Легко убедиться, что величина Д при заданной скорости вращения ведущего вала вариатора равна отношению максимальной скорости вращения его ведомого вала к минимальной. Вариаторы приме­няются для плавного регулирования угловой скорости вала рабо­чей машины.

При изменении величины угловой скорости вращательного движения происходит изменение величины вращающего момента М. Действительно, обозначая индексом «Ь величины, относя­щиеся к ведущему валу, а индексом «2» — к ведомому, будем

иметь

(I)

A'i/co,

Таким образом, относительное увеличение вращающего мо­мента равно произведению величины к. п. д. передачи на пере­даточное число i.

ш,

Передача может быть многоступенчатой, т. е. состоять из последовательно соединенных простых передаточных механиз­мов — ступеней передачи. Если обозначить передаточные числа отдельных ступеней n-ступенчатой передачи гь i2, in, .-¦> in, а к. п. д, —th, i]2, Лз> ••¦¦> Ля» то Для передаточного числа «-сту­пенчатой передачи ц„) и ее к. п. д. г\{п) можно получить простые выражения:

(О,

(2)

Щ

л/.

• Inl

Л',

¦V,

(3)

Передачи вращательного движения подразделяются на пере" дачи трением и передачи зацеплением. Во-первых движение пере­дается силами нормального давления между специальными эле­ментами кинематических звеньев благодаря зацеплению между ними (зубчатые, червячные и цепные передачи), во вторых — благодаря трению между соприкасающимися кинематическими звеньями (фрикционные и ременные передачи). При этом как в передачах зацеплением, так и в передачах трением движение может передаваться путем непосредственного контакта между ве­дущим и ведомым звеньями (фрикционные, зубчатые, червячные передачи) либо с помощью промежуточного звена (цепные и рс-енные передачи).

Зубчатые передачи. Наиболее распространенными являются зубчатые передачи (рис. 12, а, б, г, д, е), состоящие из двух зуб­чатых колес, сцепленных между собой.

38

Рис, 12.

Достоинствами зубчатых передач являются постоянство пере­даточного числа, возможность применения в широком диапазоне нагрузок и скоростей, высокий к, п. д. (не менее 99 % при хоро­шей смазке), относительно малые нагрузки на валы, компакт­ность, надежность и долговечность. К недостаткам зубчатых передач относятся шум в процессе работы (особенно при неточном изготовлении), невозможность плавного изменения передаточного числа, относительная сложность изготовления.

Зубчатые передачи, применяемые для передачи вращения ме­наду параллельными валами, называются цилиндрическими

39(рис. 12, д, б, г), между пересекающимися — коническими (рис. 12, д, е), между скрещивающимися — винтовыми. Различают цилиндрические передачи с внешним зацеплением (рис. 12, а, б), изменяющие направление вращения на противоположное, и с вну­тренним зацеплением (рис. 12, г), сохраняющие направление вращения. По расположению зубьев передачи и колеса бывают прямозубые (рис. 12, а, г, д), косозубые (рис. 12, б), шевронные и с криволинейными зубьями (рис. 12, е).

При вращении ведущего колеса его зубья входят в зацепление с зубьями ведомого колеса и перемещают их, приводя ведомое колесо во вращательное движение. За время, в течение которого ведущее колесо поворачивается на один зуб, т. е. на угол, при­ходящийся на один зуб, ведомое колесо также поворачивается на один зуб. Если обозначить число зубьев ведущего и ведомого колес соответственно zx и г2, то ведущий вал повернется на угол

¦z> . Отсюда следует, что

т. е. передаточное число i связано с числом зубьев колес соотно­шением

(4)

На рис. 12, з изображено зацепление двух цилиндрических колес в положении, когда прямая, соединяющая их осп, проходит через место контакта зубьев (полюс зацепления Р). При вращении колес боковые поверхности их зубьев скользят одна по другой, а область контакта перемещается. Боковые поверхности зубьев очерчены по профилю, обеспечивающему постоянство передаточ­ного числа. В отечественном машиностроении рабочая часть зуба имеет эвольвентнь!Й профиль. Окружности с радиусами ОгР и О2Р (рис. 12, з), называемые начальными, при вращении зубча­тых колес катятся одна по другой без скольжения. Из равенства угловых скоростей этих окружностей следует, что

измеренное по дуге начальной окружности, называется шагом зацепления t:

(6)

Отсюда, исходя из формул (4) и (5):

т. е. шаги колес, находящихся в зацеплении, равны. Как следует из выражений (6), диаметры начальных окружностей несоизме­римы с шагом зацепления, поскольку в формулы входит ирра­циональное число я. Для удобства определения размеров зубчатых колес и возможности их измерения в качестве основного расчет­ного параметра была принята величина в я раз меньшая, чем шаг i. Она называется модулем зубчатого зацепления и обозна­чается буквой т. Значение модуля нормировано ГОСТом и выра­жается в мм.

Модули колес зубчатой передачи равны между собой. Все остальные параметры зацепления выражаются через модуль:

D = пи; h — 2,25т,

высота головки зуба hx = т, высота ножек зуба h2 = 1,25m. Шаг зацепления t = nm. Толщина зуба обычно выбирается в пре­делах (6—25) т.

Наименьшее число зубьев, необходимое для нормальной работы зацепления, зависит от передаточного числа i и обычно равно 13—17. Практически число зубьев меньшего колеса берется ~2G—30; с ростом числа зубьев плавность и надежность передачи возрастают.

Величина модуля цилиндрических прямозубых колес открытой передачи определяется из расчета зубьев на прочность при изгибе по формуле

U,b40)2

(5где &>! — угловая скорость ведущего колеса, to2 — угловая ско­рость ведомого колеса; Dlr D.2 — соответственно диаметры началь­ных окружностей ведущего и ведомого колес.

Расстояние между окружностями, проведенными по выступам и впадинам зубьев, называется высотой зуба h. Начальная окруж­ность делит зуб на две части — ножку и головку. Расстояние между одноименными точками профилей соседних зубьев колесу,

40

где т — величина модуля; AfBp — вращающий момент; г — число зубьев; [о |ия — допускаемое напряжение изгиба (определяется по табл. 4 приложения); \рп1 — отношение длины зуба к модулю; выбирается в пределах 6—S для необработанных и 10—15 для обработанных зубьев; у — коэффициент формы зуба (определяется по табл. 5 приложения).

Большее из полученных значений модулей зубчатых колес .округляется до ближайшего стандартного значения.

Расчет закрытых передач ведется на контактную прочность зубьев. Для цилиндрических прямозубых передач с внешним за­цеплением расчетная формула имеет вид

где А — межцентровое расстояние (расстояние между геометри* ческими осями колес); / — передаточное число;