Среднее профессиональное образование 5 страница

4.2. Фрикционные передачи

Во фрикционных передачах (рис. 4.3) ведущее и ведомое зве­нья — цилиндрические или конические катки жестко посажены на вращающиеся в подшипниках валы и прижаты друг к другу. При вращении ведущего катка, приводимого двигателем или предше­ствующей передачей, ведомому катку сообщается вращение за счет возникающих на контактной поверхности сил трения. Линейная ско­рость ведомого катка vj в зоне контакта из-за упругого проскальзы­вания отстает от линейной скорости ведущего катка v_{:

vi = (4.5)

где £ — коэффициент, учитывающий указанное выше отстава­ние, называемое упругим проскальзыванием-, для передач, работа­ющих без смазки, С, = 0,990...0,995.

Как и ранее, подстрочными индексами здесь и далее обозначе­ны величины относящиеся соответственно к ведущему (входно­му) и ведомому (выходному) звеньям передачи.

Рис. 4.3. Фрикционные передачи с цилиндрическими (а) и коническими

(б) катками

Между окружной v и угловой ю скоростями, а также диамет­ром катка d существует зависимость: v= dtо/2. Выражая эти сим­волы подстрочными индексами соответственно их принадлежно­сти к звеньям передачи, из соотношения (4.5) получим

d₂iо₂ = L,d_xa>_u

откуда

/=e»,/®₂=rf₂/(rf_I0. (4-6)

Окружное усилие на ведущем катке

F = 2T^_x/d_b

где Т_х — крутящий момент на валу катка, Нм; ri _t — КПД подшип­ников ведущего вала; d_x — диаметр ведущего катка, в случае кони­ческих катков измеренный по срединной окружности конуса, м. Этим усилием создается крутящий момент на ведомом валу

Т₂ =Fd₂T\₂/2,

где d₂ — диаметр ведомого катка; -п₂ — КПД подшипников ведо­мого вала.

Исключая из двух последних выражений параметр Fu учитывая отношение (4.6), найдем зависимость между моментами Г, и Т₂:

Т₂ ^/тьПгС-

Сравнивая эту зависимость с зависимостью (4.4), получим

Т1 = Л1Л2С, (4.7)

что согласуется с общим определением КПД, учитывающим внут­ренние потери энергии при передаче движения, включая упру­гое проскальзывание по контактным поверхностям. В среднем ri = = 0,90...0,95.

Функционирование фрикционной передачи определяется ус­ловием F< F_npea. Предельное значение силы трения на контакти­рующих поверхностях, выражаемое в ньютонах:

F^ = fQ, (4.8)

где / — коэффициент трения, зависящий от материала трущихся пар, их смазки и других факторов, ориентировочно для трения стали по стали или чугуну со смазкой и без нее соответственно/= = 0,04 — 0,05 и / = 0,10...0,15; стали или чугуна по текстолиту всухую/= 0,2... 0,3; Q — нормальное усилие на контактной поверх­ности, Н.

Невыполнение указанного выше условия приводит к проскаль­зыванию (буксованию) ведущего катка относительно ведомого без вращения последнего.

Передаточное отношение коничес­кой фрикционной передачи выражает­ся формулой

/ = sina₂/(£sin a,),

которая получается из формулы (4.6) и геометрических соотношений (рис. 4.3, б).

В случае перпендикулярных осей вращения ведущего и ведомого катков:

/ = cos а, / (С sin a,).

В двух последних формулах через ai и Ог обозначены половины углов при вершинах конусов соответственно ве­дущего и ведомого катков.

Рассмотренные фрикционные пере­дачи просты по форме рабочих поверх­ностей катков, но, из-за необходимо­сти создания больших контактных уси­лий, нуждаются в специальных прижим­ных устройствах. Поэтому их валы и подшипники испытывают по­вышенные нагрузки, а тела качения подвержены износу, особенно при буксовании. Этих недостатков лишены передачи с клинчатыми катками, рабочие поверхности одного из которых своими клиновы­ми выступами входят в канавки такой же формы другого (рис. 4.4). Нормальная сила давления на одной стороне каждой канавки, выз­ванная силой прижатия Q одного катка к другому, составит

Q' = Q/ (2z sin (а/2)), а суммарная сила давления по всем z канавкам Ql= Q'-2z= <3/sin (a/2),

где z — число канавок; a — угол развала канавок.

Для получения большего значения Q' и, следовательно, Q\ угол а должен быть по возможности малым. Во избежание закли­нивания сопрягаемых катков его ограничивают значением a = 15°. Заменяя в формуле (4.8) Q на Q\ и обозначая коэффициент про­порциональности

/_пр=// sin (а/2), (4.9)

для предельной силы трения на рабочих поверхностях клинчатой фрикционной передачи получим

Рис. 4.4. Схема разложения силы прижатия клинчатых катков по рабочим поверх­ностям

^пред. кл ~fnpQ>

т. е. формулу прежней структуры (4.8). Коэффициент пропорцио­нальности /_пр в этой формуле на­зывают приведенным коэффициен­том трения. Он всегда больше фактического коэффициента тре­ния f. Так, например, при а = 15° отношение^ //= 7,66. Во столько же раз увеличивается суммарное нормальное давление Q'_z по срав­нению с силой прижатия катков Q и уменьшается нагрузка на валы и подшипники.

Фрикционные передачи при­меняют в приводах небольшой мощности, в частности в кон­струкциях вариаторов — устройствах для бесступенчатого изме­нения скорости вращения ведомого катка, одна из конструктив­ных схем которого представлена на рис. 4.5. Вариатор представля­ет собой двухступенчатую фрикционную передачу, в которой промежуточный каток является одновременно ведомым для пер­вой ступени и ведущим — для второй. В соответствии с формулой (4.6) передаточное отношение вариатора определится как

■ ₌ 4, d₂ d₂ d&d_n С dtf'

где d_u d₂H d_n — средние диаметры ведущего, ведомого и проме­жуточного фрикционных катков по поверхностям их взаимных кон­тактов.

Диаметры d_x и d₂ могут изменяться бесступенчато в зависимо­сти от изменения угла наклона а оси вращения промежуточного катка. При этом с увеличением первого диаметра уменьшается вто­рой и наоборот. Изменением угла а достигается требуемое переда­точное отношение.

4.3. Ременные передачи

Ременная передача (рис. 4.6, а) состоит из двух закрепленных на валах шкивов и охватывающего их ремня, надетого на шкивы с натяжением. Движение передается за счет сил трения в парах ве­дущий шкив — ремень и ремень — ведомый шкив.

риатора

В состоянии покоя обе ветви ремня натянуты с одинаковыми усилиями S₀. В состоянии передачи движения эти усилия перера­спределяются: большим будет усилие S\ в набегающей на веду­щий шкив ветви, меньшим S₂ — в сбегающей с него ветви при
сохранении равенства: + S₂ = 2 S₀. Эти усилия связаны между собой формулой Эйлера

где / — коэффициент трения между шкивом и ремнем; <р — угол обхвата меньшего шкива ремнем.

б

в

г

Данная формула получена в предположении упругого скольжения ремня на всей длине дуги обхвата, обусловленного тем, что при перемещении ремня вместе с ободом в пределах указанной дуги каж­дый элемент ремня переходит из зоны большего в зону меньшего натяжения, вследствие чего элементы ремня укорачиваются, и ре­мень несколько отстает от шкива. На ведомом шкиве, наоборот, шкив отстает от ремня. Упругим скольжением обусловлены потери энер-

гии, учитываемые в расчетах силовых параметров КПД, который вместе с потерями в подшипниках, поддерживающих шкивы валов, составляет г| = 0,94...0,96. Кроме того, из-за упругого скольжения происходит дополнительное снижение скорости вращения ведомого шкива, учитываемое коэффициентом £ = 0,97...0,99.

Передаточное отношение ременной передачи

/ = о),/со₂ = njn₂ = D₂/{D_XQ, (4.10)

где D1 и D₂ — диаметры ведущего и ведомого шкивов.

Упругое скольжение, при котором шкивы и ремень взаимно проскальзывают на всей длине дуги обхвата, за исключением гра­ничных точек (в начале менее нагруженной ветви на обоих шки­вах), не следует смешивать с возникающим при перегрузках пере­дачи буксованием — скольжением ремня по всей дуге обхвата в том числе и в указанных точках.

Полезное окружное усилие определяется разностью усилий: F= = Si~ S₂. Это усилие связано с вращающими моментами на веду­щем (Г,)'и ведомом (Т₂) валах соотношениями:

/?=27₁л/А = 27'₂//)₂Л₂,

из которых и с учетом передаточного отношения (4.10) вытекает прежняя зависимость (4.4) между вращающими моментами Г, и Т₂, а также выражение (4.7) для полного КПД передачи.

В ременных передачах применяют следующие типы ремней (см. рис. 4.6): плоские, клиновые, круглого сечения, зубчатые и поли­клиновые. Наибольшее распространение в приводах строительных машин получили передачи с плоскими и клиновыми ремнями. Плоские ремни применяют в передачах с передаточным отно­шением не более / = 4, а клиновые ремни до / = 6...8 и скоростях ремня до 30 м/с. Узкие клиновые ремни допускают работу при скоростях до 40... 50 м/с. В одном комплекте может быть установле­но до восьми клиновых ремней. Недостатком многоременных пере­дач является неодинаковая вытяжка ремней в процессе эксплуата­ции, из-за чего они загружаются неравномерно. Этот фактор учи­тывают при расчете числа ремней в комплекте с введением специ­ального коэффициента снижения несущей способности ремней от 5... 10 % соответственно при двух—шести и более ремнях. Это­го недостатка лишены поликлиновые ремни с высокопрочным полиэфирным кордом, которыми заменяют несколько клиновых ремней, комплектно устанавливаемых на шкивах. Поликлиновые ремни имеют от 2 до 20 ребер. Передаточное отношение передач с поликлиновыми ремнями достигает 15 при скорости 40...50 м/с.

Оптимальным межосевым расстоянием плоскоременной пере­дачи считают:

а_опт = 2(0, + D₂).

Для клиноременных передач оно изме­няется в следующем диапазоне:

от a_min = 0,5 (А + Dj) + h до a_max = Z>, + D_2>

где h — высота ремня.

Круглоременные передачи применяют в слабо нагруженных приводах, в частности, в механизмах приборов. Зубчатые ремни отличаются от других наличием на их внут-; ренней поверхности зубьев, обеспечивающих постоянство передаточного отношения без проскальзывания, бесшумность работы, воз­можность работы в масле. В отличие от пере­дач со всеми другими типами ремней, пе­редающими движение за счет сил трения между ремнем и шкивами, зубчато-ремен- р_ис.₄.₇.на_тажениерем- ные передачи реализуют принцип передачи _{т роликом}

движения зацеплением. По этому признаку

они более близки к цепным передачам. Зубчатые ремни применяют в передачах большой мощности (до 400 кВт) при скорости до 80 м/с.

Обязательным условием функционирования ременной переда­чи является ее натяжение путем перемещения одного из шкивов натяжным роликом (рис. 4.7) или пружиной, автоматическим ус­тройством, регулирующим натяжение в зависимости от внешней нагрузки и т. п. По сравнению с плоскоременными клиноремен- ные передачи требуют меньшего натяжения ремней благодаря тому, что за счет расклинивающего эффекта они имеют более высокий приведенный коэффициент трения f_np (4.9). При стандартном угле клина поперечного сечения ремня а = 40° отношение f_np/f - 2,92. Для обеспечения передачи движения с одинаковыми значениями полезного окружного усилия ^при прочих равных параметрах кли- ноременные передачи требуют натяжения в 1,6—2,2 раза меньше чем плоскоременные передачи.

Достоинствами ременных передач являются: простота конст­рукции, возможность передачи движения на большие расстояния, способность предохранять механизмы от перегрузок за счет про­скальзывания ремня по шкивам. К их недостаткам относятся боль­шие габаритные размеры, недостаточная долговечность ремней, частичная или полная неспособность работать при попадании на ремень и шкивы смазки.

4.4. Зубчатые передачи

Зубчатая передача состоит из двух посаженных на валы зубчатых колес, меньшее из которых называют шестерней, а большее — ко­лесом. Для передачи вращательного движения между двумя валами

F F,

Рис. 4.8. Виды зубчатых передач:

а, б, в — цилиндрические колеса с прямыми, косыми и шевронными зубъями соот­ветственно; г, д — конические колеса с прямыми и круговыми зубъями; е — винто­вые колеса; ж — передача внутреннего зацепления; з — зубчато-реечная передача

с параллельными осями применяют цилиндрические колеса с пря­мыми (рис. 4.8, а и ж), косыми (рис. 4.8, б) и шевронными (рис. 4.8, в) зубьями; между валами с пересекающимися осями — конические колеса с прямыми (рис. 4.8, г) или круговыми (рис. 4.8, д) зубьями; между валами с неперекрещивающимися осями — винтовыми коле­сами (рис. 4.8, е). Для преобразования вращательного движения в по­ступательное и наоборот служит зубчато-реечная передача (рис. 4.8, з). Передача, в которой зубья колеса находятся на его внутренней по­верхности (рис. 4.8, ж), называется передачей внутреннего зацепления.

Зубчатые передачи получили наибольшее распространение в при­водах строительных машин благодаря малым габаритным размерам по сравнению с другими механическими передачами, высокому КПД Сп = 0,97...0,99), большой долговечности и надежности, по­стоянству передаточного отношения, обусловленному отсутствием проскальзывания между сопрягаемыми кинематическими парами, возможности применения в широком диапазоне моментов, скоро­стей и передаточных отношений. К их недостаткам относится шум при работе на значительных скоростях и в случае недостаточно ка­чественного исполнения. Наиболее часто этот недостаток проявля­ется в передачах с прямозубыми колесами. Передачи с косозубыми колесами (см. рис. 4.8, б) работают более плавно и менее шумно благодаря большему числу одновременно зацепляющихся пар зу­бьев. Обычно их применяют при окружных скоростях более 2 м/с. Недостатком этих передач является передача осевых нагрузок на валы, требующая установки их на подшипники, способные вос­принимать эти нагрузки. Этого недостатка лишены передачи с шев­ронными колесами (см. рис. 4.8, в), представляющими собой два зеркально ориентированных косозубых колеса в одной детали. Осе­вые нагрузки каждой половины такого колеса взаимно уравнове­шиваются без их передачи на валы. Недостатком шевронных колес является более сложная технология их изготовления.

Зубчатые передачи преобразуют скорости и моменты подобно фрикционным передачам, но без упругого скольжения. Условные окружности зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, кото­рые бы имели рабочие поверхности цилиндрических катков эквива­лентной в указанном выше смысле фрикционной передачи с таки­ми же передаточным отношением и межосевым расстоянием, назы­вают начальными окружностями. Подобным образом, условные ко­нические поверхности зубчатой конической передачи, по которым обкатываются два конических зубчатых колеса без скольжения, на­зывают начальными конусами. При диаметрах начальных окружностей шестерни и колеса d_0] и d$₂ межосевое расстояние цилиндрической зубчатой пе­редачи определится как а_ы = (d_Qi + d^)/2.

Для конической передачи таким обо­бщенным параметром служит внешнее ко­нусное расстояние, которое в случае вза­имно перпендикулярных ведущего и ве­домого валов (рис. 4.9) определяют как

R_e = l/2yjd_el² + d_e2,

Рис. 4.9. Схема к определению внешнего конусного рассто­яния для конической зубча­той передачи с перпендику-

где d_el и d_e2 — диаметры оснований на­чальных конусов соответственно шес­терни и колеса. лярными валами

Рис. 4.10. Схема эвольвентного зацепления цилиндрических зубчатых колес

В настоящее время наиболее широкое распространение получи­ли зубчатые передачи эвольвентного зацепления, у которых рабочие поверхности зубьев описываются эвольвентой окружности. Эти по­верхности имеют цилиндрическую форму у прямозубых цилиндри­ческих колес и коническую у прямозубых конических. Для всех других колес они имеют более сложную геометрическую форму.

Схема эвольвентного цилиндрического зубчатого зацепления представлена на рис. 4.10. Окружность, по которой размечают рас­становку зубьев, называют делительной. Часть дуги делительной окружности р между одноименными точками одноименных (пра­вых или левых) рабочих поверхностей зубьев называют окружным шагом зубьев. Эта величина связана с диаметрами делительных окружностей шестерни d\ и колеса d₂ и числами зубьев соответ­ственно Z| и z₂ соотношениями:

т = р/п = d_i/z_] = d₂/z₂.

Величину т — часть диаметра делительной окружности зубча­того колеса, приходящуюся на один зуб, называют модулем зубча­того зацепления. Его значения стандартизованы. Шаг и модуль зу­бьев одинаковы для обоих колес. Модуль и число зубьев являются важнейшими параметрами зубчатого зацепления, по которым, со­гласно формулам (4.11), определяют диаметры делительных ок­ружностей:

d\ = mz_x; d₂ = mz₂. (4.12)

Число зубьев меньшего колеса (шестерни) ограничено ниж­ним пределом = 17. При меньших значениях z_} толщина зуба у его основания оказывается меньше чем на других уровнях, в свя­зи с чем снижается его изгибная прочность.

Окружность, описанную по головкам зубьев колеса, называют окружностью выступов, а описанную по впадинам зубьев — ок­ружностью впадин. Окружность, по которой обкатывались бы кат­ки цилиндрической фрикционной передачи, эквивалентной зуб­чатой передаче, называют начальной окружностью. Обычно началь­ные и делительные окружности совпадают (кроме колес, изготов­ленных с так называемым смещением исходного контура). В этом случае межосевое расстояние (расстояние между осями зацепля­ющихся колес) определяют

а_ш = (di + dJ/2 = m{zi + z₂)/2.

Общую точку Р касания начальных окружностей зацепля­ющихся колес называют полюсом зацепления, а нормаль к боко­вым поверхностям зубьев в полюсе Р — линией зацепления. Последняя является ка­сательной к основным окружностям. За­цепление колес происходит на линии за­цепления на отрезке KL между точками ее касания к основным окружностям. Об­щая касательная к делительным окруж­ностям 7Т и линия зацепления KL об­разуют угол зацепления а, значение ко­торого для стандартных эвольвентных колес равно 20°.

У косозубых колес зубья наклонены по отношению к оси колеса под углом р (рис. 4.11), составляющем 8... 15°. Чем больше этот угол, тем более плавно ра­ботает передача, однако при этом уве­личивается также осевая составляющая _D„„,,, ___

г. _ _ Рис. 4.11. Схема размеров

(4.11)

F_a передаваемого зубьями усилия F_n. косозубого колеса

Для шевронных колес, у которых осевые составляющие компен­сируются без передачи на валы, обычно принимают р = 25...35°, реже — до 45°. У косозубых (и шевронных) колес различают окруж­ной р, и нормальный шаг р„. Первый измеряют по дуге делительной окружности в сечении, перпендикулярном оси колеса, а второй — по дуге делительного цилиндра в направлении, перпендикулярном рабочим поверхностям зубьев. Различают также соответствующие этим шагам окружной т, и нормальный т„ модули. Окружные и нор­мальные шаг и модуль связаны между собой соотношениями:

Pi = Рп/COS Р; «I = /"„/COS р.

Обычно стандартным является нормальный модуль. Диаметр де­лительной окружности косозубого колеса связан с указанными выше категориями модулей зубьев зависимостями: d= m,z = /h„z/cosp.

а = т.

Рис. 4.12. Схема размеров конического зубчатого колеса

Межосевое расстояние косозубой передачи

Z| + z₂ _ т„ Z[ + z₂ 2 cos p 2

У конических зубчатых колес (рис. 4.12) диаметр делительного конуса, а вместе с ними шаг и модуль изменяются по ширине венца. Поэтому у этих колес различают два модуля: средний ок­ружной т на среднем делительном диаметре d и внешний окруж­ной т_е на внешнем диаметре d_e. Обычно стандартизован внешний

модуль, с помощью которо­го определяют все размеры зубчатого колеса, в частно­сти — внешний диаметр де­лительного конуса d_e = т_е z.

Передаточное число и зуб­чатой передачи с любым ви­дом зубчатых колес (это по­нятие в зубчатых передачах отождествляют с передаточ­ным отношением) определя­ют отношением чисел зубь­ев колеса z₂ и шестерни z,: m=z₂/z₁. Для конической зуб­чатой передачи при взаимно перпендикулярных осях вра­щения колес передаточное число, кроме того, может быть определено через поло­вины углов при вершинах де­лительных конусов б, и8₂ (см. рис. 4.9): и = ctg б] =tg 5₂.

Рис. 4.13. Схема планетарной зубчатой передачи (а) и план скоростей (б)

В последнее время все большее применение в приводах строи­тельных машин находят соосные многопоточные планетарные зуб­чатые передачи (рис. 4.13, а). Передача состоит из двух централь­ных колес 1 и 2 и нескольких (обычно трех) сателлитов 3, сво­бодно посаженных на оси водила 4. Ведущими или ведомыми зве­ньями в этой передаче могут служить водило и любое из цент­ральных колес. Чаще в качестве ведущего используется централь­ное колесо 1, называемое солнечным, а ведомого — либо водило, либо внешнее центральное колесо 2.

Передаточное отношение определяют по плану скоростей, при­мер которого представлен на рис. 4.13, б. При ведущем солнечном колесе, вращающемся с угловой скоростью co_h его линейная ско­рость на начальной окружности составит v_l3 = со, • d,/2. С такой же линейной скоростью будет перемещаться точка сателлита 3, совпа­дающая в данный момент с полюсом зацепления колес 1 и 3. Ско­рость же диаметрально противоположной ей точки того же сателли­та, совпадающей с полюсом зацепления колес 2 и 3, при неподвиж­ном внешнем центральном колесе будет равна нулю (i^₃ = 0). Линей­ная скорость центра сателлита составит i>₄ = (и₁₃ + г^₃)/2 = i>₁₃/2, а угловая скорость вращения водила оа₄ = г>₄/г₄ = v_l3/(2r₄) = (£>jdi/(4r₄), где г₄ — радиус осей сателлитов относительно центра вращения во­дила. Передаточное число определится как: и = щ/ы^ = 4rjd_x. Имея в виду, что d_x - mz_x и r₄ = (d_x + d₃)/2 = m(z_x + z₃)/2, получим

и = 2 m(z_x + z^)/mz_x = 2(1 + z₃/z_x).

Распределение нагрузки с центральных колес на несколько потоков с помощью сателлитов увеличивает соответственно чис­ло находящихся в зацеплении зубьев, а их соосное расположение позволяет создавать более компактные и легкие зубчатые переда­чи с большими передаточными отношениями. Они хорошо встра­иваются, например, в барабаны лебедок, в ведущие звездочки гусеничных движителей и других исполнительных механизмов, что в целом уменьшает габаритные размеры и массу машин.

4.5. Червячные передачи

Червячные передачи служат для передачи вращательного дви­жения между перекрещивающимися валами, чаще под прямым углом. Передача состоит из винта 1 (рис. 4.14), называемого червя­ком, и червячного колеса 2 с зубьями на своем ободе. Ведущим звеном в передаче является обычно червяк.

В сечении в плоскости вращения червячного колеса и проходя­щего через ось вращения червяка червячная передача подобна зуб­чато-реечной передаче (см. рис. 4.8, з). Червяк (рис. 4.15, а) пред­ставляет собой винт с трапецеидальным профилем витков. Стан­дартный угол профиля в осевом сечении составляет а = 20°. Осевой шаг нарезки р = кт измеряют по образующей делительного ци­линдра диаметром

d\ = mq,

где т — расчетный модуль; q — коэффициент диаметра червяка, значения которого стандартизованы.

Рис. 4.14. Червячная передача

90° вследствие большего числа зу­бьев червячного колеса, одно­временно находящихся в за­цеплении. Однако они более сложны в изготовлении, мон­таже и регулировке, особенно после некоторого износа зубь­ев колеса.

Кроме червяков с цилинд­рической делительной поверх­ностью применяют также гло- боидные червяки (рис. 4.15, б) с торовой делительной повер­хностью, охватывающей часть зубьев червячного колеса. Пе­редачи с глобоидными червя­ками обладают более высокой по сравнению с обычными чер­

а

Рис. 4.15. Червяк с цилиндрической (а) и торовой (б) делительными по­верхностями

б

Ради увеличения контактных поверхностей в паре червяк — колесо и снижения за счет этого контактных давлений зубья коле­са выполняют охватывающими червяк в его поперечном сечении (рис. 4.16) с центральным углом дуги охвата 2X. = 90... 110°. Для несиловых передач, например, в приводах приборов, червячное колесо может быть выполнено также с цилиндрическим ободом (верхняя часть рис. 4.16).

Диаметр делительной окружности червячного колеса опреде­ляют по второй из формул (4.12) для цилиндрических зубчатых колес, а межосевое расстояние в случае совпадения диаметров начальных и делительных поверхностей как

di+d₂ q + z₂

а = ' „ ¹ = т-----------------------------------

2 2

За один оборот червяк смещает колесо на один шаг, соответ­ствующий длине дуги делительной окружности колеса с цент­ральным углом 2k/z₂. Для одного оборота колеса (2л радиан) чер­вяк должен сделать z₂ оборотов. Из этого следует, что передаточное

3 Волков 55

Зуб колеса

Виток червяка

ft

Рис. 4.16. Сечение червячной Рис. 4.17. Схема к объяснению угла передачи плоскостью, перпен- подъема винтовой линии и соотноше-

ния скоростей в червячной паре

чисдо червячной передачи численно равно числу зубьев червяч­ного колеса и = z₂. Этот вывод справедлив только в отношении рассмотренной выше червячной передачи с однозаходным червя­ком. В дальнейшем передаточному числу червячной передачи бу­дет дано более полное определение.

Дата добавления: 2015-10-21