно n1=const) и крутящий момент на ведомом валу. Ряд скоростей (чисел оборотов) должен составлять геометрическую прогрессию.
Отношение называется диапазоном регулирования.
Отношение двух соседних чисел оборотов называется знаменателем ряда или коэффициентом регулирования.
Величина φ нормализована, например, в станкостроении φ= 1,26; φ= 1,41; φ = 1,58.
Ступенчатое регулирование в передачах трением осуществляется с помощью ступенчатых шкивов и ремня, который переводится с одной ступени на другую.
б) передачи бесступенчатого регулирования (вариаторы).
Ступенчатое регулирование скорости приводит к потере производительности машины. Полностью исключить ее можно лишь используя принцип бесступенчатого регулирования скорости. Наиболее просто такой вид регулирования осуществляется в передачах трением – фрикционных и ременных. Обычно они носят название фрикционные или ременные вариаторы.
Передачи с постоянным передаточным числом
В задании на проектирование с постоянным передаточным числом должны быть известны: передаваемая мощность N или крутящий момент T на ведомом валу, частота вращения ведущего n1 и ведомого n2 валов, схема передачи, габариты и режим работы передачи.
По этим данным можно спроектировать несколько передач различных типов. Возможные варианты передач нужно сравнить между собой по весу, КПД, габаритам и др. параметрам и выбрать из них наивыгоднейший. В таблице 2 приводятся некоторые параметры различных передач.
Таблица 2. Ориентировочные знания основных параметров одноступенчатых механических передач
Передачи | Передаточное отношение u | КПД, η | Передаваемая мощность Р, кВт | Относительные габаритные размеры | Относительная масса | Относительная стоимость | |
Зубчатые: | |||||||
цилиндрические | До 6,3 | 0,97…. | Не ограничена | ||||
конические | До 6,3 | 0,95–97 | 4000 | 1,2–1 | 1,7… | 2,2 | |
планетарные А 31h | 3–9 | 0,95–0,97 | 5000 | 0,7–1 | 0,93–0,73 | 1,5 … … | 1,25 |
планетарные В 31h | 7–16 | 0,94–0,96 | 5000 | 0,8–1,1 | 0,95–0,8 | 1,6 …… | …1,3 |
волновые u 2h1 | 80–315 | 0,7–0,9 | 150 | 0,5–0,6 | 0,05–0,15 | 1,7 … | …1,5 |
Червячная при числе заходов червяка: | |||||||
Z1 = 4 | 8–14 | 0,8–0,9 | |||||
Z1 = 2 | 14–30 | 0,75–0,85 0,85 | 1–1,6 | 1,04 | 1,55 | …1,4 | |
Z1=1 | 30–80 | 0,7–0,8 | |||||
Цепные | До 10 | 0,92–0,95 | 120 | 1–1,6 | 0,25 | 0,35 | …0,2 |
Ременные (трением) | До 8 | 0,94–0,96 0,96 | 5–4 | 0,4–0,5 | 0,3 | …0,2 | |
Зубчато-ременные | До 12 | 0,96–0,98 | 100 | 2,5–3 | 0,3 | 0,8 | …0,2 |
Фрикционные | До 7 | 0,85–0,95 | 1,5–2 | 1,5 | |||
Муфта соединительная | 0,98 | ||||||
Подшипники качения (одна пара) | 0,99 | ||||||
Примечания.
1. Относительные габаритные размеры, масса и стоимость определяются по отношению к одноступенчатой зубчатой передаче.
2. Передаточные отношения и редукторов надо выбирать из единого ряда (допускаемое отклонение от номинального значения и±4%): 1, 1,12; 1,25, 1,4; 1,6, 1,8; 2; 2,24; 2,5, 2,8; 3,15, 3,55; 4, 4,5; 5; 5,6, 6,3; 7,1; 8; 9; 10; 11,2; 12,5; 14; 16; 18, 20; 22,4; 25; 28; 31,5; 35,5; 40; 45; 50; 56, 63; 71, 80; 90; 100, 112, 125; 140, 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315, 355;
В таблице приведены ориентировочные данные различных передач. При проектировании конкретной передачи необходимо пользоваться более точными табличными данными соответствующих справочников.
Шарнирно-рычажные механизмы
Часто в машинах требуется изменить направление движения какой-либо части. Допустим, движение происходит горизонтально, а его надо направить вертикально, вправо, влево или под каким-либо углом. Кроме того, иногда длину хода рабочего рычага нужно увеличить или уменьшить. Во всех этих случаях применяют шарнирно-рычажные механизмы.
На рисунке показан шарнирно-рычажный механизм, связанный с другими механизмами. Рычажный механизм получает качательное движение от кривошипно-шатунного и передает его ползуну. Длину хода при шарнирно-рычажном механизме можно увеличить за счет изменения длины плеча рычага.
При использовании содержания данного сайта, нужно ставить активные ссылки на этот сайт, видимые пользователями и поисковыми роботами.
Литература