Механические передачи. Назначение и их классификация. Кинематические и силовые характеристики

Механические передачи. Назначение и их классификация. Кинематические и силовые характеристики.

В современных машинах  передача энергии может осуществляться механическими, гидравлическими, пневматическими и другими устройствами.

Механическими передачами, или просто передачами, называют механизмы  для передачи энергии от машины-двигателя  к машине-орудию, как правило, с  преобразованием скоростей, моментов, а иногда — с преобразованием  видов (например, вращательное в поступательное) и законов движения.

Передача (в механике) соединяет  вал источника энергии - двигателя  и валы потребителей энергии - рабочих  органов машины, таких, например, как  ведущие колёса гусеничного движителя  или автомобиля.

Механические передачи известны со времен зарождения техники, прошли вместе с ней длительный путь развития и совершенствования и имеют  сейчас очень широкое распространение. Грамотная эксплуатация механических передач требует знания основ  и особенностей их проектирования и  методов расчетов.

При проектировании к механическим передачам предъявляются следующие  требования:

- высокие нагрузочные  способности при ограниченных  габаритных размерах, весе, стоимости;

- постоянство передаточного  отношения или закона его изменения;

- обеспечение определенного  взаимного расположения осей  ведущего и ведомого валов,  в частности, межосевого расстояния  ;

- малые потери при передаче  мощности (высокий кпд) и, как следствие, ограниченный нагрев и износ;

- плавная и бесшумная  работа;

- прочность, долговечность,  надёжность. 

 

Передачи имеют широкое  распространение в машиностроении по следующим причинам:

1)  энергию целесообразно передавать при больших частотах вращения;

2) требуемые скорости  движения рабочих органов машин,  как правило, не совпадают с  оптимальными скоростями двигателя;  обычно ниже, а создание тихоходных  двигателей вызывает увеличение  габаритов и стоимости;

3) скорость исполнительного органа в процессе работы машины-орудия необходимо  изменять  (например,  у  автомобиля,   грузоподъемного крана, токарного станка), а скорость машины-двигателя чаще постоянна (например, у электродвигателей);

4) нередко от одного  двигателя необходимо приводить  в движение несколько механизмов с различными скоростями;

5) в отдельные периоды  работы исполнительному органу  машины требуется передать вращающие моменты, превышающие моменты на валу машины-двигателя, а это возможно выполнить за счет уменьшения угловой скорости вала машины-орудия;

6) двигатели обычно выполняют  для равномерного вращательного  движения, а в машинах часто  оказывается необходимым поступательное  движение с определенным законом; 

7) двигатели не всегда  могут быть непосредственно соединены  с исполнительными механизмами  из-за габаритов машины, условий  техники безопасности и удобства  обслуживания.

Как правило, угловые скорости валов большинства используемых в настоящее время в технике  двигателей (поршневых двигателей внутреннего  сгорания, газотурбинных, электрических, гидравлических и пневматических двигателей) значительно превышают угловые  скорости валов исполнительных или  рабочих органов машин, порой  на 2-3 порядка. Поэтому доставка (передача) энергии двигателя с помощью  передачи любого типа, в том числе  и механической, происходит, как  правило, совместно с одновременным  преобразованием моментов и угловых  скоростей (в сторону повышения  первых и понижения последних).

При этом необходимо отметить, что конструктивное обеспечение  функции транспортного характера  – чисто передачи энергии иной раз вступает в логическое противоречие с направлением задачи конечного  преобразования силовых и скоростных параметров этой энергии. Например, в  трансмиссиях многих транспортных машин (особенно высокой проходимости) входной  редуктор сначала повышает частоту  вращения, понижение ее до требуемых  пределов производят бортовые или колесные редукторы.

Этот прием позволяет  снизить габаритно-весовые показатели промежуточных элементов трансмиссии (коробок перемены передач, карданных  валов) – размеры валов и шестерен пропорциональны величине передаваемого  крутящего момента в степени 1/3. 

Аналогичный принцип используется при передаче электроэнергии – повышение  напряжения перед ЛЭП позволяет значительно снизить тепловые потери, определяемые в основном силой тока в проводах, а заодно уменьшить сечение этих проводов.

Иногда передача механической энергии двигателя сопровождается также преобразованием вида движения (например, поступательного движения во вращательное или наоборот) или законов движения (например, равномерного движения в неравномерное).

Широко известными образцами  таких передач являются кривошипно-шатунный механизм и кулачковый привод механизма  газораспределения. 

 

Классификация механических передач

Механические  передачи, применяемые в машиностроении, классифицируют (рис.1 и 2):

по принципу передачи движения:

- передачи   трением   (фрикционная —  рис.1, а  и ременная — рис.2, а);

- зацеплением (зубчатые  — рис.1, б, червячные — рис.1, в; цепные — рис.2, б; передачи винт-гайка — рис.1, г, д); 

 

 

 

 

Рис.1. Механические передачи с непосредственным контактом тел вращения:

а — фрикционная передача; б — зубчатая передача; в — червячная передача;

г, д — передачи винт-гайка

                                                                     б)

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).

Кинематические  схемы механических передач приведены  на рис.3 и рис.4.

Краткая характеристика этих передач (рис.3): передачи зубчатые цилиндрические между параллельными валами (а — с прямыми и косыми зубьями; б — с шевронными зубьями; в — внутреннего зацепления; г —реечные); передачи зубчатые конические между пересекающимися валами (д — с прямыми, косыми и круговыми зубьями; е — коническая — гипоидная); передачи зубчатые (цилиндрические) между скрещивающимися валами (ж — винтовая).

В транспортном машиностроении, в многоцелевых гусеничных и колесных машинах зубчатые и червячные  передачи в силу своих многих достоинств получили большое распространение. Это - трансмиссии основных танков российского  производства, приводы поворота башен, трансмиссии БТР и автомобилей.

На рис.4, а показано схематичное изображение червячной передачи; 4, б — цепной передачи; 4, в — передачи винт-гайка; 4, г — ременной передачи.

Передачи гибкими связями  широко применяются в общем машиностроении, наиболее типичными их представителями являются клиноременные передачи, обладающие многими достоинствами. В качестве наиболее широко распространенного примера таких передач можно привести приводы вентиляторов, генераторов, водяных насосов и компрессоров двигателей внутреннего сгорания.

Рис.3. Кинематические схемы механических передач: а — цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; б — цилиндрические передачи с внутренним зацеплением; в — передача шестерня—рейка; г — конические зубчатые передачи с пересекающимися осями валов; д — гипоидная передача; е — передачи зубчатые цилиндрические со скрещивающимися валами

Рис.4. Кинематические схемы механических передач: а — червячная передача; б — цепная передача;

в — передача винт-гайка; г — ременная передача 

 

Зубчатые передачи

Зубчатые передачи получили наибольшее распространение в машиностроении благодаря следующим достоинствам:

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.  

 

Червячные передачи

Это передачи со скрещивающимися  осями. Отличаются полностью бесшумной работой и большим передаточным отношением в одной паре, которое в среднем составляет 16 - 25. Серьезным недостатком червячных передач, ограничивающим их применение при значительных мощностях, является низкий КПД,  обусловленный большими потерями на трение в зацеплении.  Как следствие низкого КПД - при работе передачипод нагрузкой, выделяется большое количество тепла, которое надо отводить во избежание перегрева. Средние значения КПД первичной передачи составляют 0,7 -0,8. 

 

Цепные передачи

Применяются при передаче вращения между, параллельными удаленными друг от друга валами. В настоящее  время получили распространение  два типа приводных цепей:

а) цепи втулочно-роликовые (типа Галя),

б) цепи зубчатые из штампованных звеньев (типа Рейнольдса).

Зубчатые цепи, благодаря  относительно меньшему шагу, работают более плавно и бесшумно.

Недостатком цепных передач  является сравнительно быстрый износ  шарниров, способствующий вытяжке цепи и нарушению ее зацепления со звездочкой, а также шумная работа на высоких скоростях вследствие особенностей кинематики цепной передачи. 

 

Ременные передачи

Применяются также для  передачи вращения между параллельными  удаленными валами. Область распространения  этих передач в настоящее время значительно сократилась, однако они еще находят широкое применение в качестве первичного привода от двигателя, а также привода к механизмам, обладающим большим моментом вращающихся масс. При трогании с места и в случае внезапных перегрузок ремнипробуксовывают, спасая механизмы от поломок.

Преимущественное распространение  перед плоскими получили плановые ремни, обладающие большей тяговой способностью.  

 

Фрикционные передачи

Фрикционные передачи по форме  фрикционных катков могут быть: цилиндрическими, коническими, лобовыми - с внешним  и внутренним контактом. Главное  достоинство фрикционных передач  заключается в возможности создания на их базе фрикционных вариаторов (бесступенчатых коробок передач), а  также в бесшумной их работе при  высоких скоростях. 

 

 

 

Основные  кинематические и силовые отношения в передачах

Основные характеристики передач. К ним относятся мощность на ведущем Р₁ и ведомом Р₂ валах (рис.2) в кВт и угловая скорость ведущего   и ведомого   валов в рад/с. Эти две характеристики минимально необходимы и достаточны для проведения проектного расчета любой передачи.

В механических передачах ведомыми звеньями называют детали передач (катки, шкивы, зубчатые колеса и т. п.), получающие движение от ведущих звеньев.

Рис. 5. Трехступенчатая передача 

 

Рис. 6. Кинематика цилиндрической передачи 

 

В машиностроении принято  обозначать угловые и окружные скорости, частоту вращения, диаметры вращающихся  деталей ведущих валов индексами  нечетных цифр, ведомых — четными. Например, для колес трехступенчатой  передачи (рис. 5) обозначения частот вращения следующие: п₁ — ведущего вала I; п₃ — ведущей шестерни вала II; п₅ — ведущей шестерни вала III; п₂ — промежуточного ведомого вала II; п₄ — ведомого колеса вала III; п₆ — ведомого колеса вала IV.

Все механические передачи характеризуются передаточным числом или отношением. Рассмотрим работу двух элементов передачи (рис.6), один из которых будет ведущим, а второй — ведомым.

Введем следующие обозначения:   и п₁ — угловая скорость и частота вращения ведущего вала, выраженные соответственно рад/с и об/мин;   и п₂ — угловая скорость и частота вращения ведомого вала; D₁ иD₂ - диаметры вращающихся деталей (шкивов, катков и т. п.);   и   — окружные скорости, м/с.

Отношение диаметров  ведомого элемента передачи к ведущему называют передаточным числом

u = D₂/D₁.                                                                                    (1)

Если известны параметры  передачи — диаметры D₁ и D₂ или числа зубьев z₁ и z₂, передаточное число и определяем следующим образом.

Для зубчатых передач передаточное число и — отношение числа зубьев ведомого колеса к числу зубьев ведущего колеса, т.е. и = z₂/z₁, где z₂ и z₁ — числа зубьев соответственно ведомого и ведущего колеса.

Итак, передаточное число

                   (2)

(обратите внимание на  индексы у букв  , п, D и z);  относится к фрикционной передаче без учета скольжения.

Отношение угловых скоростей  ведущего   и ведомого  звеньев называют также передаточным отношением и обозначают і.

В передаче, понижающей частоту  вращения n (угловую скорость  ), u>1; при и<1 частота вращения (угловая скорость) повышается. Понижение частоты вращения называют редуцированием, а закрытые передачи, понижающие частоты вращения,– редукторами. Устройства, повышающие частоты вращения, называют ускорителями или мультипликаторами. Передачи выполняют с постоянным, переменным или регулируемым передаточным отношением. Изменение передаточного отношения может быть ступенчатым (коробка передач) и бесступенчатым (вариаторы).

В приводах с большим передаточным числом (до и= 1000 и выше), составленных из нескольких последовательно соединенных передач (многоступенчатые передачи), передаточное число равно произведению передаточных чисел каждой ступени передачи, т. е.

.                                                        (3)

Передаточное число привода  реализуют применением в силовой  цепи многоступенчатых однотипных передач, а также передач разных видов (рис.7). Нагруженность деталей зависит от места установки передачи в силовой цепи и распределения общего передаточного числа между отдельными передачами. По мере удаления по силовом потоку от двигателя в понижающих передачах нагруженность деталей растет. Следовательно, в области малых частот вращения n (и соответственно больших вращающих моментов Т) целесообразно применять передачи с высокой нагрузочной способностью (например, зубчатые, цепные).                

 

Рис. 7 Схема привода  ленточного конвейера: 1-электродвигатель; 2-ременная передача;

3-редуктор цилиндрический  одноступенчатый; 4-цепная передача; 5-лента конвейера; 6- барабан конвейера  

 

Так, в приводе на рис. 7, состоящем из ременной, зубчатой и  цепной передач, вариант размещения «двигатель – ременная – зубчатая – цепная передача – исполнительный орган» предпочтительнее других вариантов.

Окончательное решение вопроса о распределении общего передаточного числа и между передачами разных типов требует сопоставления результатов расчетов на основе технико – экономического анализа нескольких вариантов.

Передача мощности от ведущего вала к ведомому всегда сопровождается потерей части передаваемой мощности вследствие наличия вредных сопротивлений (трения в движущихся частях, сопротивления воздуха и др.).

Если Р₁ — мощность на ведущем валу, Р₂ — на ведомом валу, то Р₁ > Р₂.

Отношение значений мощности на ведомом валу к мощности на ведущем валу называют механическим коэффициентом полезного действия (КПД) и обозначают буквой  :

.                                                                             (4)

Общий КПД многоступенчатой последовательно соединенной передачи определяют по формуле

,                                                 (5)

где   — КПД, учитывающие потери в отдельных кинематических парах передачи.

КПД характеризует качество передачи. Потеря мощности – показатель непроизводительных затрат энергии  – косвенно характеризует износ  деталей передачи, так как потерянная в передаче мощность превращается в  теплоту и частично идет на разрушение рабочих поверхностей.

С уменьшением полезной нагрузки КПД значительно снижается, так  как возрастает относительное влияние  постоянных потерь (близких к потерям  холостого хода), не зависящих от нагрузки;

Окружная скорость ведущего или ведомого звена, м/с,

                                                 (6)

где  – угловая скорость,с^-1; n – частота вращения, мин^–1; d – диаметр, мм (колеса, шкива и др.)

Окружные скорости обоих  звеньев передачи при отсутствии скольжения равны:  ;

Окружная сила , Н,

                                    (7)

где Р –мощность, кВт;   – м/с; Т– Н· м; d – мм;

Вращающий момент, Нм,

             (8)

где Р – кВт; F_t – H;   d –мм.

Вращающий момент Т₁ ведущего вала является моментом движущих сил, его направление совпадает с направлением вращения вала. Момент Т₂ ведомого вала – момент сил сопротивления поэтому его направление противоположно направлению вращения вала;