6) Понятие об эквивалентном колисе косозубой передачи

Прочность зуба определяет его размеры и форму в нормальном сечении. прочность косого зуба опред. через параметры эквивал. прямозуб колеса.

С=d/2*l=d/2* cos

r_v=l²/C= 2*d²/4*cos²*d =d/2*cos² - радиус кривизны

Прямозубое колесо эквивалентное косозубому будет иметь диаметр d_v=2*K= d/cos², d_v=Z_v* m_n

d=(Z_v* m_n)/cos, Z_v= d_v/m=d/ m_n*cos²=( Z* m_n)/ m_n*cos³= = Z/cos³ - число зубьев эквив. колеса

14) Конические зубчатые передачи. Геометрия

Применяются в передачах у которых оси валов пересекаются под углом обычно в 90⁰ (вертикальной и горизонтальной плоскости). Передачи сложнее в изготовление и конструкции в отл. от цилиндрических. Отличие одно коническое колесо расположено консольно, при этом возрастает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. В конич. заципление действует осевая сила, которая усложняет конструкцию опор это приводит к снижению нагрузочной способности передачи.

δ₁,δ₂ – углы делительных конусов

dl₁,dl₂ – внешние диаметры

dm₁,dm₂ – средние диаметры шестерни и колеса

OA – образующая цилиндра

U=n₁/n₂= Z2/ Z1= T2/T1*= cosδ₁/ cosδ₂

U= dl₁/ dl₂= R2/ R1= OA*sinδ₁/ OA*sinδ₂

U=tgδ₂

Геометрия

m_l – внешний окружной модуль

d1= m* Z1

d1= m_L* Z1- прямозубая

dl₂= m_tL* Z1 – косозубая

15) Силы действующие в конической прямозубой передаче.

Усилия определяются по размерам средних размеров зубьев.

Fа - осевая, F_t – окружная, F_r’– радиальная на среднем диаметре, F_r– радиальная, F_n - нормальная

dm₁ – средний диаметр шестерни, Т – момент.

F_r’=F_ttg ; Fа= F_r’cosδ₂= F_t tg  cosδ₂;

F_r = F_r’cosδ₁= F_t tg  cosδ₁;

F_t – для шестерни против хода вращения, для колеса по ходу

F_r– по радиусу к центру окружности.

Fа= F_r1

Fа₁= F_r2

16) Конические с круговыми зубьями. Расчет на прочность.

Менее чувствительны к нарушению точности расположения колес, проще изготовление, прочность в 2 раза выше и на 40-60% выше нагрузочная способность чем у прямозубых.

F_t = 2*T/Dm – окружная сила

F_r=(F_t/cos)*(tg * cos δ₁+sin* sin) – радиальная сила

Fа=(F_t/cos)*(tg * cos δ₁+sin* sin) – осевая сила

Проверка по контактным напряж.

Проверка по напряж. изгиба

28 Цепные передачи. их +и -

Состоит из ведущей и ведомой звездочек и охватываемой цепи. Применяются с двумя или несколькими звездочками. Цепные передачи применяют при: 1. средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней 2. жестких требованиях к габаритам

3. необходимости работы без проскальзывания. Достоинства: возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний; габариты, меньшие, чем у ременной передачи; отсутствие проскальзывания;

высокий КПД; малые силы, действующие на валы, т.е. нет необходимости в предварительном натяжении. Недостатки: работает в условиях отсутствия жидкостного трения;

– требует большой степени точности установки валов, чем у ременных передач, регулировки, смазывания; неравномерность хода цепи, что приводит к циклическим нагрузкам и колебанию передаточного отношения.

Различают приводные и тяговые цепи. К тяговым относятся пластинчатые и круглозвенные. К приводным цепям относятся роликовые, зубчатые, втулочные.

Роликовые цепи

ПРЛ – роликовые однорядные цепи нормальной точности; ПР – роликовые цепи повышенной точности; ПРД – роликовые длиннозвенные цепи (с удвоенным шагом, поэтому легче и дешевле, применяются при малых скоростях); ПВ – втулочные (не имеют роликов, поэтому дешевле и меньше габариты); ПРИ – роликовые цепи с изогнутыми пластинами (при больших динамических нагрузках) ./ Состоят из внутренних и наружных пластин, шарнирно соединенных с помощью валиков и втулок. Бывают однорядные и многорядные. Многорядные применяют при повышенных нагрузках и скоростях с целью уменьшения шага цепи. Трение-скольжение между звездочкой и цепью заменяют трением –качения.

Зубчатые цепи

Достоинства: меньший шум, чем у остальных; повышенная кинематическая точность.

Недостатки: тяжелые; дорогие; сложные в изготовлении

29Подбор цепей.Силы в цепной передачи.

В быстроходных передачах при больших мощностях рекомендуют цепи малого шага: зубчатые большой ширины или роликовые многорядные. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность

но сильней удар звена о зуб в момент набегания на звездочку.

Силы в ветвях цепи. 1. Окружная сила Ft, Н, передаваемая цепью

где d — делительный диаметр звездочки, мм; Т — в Н.м.

2. Натяжение цепи от центробежных сил

, Сила Fv нагружает звенья цепи по всему ее контуру, но звездочками не воспринимается.

3. Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви

где kf — коэффициент провисания, q — масса 1 м цепи, кг/м; a — межосевое расстояние, м; g = 9,81 м/с2

4. Натяжение ведущей ветви цепи работающей передачи

30 Валы и оси

Валы предназначены для:

1) поддержания вращающихся деталей

2) для передачи вращающегося момента

3) восприятия изгибающих нагрузок и кручения. Оси: 1) не передают полезного вращающегося момента; 2) воспринимают только изгибающий момент.

Составные части вала

Контактирующую часть вала с корпусом или насаженными деталями называют цапфой.

Цапфу, расположенную на конце вала называют шип. Промежуточная часть вала называтся шейкой. Шип, передающий осевые нагрузки называют пятой.

Классификация валов и осей

По назначению: валы передач; коренные валы машин (несущие). По геометрической форме: прямые ; коленчатые; гибкие

По форме и конструктивным признакам прямые валы и оси бывают: постоянного диаметра; ступенчатые. Также могут быть сплошными и полыми.

Закрепление дет., устанавливаем. на валу

Закрепление деталей на валах производится в осевом и тангенсальном направлениях.

Закрепление в тангенсальном направлении необходимо для передачи вращающегося момента. Производится шпонками, шлицами, штифтами, посадками с натягом. Для закрепления в осевом направлении используются конструктивные элементы балок – заплечики, буртики, а также втулки, штифты, установочные кольца, стопорные шайбы.

Расчет на кручение. проектировочный расчет вала производят условно только на кручение, а влияние изгиба, концентрации напряжений и характера нагрузки на прочность вала компенсируют понижением допускаемых напряжений на

кручение [τ]к . При проектировочном расчете обычно определяют диаметр выходного конца, а для промежуточного вала — диаметр под колесом. Диаметры других участков вала назначают при разработке конструкции с учетом технологии изготовления и сборки. Диаметр расчетного сечения вала: где Мк — крутящий момент, Мк = Т, Н.м; [τ]_к — допускаемое напряжение на кручение, Н/мм2./ Оси работают как поддерживающие детали и поэтому нагружены только изгибающими нагрузками. Действием растягивающих и сжимающих сил пренебрегают. Проектировочный расчет осей на статическую прочность выполняют аналогично расчету балок с шарнирными опорами обычными методами сопромата.