8. Кинематические и силовые соотношения прямозубых эвольвентных зубчатых колес.

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

Введем следующие обозначения: ω₁ и п₁ — угло­вая скорость и частота вращения ведущего вала, ω₂ и п₂ — угловая скорость и частота вращения ведомого вала; D₁ и D₂ - диаметры вращающихся колес v₁ и v₂ — окружные скоро­сти, м/с.

Отношение диаметров ведомого элемента пере­дачи к ведущему называют передаточным числом

u = D₂/D₁. 

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

U=ω₁/ω₂=n₁/n₂=D₂/D₁=z₂/z₁ 

 

Если и> 1, передачу называют понижающей, если и < 1 — повышаю­щей.

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.

U_общ=u₁·u₂·…u_n.

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 Р, — 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 η:

η = Р₂/Р₁. (1.4)

Общий КПД многоступенчатой последовательно соединенной переда­чи определяют по формуле

η_общ=η₁·η₂·…·η_n, (1.5)

где η₁·η₂·…·η_n — КПД, учитывающие потери в отдельных кинематических парах передачи.

9. Виды напряжений, по которым проводится проектировочный и проверочный расчет зубчатых колес.

Из анализа работы зубчатой передачи, очевидно, что зубья под действием нормальной силы и силы трения находятся в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на их работоспособность оказывают контактные напряжения σН и напряжения изгиба σF, изменяющиеся по некоторому прерывистому циклу. Переменные контактные напряжения и трение профилей вызывают повреждения рабочих поверхностей зубьев, что учитывается при расчете на усталость по контактным напряжениям повышением твердости поверхностей зубьев и степени их точности. Напряжения изгиба являются причиной поломки зубьев. Усталостные поломки могут быть предупреждены правильным расчетом на усталость по напряжениям изгиба, поломки от перегрузок — защитой передачи от случайных неучтенных при расчете перегрузок.

10. Общие сведения о косозубых цилиндрических зубчатых передачах.

Косозубые зубчатые передачи, как и прямозубые, предназначены для передачи вращательного момента между параллельными валами. У косозубых колес оси зубьев располагаются не по образующей делитель­ного цилиндра, а по винтовой линии, составляющей с образующей угол β . Угол наклона зубьев 𝛽принимают равным 818°, он одинаков для обоих колес, но на одном из сопряженных колес зубья наклонены вправо, а на другом влево. При окружных скоростях v > 2 м/с целесообразно применять косозубые колеса, так как при больших скоростях прямозубые цилиндрические колеса работают удовлетворительно лишь при высокой точности изготовления. Передаточное число для одной пары колес может бытьu12. В прямозубых передачах линия контакта параллельна оси, а в косозубых расположена по диа­гонали на поверхности зуба (контакт в прямозубых передачах осуществляется вдоль всей длины зуба, а в косозубых — сначала в точке увеличивается до пря­мой, «диагонально» захватывающей зуб, и постепен­но уменьшается до точки).

Достоинства косозубых передач по сравнению с прямозубыми:

- уменьшение шума при работе;

- меньшие габаритные размеры;

- высокая плавность зацепления;

- большая нагрузочная способность;

- значительно меньшие дополнительные дина­мические нагрузки.

Это объясняется большой суммарной длиной контактных линий находящихся в зацеплении колес. За счет наклона зуба в зацеплении косозубой передачи появляется осевая сила.

Направление осевой силы зависит от на­правления вращения колеса , на­правления винтовой линии зуба, а также от того, каким является колесо — ведущим или ведомым. Осевая сила дополнительно нагру­жает валы и опоры, что является недостатком косозубых передач. Для того чтобы исключить недостаток косозубых передач (осевую силуF_а) и сохранить их преимущества, применяют шевронные передачи.

Шевронные зубчатые колеса пред­ставляют собой разновидность косозубых колес