20). Конструкция зубч (шлицевых) соединений и критерии их работоспособности.

В шлицевом соединении профиль сечения зубьев имеет прямоугольную, эвольвентную или треугольную форму. Последние мало распространены. Зубья получаются с помощью протягивания и долбления.

Прямозубая Эвольвентная

Прямозубые выполняют с центрированием по боковых граням , по наружному и внутреннему диаметру. Эвольвентная предпочтительна при больших диаметрах валов, когда при нарезании зубьев на валу и в отверстии используются весьма совершенные технологические способы, применяемые для зубчатых колес.

Критерии работоспособности:1)Сопротивление рабочих поверхностей смятию; 2) Сопротивление изнашиванию от фретинг-коррозии( это коррозионно-механическое изнашивание при малых относительных колебательных перемещ соприк поверхностей.

21). Проверка шлицевого соединения по напряжениям смятия.

Если шлицевое соединение нагружено только вращающим моментом, то проверку прочности осуществляют по напряжениям смятия.

σ_см = 2Т/[k₃·z·d_ср·l]≤ [σ_см] где Т – номинальный вращающий момент (наибольший из длительно действующих); k_з = 0,7…0,8 – коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям; f – размер фаски; z – число зубьев; d_cp–средний диаметр соединения d_cp 0,5D d; h – рабочая высота зуба: h 0.5Dd2f l – рабочая длина зубьев.

Для эвольвентных зубьев: _{h m;} d_cp zm_{; m – модуль зубьев.} Допускаемое напряжение смятия выбирается по таблицам.

22). Типы механических передач, их значение и характеристики.

Механич передачей называ механизм, который служит задаче согласования режима работы двигателя с режимом работы исполнительных органов рабочей машины.

Механические передачи делятся на две подгруппы: передачи, основанные на использовании зацепления (зубчатые, червячные, цепные, винтовые и др.), и передачи, основанные на использовании трения (ременные, фрикционные).

В каждой передаче можно указать два основных вала: входной и выходной– их еще назыв ведущим и ведомым. Если передача многоступ, то в ней еще им промежуте валы.

P1, P2– мощность на входе и на выходе передачи соответственно (Вт); n1, n2– быстроходность, выраж либо частотой вращения валов, либо угловыми скоростями.

Мощность и быстроходность –необходимы для проектного расчета любой передачи. Они являются основными характеристиками передач. Произвольные характеристики, получаемые из основных: 1). Коэффициент полезного действия (КПД) η= P2/ P1= 1- (Р1-Р2)/Р2 <1. 2). Передаточное отношение i = n1/n2 = ω1/ω2,

- при i >1– передача понижающая, или редуктор.

- при i<1– передача повышающая, или мультипликатор.

23). Осн геом параметры зубчатых передач. Как они между собой связаны.

Шестерня – это меньшее из пары зубчатых колес.

Колесо – большее из пары зубчатых колес.

Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса индекс 2. Кроме того, индексы:w – к начальной поверхности или окружности;b – к основной поверхнили окружности;a – к поверхности или окружности вершин и головок зубьев;

f – к поверхности или окружности впадин и ножек зубьев.z1 и z2 – число зубьев шестерни и колеса;P – делитокружной шаг зубьев;Pb=P cosα – основной окружной шаг;α – угол профиля делительный (угол профиля исходного контура), α=20º;

αw – угол зацепления или угол профиля начальный cosαw= a cosα/ aw, m = P/π – окружной модуль зубьев. Значения модулей стандартизованы d = m z – делительный диаметр – диаметр окружности, по которой обкатывает инструмент при нарезании зубьев; db= d cos a– основной диаметр dw1 и dw2 – начальные диаметры – диаметры, по которым пара зубчатых колес обкатывается в процессе вращения; Для колес без смещения: h = 2,25m; da = d + 2m; d f= d – 2,5m;hГ =1m; hH =1,25m,где h ,hГ , hН – высота зуба, высота головки и высота ножки зуба П – полюс зацепления.

z2/z1 = u–передаточное число. Отношение большего числа зубьев к меньшему числу независимо от того, как передается движение.