69. Зубчатые передачи. Классификация. Преимущества и недостатки.

Зубчатая передача – трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару.

Зубчатая передача состоит из двух колес и колеса и рейки с зубьями, посредством которых они сцепляются между собой. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называют шестерней, с большим числом зубьев – колесом.

Достоинства: постоянство передаточного числа и возможность реализации его в широких пределах, компактность по сравнению с фрикционными и ременными передачами, высокий коэффициент полезного действия, долговечность и надежность в работе, простота операций и экономичность изготовления зубчатых колес.

Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа, необходимость высокой точности изготовления и монтажа, незащищенность от перегрузок.

Классификация: В зависимости от расположения валов различают передачи с параллельными, с пересекающимися и перекрещивающимися геометрическими осями.

По форме могут быть цилиндрические, конические, эллиптические, фигурные зубчатые колеса и колеса с неполным числом зубьев.

По форме профилей зубьев различают эвольвентные, циклоидные и круговые передачи, а по форме и расположению зубьев – прямые, косые, шевронные и круговые.

В зависимости от относительного расположения зубчатых колес передачи могут быть с внешним или внутреннем их зацеплением. Для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и наоборот служит реечная передача.

73.Зубчатые передачи. Контактные напряжения и контактная прочность.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев колес на контактную прочность определяют по формуле σHP=(σH lim ZN/SHmin)*ZLZRZVZX, где σH lim – предел контактной выносливости материала колес; SHmin – минимальный коэффициент запаса прочности, ZN–коэффициент долговечности =²*³√NHlim/Nk Допускаемые напряжения следует определять отдельно для шестерни и колеса. Если колеса с прямыми зубьями, расчет ведут по меньшему значению допускаемого напряжения; для косозубых колес и шевронных передач за расчетное напряжение принимают допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле: σHP = 0,45(σHP1 + σHP2), для конических колес с непрямыми зубьями σHP = 0,5(σHP1 + σHP2)

Расчет на прочность : в основу расчета на прочности рабочих поверхностей зубьев колес положена формула Герцена, в которую вводят поправочные коэффициенты, учитывающие геометрию и условия эксплуатации этих передач. Радиусы кривизны поверхностей в сечениях зубьев плоскостью : р1=d1/2sin²βsinα , р2=d2/2sin²βsinα, а приведенный радиус кривизны pпр=d1u/2(u+1)sin²βsinα. Контактное напряжение с учетом экспериментальных данных определяют по формуле σH = 3370√Т1H sinβ/(m)2,4*z1KzKε √(u+1)/d1u, где Т1H = Т1 KHβKHν , Kz – коэффициент числа зубьев, Kε – коэффициент учитывающий коэффициент перекрытия.

Диаметр делительной окружности шестерни: d1 = 590 ³√ Т1H (u+1)/uψbdσ²HP