32. Критерии работоспособности зубчатых передач. Контроль качества изготовления зубчатых колес.

При передаче крутящего момента в зацеплении кроме нормальной силы Fn действует сила трения Fтр = Fn f, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии.

Р ешающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактное Н и напряжение изгиба F по этим двум напряжениям и ведут расчет зубчатых передач.

Контроль качества зубчатых колес.

Допуски на изготовление цилиндрических зубчатых колес определены ГОСТ 1643 — 81.

Установлено 12 степеней точности зубчатых колес, при чем степени 1 и 2 допусками не регламентируются.

Для каждой степени точности определены нормы кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев. Их можно комбинировать с учетом предусмотренных стандартом правил.

Так, нормы плавности работы могут быть не более чем на две ступени точнее или на одну ступень грубее норм кинематической точности; нормы контакта зубьев могут назначаться любой степени, более точной чем плавности работы.

Во избежание заклинивания в зацеплении должен быть определен гарантированных боковой зазор, регламентированный одним из шести видов сопряжений (Н - нулевой, F - весьма малый, D - малый, С - уменьшенный, В - нормальный, А - увеличенный зазоры).

Кроме вида сопряжений выбирают допуск на боковой зазор из предусмотренных стандартом и обозначают в порядке возрастания его величины буквами h,d, c, b, a, z, y, x.

Обычно сопряжениям H и F соответствует допуск на боковой зазор h, а D, C, B, A — d, c, b, a. Однако можно изменять виды допуска, используя z, y, x.

Допуски на изготовление конических и гипоидных колес определены ГОСТ 1758 — 81.

В нем установлены двенадцать степеней точности колес зубчатых конических передач, обозначенных в порядке убывания точности, при чем для степеней точности 1,2,3 допуски не регламентированы.

Для каждой степени точности зубчатых колес и передач предусмотрены нормы кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев зубчатых колес в передаче. Допускается комбинирование этих норм.

Определены шесть видов сопряжений зубчатых колес в передаче, обозначенных в порядке убывания величины гарантированного бокового зазора буквами - A, B, C, D, E, H.

Предусмотрены пять видов допусков на боковой зазор, обусловленных биением зубчатого венца и обозначенных буквами — a, b, c, d, h.

Рекомендации по выбору степеней точности в зависимости от условий и назначения передачи приведены в таблицах ГОСТа.

33. Критерии работоспособности и расчет ременных передач.

Опыт эксплуатации ременных передач показал, что их работоспособность ограничена тяговой способностью и долговечностью ремня. В первом случае ремень теряет тяговую способность из-за буксования в связи с недостаточной прочностью сцепления ремня со шкивами (ведущий шкив вращается, а ведомый остается неподвижным). В результате буксования ремень нагревается и выходит из строя. Поэтому в отличие от упругого скольжения буксование в ременной передаче недопустимо.

Во втором случае выход из строя ремня связан с усталостным разрушением. Расчет ременной передачи.

Расчет ременной передачи на тяговую способность основан на показателях тяговой способности и долговечности.

Для расчета используют условие работоспособности передачи в форме: , где — удельная окружная сила, называемая полезным напряжением, А — площадь поперечного сечения ремня (комплекта ремней).

Расчет клиноременной передачи сводится к определению требуемого числа ремней по формуле: , где А — площадь сечения одного ремня, — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями в комплекте. Для поликлиновых ремней определяют число ребер ремня по формуле: , где — площадь сечения ремня с 10-ми ребрами.

На практике расчет клиноременной передачи часто выполняют по передаваемой мощности и требуемому числу ремней: , где Р — передаваемая передачей мощность,

[P] — допускаемая мощность на один ремень.

Для плоскоременной передачи расчет сводится к определению ширины ремня по формуле: , где Ср — коэффициент динамичности учитывает режим работы (табулирован в справочной литературе), h — толщина ремня, [ ] — допускаемое напряжение.

Допускаемые напряжения в ремне.

Допускаемые напряжения в ремне находят из условия прочностной надежности _1max  E — максимальное эффективное напряжение, которое ремень выдерживает N_E циклов. На основании экспериментальных исследований кривых усталости ремней определяется так называемая С— константа для каждого типа ремня.

Вводится понятие — число пробего ремня: где v — скорость ремня, м/с; l — длина ремня, м.

Подсчитывается эффективное число циклов за весь срок службы по формуле: , где — число шкивов в передаче.

Определяют максимальное общее напряжение в ремне по формуле: эта зависимость связывает тяговую способность, характеризуемую параметром q или полезной нагрузкой с долгговечностью ремня.

Ременную передачу можно рассчитать и по другим упрощенным методикам, которые учитывают опыт эксплуатации ременных передач. Есть отдельные методики расчета каждого типа ремня ременной передачи, которые также можно использовать в курсовом проектировании.

Геометрические параметры ременной передачи.

Для ограничения напряжения изгиба и минимальное значение диаметра меньшего шкива dmin регламентировано стандартом для каждого типа ремня (см. справочную литературу).

Для клиновых ремней d₁ 1,2 dmin.

У передач с плоским ремнем для меньшего шкива рекомендуют 70 при v = 50 ... 100 м/с.

Минимальное межосевое расстояние:

в плоскоременных передачах а_min= (1,5 ... 2)(d₁+d₂); .

в клиноременной (на основании практики) а_min= 0,55(d₁+d₂)+h;

Максимальное amax по экономическим соображениям (увеличение габаритов и стоимости ремней) и для предотвращения поперечных колебаний ограничивают:

a_max= (1,5 ...2)(d₁+d₂);

Требуемая длина ремня при заданными межосевым расстоянии а и угле обхвата  :

угол обхвата меньшего шкива: