ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Схемы винтовых передач и их анализ

Кинематическая схема простейшей винтовой передачи изображена на рис. 2.1. Передача состоит из следующих основных звеньев: винта 1,

Кинематическая схема винтовой передачи

Рис. 2.1. Кинематическая схема винтовой передачи

где р0, /?,, р2 и /0,/, /2 - углы и коэффициенты трения в опорном подшипнике, винтовой парс и направляющей, соответственно.

гайки 2 и корпуса 3. На схеме показаны углы трения и соответствующие им коэффициенты трения. Там же приведены средние расчётные линейные размеры. Между ними существуют зависимости, определяемые по формулам:

Схема двухчервячного и червячно-реечного механизмов

Рис. 2.2. Схема двухчервячного и червячно-реечного механизмов

Кинематическая схема винтовой передачи в двух вариантах - двухчервячной и червячно-реечной - показана на рис 2.2. Двухчервячная передача, показанная на рис. 2.2, а, представляет собой соединение двух червяков, оси вращения которых перекрещиваются под небольшим углом. Червячно-реечная передача (рис. 2.2, б) - частный случай двухчервячной передачи, в которой радиус одного из червяков бесконечно велик и превращается в рейку.

Механизмы такого типа обладают сравнительно высоким значением КПД даже при наличии самоторможения. Они достаточно просты по своей конструкции, но имеют и ряд существенных недостатков. Эти механизмы требуют высокой точности монтажа.

Кинематическая схема двухвинтового механизма

Рис. 2.3. Кинематическая схема двухвинтового механизма

Кинематическая схема винтовой передачи в виде двухвинтового механизма представлена на рис. 2.3. Передача эта конструктивно сложнее предыдущих и требует некоторых пояснений. Винт 1 входит в кинематическую пару с гайкой 2, которая имеет винтовые нарезки на внешней и внутренней поверхностях. Внешняя нарезка гайки образует винтовую пару с корпусом 3. Средний радиус резьбы внутренней винтовой пары (между звеньями 7 и 2) обозначим г, а средний радиус внешней пары (звенья 2 и 2) обозначим R.

Кинематика механизма. При повороте винта 1 на угол у/], гайка 2 повернется на угол у/^ и переместится при этом в осевом направлении на величину S2. Рассматривая осевое движение гайки 2 относительно

корпуса 3, можно её путь выразить так: S2 = р2у/2 = —у/,, где р2 - па-

2;г

рамстр резьбы внешнего винта гайки (т. с. внешней винтовой пары). Если рассмотреть перемещение гайки 2 относительно винта I в осевом направлении, которое также будет равно S2, ибо винт в осевом направлении неподвижен, то получим S2 = р,(у/, -^2), где рх - параметр резьбы в паре 7, 2 (т. е. внутренней пары). После преобразований получаем

S2 = у/{. Учитывая, что px=hJ2n, можно записать

Р + Рг

S2 = , где Л, и h2 - шаг резьбы во внутренней и внешней вин-

/?, + h22 п

товых парах, соответственно.

Дифференцируя по времени эту зависимость, найдём скорость осевого перемещения гайки 2:

где сох - угловая скорость винта 7, с-1; ns Кинематическая схема двухвинтового механизма, преобразующего поступательное движение поступательное движение- частота вращения винта, с-1.

Рис. 2.4. Кинематическая схема двухвинтового механизма, преобразующего поступательное движение поступательное движение

Кинематическая схема передачи рис. 2.4, которая преобразует поступательное движение входного звена винта 1 в поступательное же движение выходного звена гайки 2. Такого типа передачи чаще выполняются с самоторможением.

Принцип действия механизма следующий. Винт 1 при осевом перемещении под действием движущей силы FuX вращает гайку 2, так как в винтовой паре между звеньями 7 и 2 (внутренней винтовой паре) возникает тангенциальная сила. Гайка, проворачиваясь, передвигается в осевом направлении, а внутренняя и внешняя резьбы имеют различное направление вращения.

Кинематический расчёт механизма позволяет определить соотношения основных параметров резьбы перемещением звеньев и их скоростями. Если винт 7 в осевом направлении переместится на величину шага резьбы Л,, то гайка 2 сделает при этом полный оборот и переместится в осевом направлении на величину шага резьбы А, внешней винтовой пары. Следовательно, абсолютное перемещение винта 5, равно сумме двух шагов: 5,= А,+А2, при этом перемещение гайки будет равно S2 = h2.

Разделив S2 на S,, получим перемещение гайки S, =5,———. Для ско-

А, + А,

ростей, соответственно, получим V2 = VX —^—.

А, + А,

Дифференциальные винты. На практике диффенциальные винты имеют отклонения от теоретической схемы (рис. 2.5). Так, на рис. 2.6 показано устройство ручного пресса для зажима изделий между станиной 5 и прижимной плитой 4. В этой конструкции для увеличения прижимного усилия применен дифференциальный механизм. Наружный винт 7 подпружинен к прижимной плите 4. Внутренний винт 2 снабжен полу- муфтой 3. При вращении маховичка прижимная плита относительно быстро приближается к станине 5, так как в этот момент движение осуществляется только наружным винтом. После контакта прижимной плиты с изделием, находящимся на станине, начинают сжиматься пружины 6; и после соединения полумуфг начинает работать внутренний винт 2 и механизм становится дифференциальным винтом. Скорость прижатия уменьшается, а усилие возрастает. Шаг резьбы внутреннего винта обязательно выбирается меньше шага внешнего винта.

Кинематическая схема дифференциального винтового механизма

Рис. 2.5. Кинематическая схема дифференциального винтового механизма

Одна из разновидностей дифференциального винта показана на рис. 2.7. Между винтами (червяками) 7 и 7 расположено червячное колесо 8, свободно сидящее на оси, проходящей через ползун 6. Червяк 7 приводится во вращение шестерней 4 через шестерню 5, червяк 1 - от шестерни 4 через промежуточную шестерню 3 и шестерню 2. Вследствие этого звенья 7 и 7 вращаются в разные стороны. Числа зубьев шестерён подбираются так, чтобы скорость червяков 7 и 7 по абсолютному значению была близка, но не одинакова. Из-за различных скоростей вращения червяков колесо 8 будет перемещаться в горизонтальном направлении, сообщая ползуну 6 поступательное движение. В крайних положениях ползуна про исходит срабатывание переключающей муфты, после чего ползун пере мещается в обратном направлении.

Рассмотрим кинематику механизма. Конструктивно число зубьев колеса 2 легче выполнить меньше, чем у колеса 5 (Z25). В этом случае скорость звена 7 будет больше скорости звена 7. Линейная скорость точки колеса 8, контактирующего с винтом 7, равна Ц =ар, а для противоположной точки V7-co7p, где р - параметр винта - перемещение точки вдоль оси за единицу угла поворота. Угловые скорости равны: о - co4Z4 /Z2; со7 -co4Z4tZb. Следовательно, Fj = <±>ApZA /Z,; V7 - coApZ4 /Z5. Окончательно получаем:

Очевидно, что для получения малой скорости V6 нужно иметь число зубьев колес максимальное и по значению и близкими друг к другу.

Зубчато-винтовой дифференциальный механизм

Рис. 2.8. Зубчато-винтовой дифференциальный механизм

На рис. 2.8 показан дифференциальный винт, у которого имеется ведущий вал 7 и ведомый вал 4. Цилиндрический стакан 3 с внутренней винтовой нарезкой и центральный винт 2 жестко соединены с ведущим валом в одно звено. Винтовые нарезки винта и стакана имеют разное вращение и шаг канавки на стакане больше канавки на винте. Ведомый вал 4 имеет вилку 5, на концах которой смонтированы вращающиеся зубчатые колёса 6, зубья которых входят в зацепление с винтовыми канавками винта и стакана. При вращении вала 7 зубчатые колёса также вращаются благодаря противоположному направлению винтовых линий, а из-за разности шагов винтовых канавок они обкатываются по центральному винту 2, обеспечивая осевое поступательное движение ведомого вала 4, который вращаться не должен. Перемещение вала 4 за один оборот ведущего вала 1 равно полуразности шагов винтовых резьб винта и стакана.

Червячно-винтовой механизм

Рис. 2.9. Червячно-винтовой механизм

Рассмотрим дифференциальный винт, изображенный на рис. 2.9. Червяк / находится в зацеплении с червячными колесами 2 и 3. Колесо 2 соединено резьбой с ведомым звеном, винтом 5. Колесо 3 связано с этим же звеном шпоночным соединением. Шпонки 4 установлены в продольных пазах винта 5. От осевого перемещения колеса 2 и 3 удерживаются подшипниками 6. Число зубьев колеса 2 несколько отличается от числа зубьев колеса 3.

При вращении колесо 3 вращает винт 5. За счёт разницы в числах зубьев, колесо 2 поворачивается относительно колеса 3 и винта, вследствие чего винт получает продольное перемещение.

Кинематический расчёт этого механизма выполняется следующим образом. Если числа зубьев червячных колёс обозначить Z, и Z3, то при некоторой их разнице, A = Z3-Z2, угловая скорость колеса 2 а>2 > соу Перемещение винта в осевом направлении составит Sb = р{(р2-(р2), где р - параметр винта; 2 и - углы поворота колёс 2 и 3. Разность углов поворота (<р2-<р2) определяется следующим образом: 2-<р2=(р2((р2А/Zi) = (p1A/Zi. Отсюда определяем перемещение и скорость винта 56 = р<р2А/Z}; V6 - рсо2А/Z3. Эти величины можно выразить через угол { ведущего звена червяка 1 и его угловую скорость &>р 56 = рсрхкА!Z2Z3, V6 -рсо2кА!Z3Z, где к - число заходов у червяка 1.

б

Рециркуляция шариков в теле винта

Рис. 2.10. Рециркуляция шариков в теле винта

Передача винт-гайка с трением качения позволяет резко повысить КПД и уменьшить изнашивание. Однако при этом повышаются требования к качеству изготовления деталей передачи и к её сборке.

Проектирование передач винт-гайка имеет целый ряд особенностей. В передачах такого вида снижение трения достигается применением шариков или роликов в качестве промежуточных тел качения между винтом и гайкой.

Для нормального движения шариков между винтовыми поверхностями винта и гайки необходимо цепочку шариков сформировать в замкнутый контур. Для этой цели предназначены различные обводные (рециркулярные) каналы, которые выполняют либо в теле гайки (это встречается часто), либо в теле винта. В последнем случае передача заметно выигрывает в габарите, но гайку приходится делать значительно длиннее обычной (рис. 2.10), так как ход механизма будет определяться её длиной. Выполнение внутренней винтовой нарезки более трудоёмко, что в значительной мере сдерживает распространение таких конструкций. Обводной канал в теле гайки выполняют в виде специально изогнутой трубки (рис. 2.11, а, в); фрезерованного канала в теле гайки (рис. 2.11, б); специального вкладыша, соединяющего две соседние канавки винтовой резьбы (рис. 2Л,д,е, ж).

Переход шариков с помощью трубки широко распространён, ею соединяют начало и конец рабочего участка винтовой канавки, т. е. участка, заполненного шариками. Направление шариков в трубку производится либо непосредственно концом самой трубки (рис. 2.11, в), либо специальными отражателями, которые устанавливают в корпусе гайки. В первом случае наблюдается довольно быстрый износ выступов, входящих в каналы резьбы (особенно при некоторой неточности положения отверстий относительно винтовой канавки). Более надёжно применение специальных отражателей (рис. 2.11, г), которые часто снабжают выступами в форме скребка для очистки винтовой канавки винта от грязи. Если же возврат шариков происходит по фрезерованному пазу в теле гайки, то для направления шариков в обводной канал устанавливают отражатели. Такая конструкция позволяет уменьшить радиальные размеры по сравнению с обводной трубкой.

С целью дальнейшего уменьшения радиального размера передачи применяют специальные профильные вкладыши (рис. 2.11 д, е, ж), которые вставляются в прорези гайки и соединяют соседние витки. Во время работы цепочка шариков циркулирует по замкнутой винтовой канавке гайки на величине одного шага резьбы. При такой конструкции отражатель не нужен, а благодаря небольшой длине перепускного канала уменьшаются потери на трение и облегчается циркуляция шариков.

В общем случае шариковинтовая пара не должна иметь больше 3^4 рабочих витков, так как последующие витки практически нс воспринимают нагрузку, а лишь увеличивают трение, размер гайки и т. п. Иногда рабочие витки конструируют так, что замкнутых цепочек бывает две или три. Соответственно увеличивается число каналов перепуска (рис. 2.11, а).

Увеличение количества замкнутых цепочек у одной гайки повышает надёжность механизма, так как в случае выхода из строя одного канала работоспособность механизма может сохраниться. Что касается возрастания при этом трении (и уменьшения КПД, соответственно), то при правильном конструировании всех деталей передачи заметное изменение этих характеристик экспериментально обнаруживается далеко не всегда.

Если необходимо обеспечить максимальную долговечность передачи, то число витков можно увеличить до шести, что повысит усталостную прочность.

С целью уменьшения радиальных размеров и упрощения конструкции иногда используют передачи без обводного канала и без замкнутой цепочки шариков. Прежде всего это относится к передачам с малым ходом и высокой плавностью движения. В этом случае удлиняют гайку настолько, чтобы в крайних положениях шарики нс выпадали. При конструировании такой передачи на концах гайки следует ставить ограничители, предовращающие выпадение шариков.

Шариковинтовые механизмы без рециркуляции шариков

Рис. 2.12. Шариковинтовые механизмы без рециркуляции шариков

Другие варианты конструкции винтовых пар, без каналов возврата, показаны на рис. 2.12. Пример простого и недорогого в производстве конструктивного решения приведен на рис. 2.12, а. Винт выполняется двух или трёхзаходным, и тогда в сечении в плоскости гайки располагаются симметрично 2-3 шарика, удерживаемые сепаратором. Чтобы улучшить характеристики винтовой пары (увеличить грузоподъёмность, уменьшить осевой люфт), нужно собрать пакет (рис. 2.12, б), соединив его болтами. Более дорогостоящие и качественные механизмы (рис. 2.12, в) выполняют с использованием наружных колец от радиально-упорных шарикоподшипников [39, 42]). Винты выполняют двух- или трёхзаходными. Конструкция, показанная на рис. 2.12, в, выполнена с трёхзаходным винтом. Это передача планетарно-фрикционного типа. Если винт передачи выполнять многозаходным, то в каждом сечении, перпендикулярном оси винта, шарики будут располагаться в количестве, равном количеству заходов винта. Охватив шарики обоймой, т. е. кольцом шарикоподшипника, получим передачу без возврата шариков. Недостатком таких передач является низкая нагрузочная способность (из-за малого числа рабочих шариков), низкая кинематическая точность (из-за проскальзывания шариков в зонах контакта). При наличии натяга кинематическая точность увеличивается.

Шарикоподшипниковый винтовой механизм

Рис. 2.13. Шарикоподшипниковый винтовой механизм

Устранить указанный недостаток можно, применив однозаходный винт с сопряженным профилем канавки [45]. Для пояснения шарикоподшипникового винтового механизма на рис. 2.13 показаны: конструктивная схема механизма и его поперечное сечение А-А. Шарикоподшипниковый винтовой механизм содержит винт 1 и корпус 2, в котором размещены в эксцентрических втулках 3 радиальные шарикоподшипники 4 без внутренних колец. Между подшипниками расположены дистанционные втулки 5. Подшипники крепятся установкой фланца б на корпусе. Эксцентриситет втулок 3 и подшипников 4 относительно оси винта / принимается равным 0,25 диаметра шариков. В этом случае, при сопряжённом профиле винтовой канавки винта, практически все шарики находятся в контакте с винтом, кроме случая, когда шарик располагается на вершине профиля винтовой канавки.

В данных передачах обеспечивается максимальная многопарность контактов шариков в зацеплении с профилем винтовой канавки винта. При этом практически отсутствует разрыв контактов, присутствующий при входе и выходе зубьев в зацеплении в зубчатых передачах.

Механизм с повышенной чувствительностью

Рис. 2.14. Механизм с повышенной чувствительностью

Шариковинтовой механизм с неподвижным сепаратором

Рис. 2.15. Шариковинтовой механизм с неподвижным сепаратором

В механизмах, изображенных на рис. 2.14 и рис. 2.15, основное внимание уделено увеличению чувствительности и уменьшению трения. На рис. 2.14 изображен очень чувствительный к малейшему изменению нагрузки механизм. Недостатками его являются небольшая грузоподъёмность из-за значительных контактных напряжений между шариками 3 и 4, а также высокие требования к качеству изготовления и сборки деталей гайки 2, обеспечивающих контакт шариков 3 с винтом 1. При сборке винтового механизма требуется точная регулировка положения шариков крышками 5 с последующей их фиксацией и стопорением винтами 7.

На рис. 2.15 показана схема механизма без циркуляции шариков, расположенных в винтовых канавках ходового винта 7 и в отверстиях втулки 2, которая неподвижна и выполняет функцию сепаратора [40]. При работе передачи наружная обойма 4 вращается в противоположную винту сторону за счёт трения о шарики 3, которые расположены по окружности и поддерживают её в осевом направлении. Недостатком конструкции является неизбежное трение рабочих шариков о сепаратор 2.

Роликовинтовые передачи отличаются многообразием конструктивных схем (рис. 2.16). Некоторые из них получили широкое распространение из-за повышенной сложности конструкции и трудоёмкой технологии изготовления. Им присущи следующие основные характеристики:

  • • диаметр винтов от 5 мм и более;
  • • длина винтов до 30 м;
  • • предельная статическая нагрузка до 10 МН;
  • • КПД свыше 90 %;
  • • накопленная ошибка шага для прецизионных передач составляет 5 мкм на длине в 300 мм;
  • • скорость перемещения ведомого звена до 100 м/мин;
  • • частота вращения винта до 6000 мин1.

Роликовинтовыс передачи обладают высокой надёжностью и долговечностью (в обычных условиях работы долговечность превышает 10 лет). Передачи с роликами могут иметь величину шага меньшую, чем шариковинтовые передачи.

Области применения роликовинтовых механизмов: лифты грузовые и пассажирские (диаметр винта - 75 мм, длина винта - 13 м); тяжёлые подъёмники в шлюзах и доках, прессы, домкраты и т. п.

При проектировании роликовинтовых передач важно обеспечить чистое качение роликов по поверхности винта. От этого зависят КПД передачи, долговечность, чувствительность.

Одна из первых схем роликовинтовой передачи (механизм с одним роликом) применялась для управления автомобиля. Такая конструкция не может передавать большие усилия, но обладает достаточно высоким КПД.

С целью увеличения нагрузочной способности от однопальцевой схемы перешли к двухпальцевой, а вал сошки, на котором укреплены пальцы, заменили гайкой, внутри которой по винтовой линии установлены ролики. Так однопальцевая передача трансформировалась в роликовинтовую передачу. В таких передачах теоретически возможно чистое качение роликов. Для этого винтовая канавка выполняется с трапецеидальным профилем так, чтобы стороны трапеции пересекались в точке, лежащей на оси винта.

Схемы механизмов с коническими роликами

Рис. 2.16. Схемы механизмов с коническими роликами: а - роликовинтовой: б - червячный

Каждый ролик монтируется в радиальном отверстии корпуса гайки перпендикулярно оси винта. Ролик имеет конусное окончание, контактирующее с резьбой винта. Цилиндрическая часть ролика опирается на игольчатые подшипники, посаженные в радиальных отверстиях корпуса. Контакт конической части ролика с резьбой обеспечивается тарельчатыми пружинами, опирающимися на резьбовую пробку, торец которой выходит из радиального отверстия корпуса. Ролики расположены по той же винтовой линии, что и резьба винта. Для уменьшения потерь на трение торцы роликов соединяют с тарельчатой пружиной через шарик, обеспечивая тем самым трение качения (рис. 2.16, а). Несущая способность передачи при соответствующих размерах винта и ролика достигает 10 МЫ, КПД - 95 %, а максимальная длина винта - 30 м.

Существуют червячные передачи с пониженными потерями на трение (рис. 2.16, б). Так, червячное колесо 2 вместо обычных зубьев оснащено набором роликов 3, установленных в радиальных отверстиях корпуса червячного колеса на подшипниках качения 4. В продольноосевом сечении ролики-зубья имеют эвольвентную форму. Червяк 1 - обычной конструкции.

На рис. 2.17, а показана конструкция, состоящая из винта 1, имеющего витки с выпуклыми шлифованными поверхностями, и гайки 4, которая центрируется относительно винта радиальными игольчатыми роликоподшипниками 5. Продольное перемещение гайки вдоль ходового винта при его вращении осуществляется с помощью двух радиальных однорядных шарикоподшипников 2, расположенных под углом 45° к оси винта. Наружное кольцо 3 каждого шарикоподшипника устанавливают в выточке гайки, а внутреннее кольцо 6 контактирует с выпуклыми поверхностями витков винта в точках, расстояние между которыми равно 2,5 шага.

Требуемую точность посадки шарикоподшипников в гайке обеспечивают заливкой посадочной поверхности выточки через канал специальной массы. При вращении ходового винта шарикоподшипники прокатываются по виткам нарезки и перемещают гайку в продольном направлении. Конструкция позволяет снизить потери на трение.

На рис. 2.17, б показана разъёмная гайка 2 с роликами, имеющими неподвижные оси вращения. Рабочая часть каждой полугайки выполнена в виде двух роликов, контактирующих с профилем резьбы винта. Ролики установлены на радиально-упорные подшипники. Соединение двух полугаек посредством пружин позволяет получить различный осевой натяг, а также обеспечить плавную передачу момента вращения.

На рис. 2.17, в показана простая конструкция винта, которым является ролик-сатсллит, совершающий планетарное движение. Недостатки механизма: небольшая грузоподъёность, значительная длина гайки (для обеспечения нужного хода), сложность регулировки зазора. Такие механизмы нашли применение в некоторых электроприводах для преобразования вращения в поступательное движение. Достоинством является их компактность - все узлы (включая электродвигатель) компонуются в пределах наружного диаметра гайки.

С целью увеличения КПД и нагрузочной способности были созданы винтовые передачи с резьбовыми роликами (рис. 2.17, г), в которых обеспечивается многоточечный контакт между винтом и роликом. Это уменьшает контактное давление и увеличивает грузоподъёмность передачи при незначительном повышении трения.

Если в механизме заменить шарики роликами, то это увеличит его нагрузочную способность и жёсткость. КПД при этом снижается лишь на 10... 15 %, а иногда и менее.

Роликовинтовые механизмы

Рис. 2.17. Роликовинтовые механизмы: а - шарикоподшипниковый; б-с разъёмной гайкой; в - планетарный; г-с резьбовыми роликами

На рис. 2.18 показано ещё несколько конструкций роликовинтовых механизмов. У механизма, изображенного на рис. 2.18, о профиль резьбы треугольный, ролики 1 цилиндрической формы уложены крестообразно (строго через один). Эта передача имеет одинаковые характеристики при прямом и обратном ходе. При работе неизбежно проскальзывание из-за цилиндрической формы ролика, окружные скорости всех его точек одинаковы, а скорости сопряженных точек винта 3 и гайки 2 различны и зависят от расстояния до оси вращения. Вследствие этого уменьшаются КПД и долговечность работы, так как проскальзывание вызывает повышенное изнашивание винтовых канавок и роликов.

Схемы роликовинтовых механизмов с каналом рециркуляции

Рис. 2.18. Схемы роликовинтовых механизмов с каналом рециркуляции: а-с цилиндрическими роликами: б-с коническими роликами; в-с дисковыми роликами

На рис. 2.18, б показана передача с коническими роликами 3. Передача имеет две цепочки роликов, каждая из которых работает только при движении в одну сторону аналогично шариковинтовой передаче с прямоугольной нарезкой.

Уменьшение радиального размера роликовинтовой передачи привело к созданию силовой передачи с упорным профилем резьбы (рис. 2.18, в), в которой в качестве промежуточных тел использованы диски 1. Они имеют рециркуляционный канал, выполненный в корпусе гайки 2.

Все рассмотренные выше конструкции имеют весьма простую схему, эквивалентную передаче винт - гайка скольжения. Кинематика таких передач однозначно определяется параметром винта р = и частотой вращения.

Планетарные механизмы

Рис. 2.19. Планетарные механизмы

Передачи, показанные на рис. 2.19, имеют сложные кинематические схемы и конструкции. Они получили распространение из-за большой грузоподъёмности, высокого КПД (до 93 %). Эти передачи называют планетарными с резьбовыми роликами. Передача (рис. 2.19, а) состоит из винта /, гайки 4 с многозаходной резьбой и роликов-сателлитов 3, расположенных между винтом и гайкой. Ролики снабжены однозаходной резьбой, имеющей в осевом сечении форму выпуклых дуг окружности с радиусом R (рис. 2.19, в). При такой форме профиля создаётся многоточечный контакт роликов с гайкой и винтом, обеспечивается высокий КПД. В передаче, показанной на рис. 2.19, б, по торцам гайки 4 запрессованы зубчатые венцы 5, зацепляющиеся с зубчатыми венцами на концах роликов. Эти венцы уменьшают проскальзывание в передаче и исключают перекосы осей роликов при работе. При вращении винта ролики обкатываются по резьбовой поверхности гайки. Резьбы ролика, винта и гайки имеют одинаковый шаг. Углы подъёма резьбы роликов и гайки одинаковы (в этом случае ролики не будут вывинчиваться из гайки), однако угол подъема винта может быть иным для создания осевого движения в передаче.

Если для механизма, показанного на рис. 2.19, а, обозначить средние диаметры винта и роликов через dl и с/,, число заходов винта - Zn, шаг резьбы - Р, то осевое перемещение гайки за один оборот винта [39]

где d = di/d1 (знак плюс соответствует одинаковому направлению резьбы винта и ролика). Количество роликов в передаче не может быть произвольным. Угол между двумя роликами у/ определяется из следующих условий. Смещение вдоль оси между профилями резьбы гайки

в сечениях между двумя соседними роликами равно —ZrPy/, где Z, -

2 п

число заходов резьбы гайки; аналогично для винта —2кРц/. Правиль-

2 л

ное положение ролика возможно лишь в том случае, если разность между этими смещениями кратна величине шага Р, т. е.

где к - любое целое число (знак плюс соответствует различному направлению резьбы винта и гайки). Отсюда следует, что

при к = 1

_ 2л-

пип у I у Zr -

Число роликов / =-= Z ± Z , т. е. механизмы с разным направ

ит

лением резьбы винта и гайки имеют большее число роликов, равное Z, + ZB, и являются более грузоподъёмными.

При различном направлении резьбы винта и ролика (дифференциальные передачи) ход гайки за оборот винта может быть очень мал (0,2...0,6) мм, но такие передачи менее точны, т. к. имеет место некоторое проскальзывание винта.

Планетарные передачи с резьбовыми роликами могут быть с регулируемым натягом.

Основные достоинства двухчервячных передач - сравнительная простота изготовления и высокий КПД при наличии самоторможения (рис. 2.20). Существенным недостатком передач является небольшая грузоподъёмность. Объясняется это малой поверхностью контакта (вследствие чего возникают весьма значительные контактные давления) и тем, что распорные усилия во время обратного хода достигают очень больших величин и действуют эксцентрично, создавая момент, дополнительно нагружающий подшипники. Поэтому при конструировании двухчервячных передач оси червяков и подшипники выбирают достаточно крупных размеров. Обеспечение прочности и жёсткости для таких передач необходимо для сохранения расчётных характеристик, чувствительных к малейшему изменению углов между осями. Вследствие этого монтаж таких передач представляет определённые трудности.

Двухчервячный механизм

Рис. 2.20. Двухчервячный механизм

При выборе параметров двухчервячных передач необходимо учитывать нестабильность коэффициентов (углов) трения. К тому же трение зависит от скорости скольжения фрикционных пар.

Волновые винтовые передачи изобретены сравнительно недавно, но область их применения расширяется с каждым годом. Если первые схемы представляли зубчатую передачу, у которой вращательное движение ведущего звена преобразовывалось во вращательное движение ведомого, то позже - винтовую пару для преобразования вращения в поступательное движение. Основное достоинство волновых передач - высокая степень редукции и возможность передавать движение через непроницаемую оболочку, полностью исключая контакт двух сред, разделённых этой оболочкой.

Волновая винтовая передача

Рис. 2.21. Волновая винтовая передача: а - общий вид; б - вариант исполнения гибкого элемента

Кинематическая схема винтовой волновой передачи показана на рис. 2.21, а. Эта передача отличается от обычной наличием гибкого звена 3 и специального звена (генератора волн) 1, обеспечивающего деформацию гибкого звена. Во время работы передачи в зависимости от конструкции генератора возникают либо две зоны зацепления, либо три.

В рассматриваемом механизме генератор / расположен снаружи гайки. Винт 4 и гибкая гайка 3 с резьбовыми канавками, расположенная на внутренней поверхности гибкой трубы 2, имеют разные средние диаметры резьбы при одном и том же шаге. Генератор эллиптической формы при вращении деформирует гайку, вводя сё на некотором участке в контакт с винтом (в пределах угла у).

Скорость и направление движения винта зависят от скорости и направления вращения генератора, а также от параметров резьбы винта и гайки. Направление резьбы может быть различным либо одинаковым. Возможно исполнение гайки с кольцевыми канавками (резьба с нулевым углом подъёма), но в этом случае необходимо, чтобы число заходов винта было равно или кратно числу волн генератора.

Обозначив ход винта и гайки, соответственно, через /?4 и Л3, за один оборот генератора перемещение винта в осевом направлении составит величину /?4±/г3 (знак плюс при разном направлении резьбы, а минус - при одинаковом). Если гайка выполнена с кольцевыми канавками, то /г3 = 0.

Волновая винтовая передача может быть применена для редуцирования вращения ведущего звена. Для этого винту 4 нужно дать возможность вращаться, предотвратив осевое движение.

При интенсивной работе волновой винтовой передачи возможен нагрев. Для таких режимов целесообразно принудительное охлаждение. С целью увеличения гибкости гайки 3 можно на выступах её резьбы выполнить продольные прорези Б (рис. 2.21, б), равноотстоящие друг от друга. При этом уменьшаются затраты энергии на деформацию гибкого элемента, уменьшается тепловыделение в зоне контакта, увеличивается КПД и долговечность передачи. Недостаток конструкции - малая нагрузочная способность передачи.

Волновая винтовая передача

Рис. 2.22. Волновая винтовая передача

Устранение основных недостатков предыдущей конструкции достигается в волновой винтовой передаче с промежуточными телами качения (рис. 2.22) [44]. Передача содержит винт I; гибкую гайку, состоящую из цилиндрической обоймы 2 с радиальными отверстиями, оси которых выполнены по винтовой линии с шагом, равным шагу винтовой канавки винта; шарики 3, размещённые в отверстиях обоймы. Генератор 4 установлен в корпусе 5 на подшипниках 6 и является входным звеном передачи; он вращается от привода (не показан). Генератор 4 выполнен в форме втулки, внутренняя цилиндрическая поверхность которой эксцентрична оси винта и создает одну зону зацепления гибкой гайки и винта /. При работе передачи, закрепив корпус от вращения, получим поступательное перемещение винта, при фиксации корпуса от поступательного перемещения он будет вращаться.

Гидростатические передачи позволяют устранить основные недостатки, присущие передачам скольжения винт-гайка (относительно низкая износостойкость и КПД), путём разделения поверхностей резьбы винта и гайки слоем масла, подаваемого под давлением.

Схема гидростатической передачи

Рис. 2.23. Схема гидростатической передачи: а- с одной гайкой; б - с двумя гайками

Схема установки показана на рис. 2.23. Насосом / масло через фильтр 2 подается к дросселям 4 и 5 (с длинными каналами) под постоянным давлением рн, определяемым настройкой предохранительного клапана 3. Пройдя дроссели, масло через отверстия А и Г попадает, соответственно, в карманы Б и В, выполненные на боковых сторонах резьбы гайки, и через зазоры в резьбе и отверстия Д уходит на слив. Карманы Б и В выполнены на боковых сторонах резьбы гайки в виде недоходящих до концов резьбы канавок прямоугольного сечения.

При отсутствии осевой нагрузки винт находится в равновесии под действием равных и противоположно направленных сил, создаваемых давлением масла на боковые стороны резьбы. При действии осевой нагрузки зазор меняется. Например, нагрузка действует слева направо - давление в кармане В увеличивается, а в кармане Б уменьшается. Разность давлений уравновешивает действие осевой нагрузки.

На рис. 2.23, б показана схема с двумя гайками, каждая из которых имеет масляный карман только на одной боковой стороне резьбы. Применение двух гаек позволяет получить оптимальный зазор в резьбе за счет регулирования их взаимного положения при сборке передачи (с точностью до 1 мкм).

 
Посмотреть оригинал
< Пред   СОДЕРЖАНИЕ   ОРИГИНАЛ     След >