Материал: Тех Мех Реферат + Задача

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНФОРМАТИКИ И РАДИОЭЛЕКТРОНИКИ

Факультет компьютерного проектирования

Кафедра инженерной и компьютерной графики

Дисциплина: ТехМ

РЕФЕРАТ И ЗАДАЧА

на темы

«Зубчатые механизмы»

«Разъемные соединения»

Студент: гр. 790241 Петушок И.М.

Руководитель: преподаватель

Вышинский Н.В.

Минск

2019

Содержание

Введение 2

1. Зубчатые механизмы 3

1.1. Возможности по преобразованию вида движения, изменению скорости, достоинства, недостатки зубчатых механизмов. 3

1.2. Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач. 3

1.3. Геометрические параметры цилиндрических прямозубых колес и передач. Передаточное отношение (число) зубчатых передач. 7

Рис. 2 7

Диаметр делительной окружности 8

Рис. 3 9

1.4. Применение зубчатых передач в приборостроении. 10

2. Разъемные соединения 11

2.1. Резьбовые соединения. Классификация, назначение, достоинства, недостатки, материалы. 11

2.2. Штифтовые, шпоночные и шлицевые соединения. Виды, достоинства, недостатки, применение 14

Задача 19

Литература. 23

Введение

Механизмы, входящие в состав любой машины или прибора, весьма разнообразны. С точки зрения их функционального назначения они делятся на следующие виды: механизмы двигателей и преобразователей; передаточные механизмы; исполнительные механизмы; механизмы настройки, подачи, транспортирования; механизмы управления, контроля и регулирования.

Механизмы решают задачи преобразования одних видов движений в другие, например, вращательного в поступательное, и задачи изменения скорости при сохранении вида движения, например, уменьшение числа оборотов двигателя до числа оборотов основного ведомого (рабочего) звена. В последнем случае одним из основных параметров механизма является передаточное отношение i, которое определяется как отношение угловых скоростей ведущего и ведомого k-го звеньев механизма, т.е. i_1,k = n₁ / n_k, или i_1,k = ω₁ / ω _k, где угловая скорость звеньев задается в оборотах за минуту (n) или в радианах за секунду (ω = 2πn / 60). Если механизм служит для понижения угловой скорости, его называют редуктором, если для повышения – мультипликатором.

Механизмы, служащие для передачи вращательного движения с преобразованием скорости (фрикционные, зубчатые), называют также передачами.

В зависимости от конструктивных особенностей и способа передачи движения между подвижными звеньями механизмы делят на шарнирно-рычажные; фрикционные; зубчатые; кулачковые; винтовые; с гибкими звеньями. Рассмотрим подробнее зубчатые и фрикционные виды механизмов, учитывая их конструктивные особенности.

1. Зубчатые механизмы

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

Зубчатые механизмы служат для преобразования вращательного движения ведущего звена и передачи моментов сил.

Достоинства: постоянство заданного передаточного отношения, компактность, высокий КПД (0,92 … 0,98); наличие небольших сил давления на валы и опоры; высокая надежность; удобство эксплуатации.

Недостатки: сложность и высокую точность изготовления и сборки, наличие шума при работе (особенно при больших окружных скоростях), невозможность плавного бесступенчатого регулирования скорости вращения ведомого звена.

1.2. Классификация зубчатых передач; возможности, достоинства, недостатки разных видов зубчатых передач.

Меньшее из пары зубчатых колес принято называть шестерней (трибом), большее – колесом. Термин «зубчатое колесо» можно применять как к шестерне, так и к колесу зубчатой передачи. Индексы «1» и «2» присваивают соответственно параметрам шестерни и колеса.

Зацепление зубчатых колес можно кинематически представить как качение без скольжения друг по другу двух поверхностей, называемых начальными. Для цилиндрических передач это цилиндры, для конических – конусы. Точку качения начальных поверхностей определяют как полюс зацепления.

По числу пар зацепляющихся колес зубчатые передачи бывают одно-, двух- и многоступенчатыми.

По профилю зубьев: очертания зуба в плоскости поперечного сечения  профиль зуба; эвольвентные, циклоидальные, круговые (зацепление Новикова).

По взаимному расположению осей их делят на цилиндрические – с параллельными осями (а), конические – с пересекающимися осями (д), на червячные (з), винтовые (и) – со скрещивающимися в пространстве осями.

Зацепление зубчатых колес может быть внешним и внутренним (г).

Реечные зубчатые передачи (к) преобразуют вращательное движение в поступательное или наоборот.

По расположению зубьев относительно образующих начальной поверхности колеса зубчатые передачи делят на прямозубые (а) и косозубые (б, в), шевронные (в) и с круговым зубом (ж).

а

д е ж

к

з и

Прямозубыми называются колеса (передачи), направление каждого зуба которых совпадает с образующей начальной поверхности (цилиндра или конуса).

Косозубыми называются зубчатые колеса, направление каждого зуба которых составляет некоторый постоянный угол с образующей начальной поверхности.

Обладают рядом достоинств по сравнению с прямозубыми: благодаря наличию угла наклона зубья вступают в зацепление по своей длине постепенно, что обеспечивает более равномерную и плавную работу, и, естественно, снижение шума механизма вследствие большего коэффициента перекрытия. У косозубых колес минимальное число зубьев при котором не происходит подрезания, меньше, чем у прямозубых. Косозубые передачи позволяют подобрать при заданном межосевом расстоянии за счет изменения угла наклона пару колес со стандартным модулем.

К недостаткам косозубых передач следует отнести более сложное изготовление колес по сравнению с прямозубыми и появление дополнительного осевого усилия, передаваемого на опоры. Для устранения осевого усилия можно применять шевронные зубчатые колеса. Венец шевронного колеса состоит из участков с правым и левым направлением зубьев. Зубья такого колеса могут быть нарезаны на одном ободе или венец состоит из жесткого соединения двух косозубых колес с разным направлением наклона зубьев. Шевронные колеса сложнее в изготовлении косозубых.

Шевронными называются колеса (в), зубчатый венец которых образуется из двух рядов косых зубьев противоположного направления.

Для устранения осевого усилия можно применять шевронные зубчатые колеса. Венец шевронного колеса состоит из участков с правым и левым направлением зубьев. Зубья такого колеса могут быть нарезаны на одном ободе или венец состоит из жесткого соединения двух косозубых колес с разным направлением наклона зубьев. Шевронные колеса сложнее в изготовлении косозубых.

Конические колеса могут быть прямозубыми, косозубыми и с круговым зубом (д, е, ж).

Конические зубчатые колеса применяют для передачи вращательного движения между валами, оси которых пересекаются под некоторым углом.

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. Применение более сложных опор приводит к снижению КПД и к большему шуму, чем при применении цилиндрических передач.

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.

По характеру своей работы передачи могут быть реверсивные и нереверсивные. По конструктивному выполнению корпуса зубчатые передачи бывают открытыми и закрытыми. Открытые не имеют защиты от попадания пыли и грязи, закрытые передачи имеют жесткий корпус и работают в масляной ванне.

По величине окружной скорости различают передачи – тихоходные (до 3 м/с), средних скоростей (3 … 15 м/с) и быстроходные (свыше 15 м/с).

Червячные передачи применяют, когда оси ведущего и ведомого валов перекрещиваются под углом 90°.

Достоинством червячных передач по сравнению с зубчатыми является возможность получить большие передаточные отношения (числа) в одной ступени, до 80 в силовых передачах и до нескольких сотен в кинематических. Червячным редукторам присущи также бесшумность в работе; высокая плавность зацепления; компактность; свойство самоторможения, заключающееся в невозможности передачи вращения от колеса к червяку, что позволяет исключать из привода тормозные устройства; надежность и простота эксплуатации.

Недостатками червячных передач являются большое относительное скольжение сопряженных поверхностей в зацеплении; большие потери на трение; малый КПД; значительный нагрев зацепляющихся элементов в силовых передачах, что требует специальных мер для дополнительного охлаждения; высокая сложность и точность изготовления и сборки.

Планетарными называют многозвенные механизмы, в которых обязательно есть зубчатые колеса с движущимися геометрическими осями.

Планетарные передачи позволяют получать большие передаточные отношения при малых габаритах и массе механизма, снимать с одной (центральной) оси движения с разными угловыми скоростями. Планетарные механизмы широко используются в шкальных отсчетных устройствах ,где подвижное центральное колесо связывают со шкалой грубого отсчета, а водило – со шкалой точного отсчета; в механизмах настройки. Недостатками планетарных передач являются повышенное требование к точности изготовления, относительно большой мертвый ход, уменьшение КПД с ростом передаточного отношения.

Волновые зубчатые механизмы имеют ряд достоинств: большие передаточные отношения (50 … 250 в одноступенчатой передаче) при малых габаритах и массе; высокие точность и плавность вследствие уменьшения общей ошибки при большом числе зацепляющихся зубьев и минимальный мертвый ход; высокий КПД (0,7 … 0,9) благодаря малым скоростям скольжения в зацеплении; возможность передачи вращательного движения в герметически закрытое пространство или через непроницаемую перегородку. Двухступенчатая схема волновой передачи позволяет получать передаточные отношения до нескольких тысяч.

По сравнению с планетарными передачами волновые имеют большие КПД, точность и меньший мертвый ход.

К недостаткам волновых передач относятся сложность изготовления и невозможность получения малых передаточных отношений (меньше 50).

Применяются волновые передачи в кинематических и силовых приводах с большим передаточным отношением; в отсчетных устройствах повышенной точности; как привод для передачи движения в герметизированное пространство.

1.3. Геометрические параметры цилиндрических прямозубых колес и передач. Передаточное отношение (число) зубчатых передач.

Рис. 2

Рассмотрим элементы зубчатых колес (рис.2), 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. Эвольвента представляет собой траекторию произвольной точки прямой, перекатывающейся без скольжения по окружности, называемой основной. Положительная ветвь эвольвенты получается при перекатывании производящей прямой против хода часовой стрелки, отрицательная – по ходу часовой стрелки. С увеличением радиуса основной окружности до бесконечности (зубчатая рейка) эвольвента превратится в прямую. Часть бокового профиля зуба очерчивается по переходной кривой, служащей плавным переходом от эвольвенты к окружности впадин. Наличие переходной кривой делает зуб более прочным у основания. 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 p_t. 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 = πd_t,

где _t – индекс соответствующей окружности, например, p_a, d_a или p_f, d_f.

Величина pt выражается несоизмеримым числом, так как в правую часть условия (17) 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:

m_t = p_t/π. |мм|

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.

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

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 d_a и впадин d_f, общая высота зуба h, высота головки h_a и ножки h_f, толщина зуба s и ширина впадин е между зубьями – выражаются через основной параметр зубчатой передачи – модуль m, по ГОСТ 9587-68.