24). Коэффициент торцевого перекрытия. Его рекомендуемые значения для прямозубых и косозубых передач.

Коэффициент торцевого перекрытия ε_а. ε_а= g_a/P_b , где g_a – длинная активной части линии зацепления, P_b – основной окружной шаг. По условию непрерывности зацепления и плавности хода _{прямозубой передачи рекомендуется обеспечить условие} 1,2_. Точная формула расчета коэффициента εα громоздкая, поэтому используются эмпирические формулы: εα= 1,88 – 3,2(1/z1±1/z2) – для прямозубых цилиндрических колес без смещения и z₁  17. Знак «–»для внутреннего зацепления. Знак «+» для внешнего зацепления.

25). Понятия о степенях точности зубчатых передач и их влияние на качественные характеристики передач.

Качество передачи связано с ошибками изготовления зубчатых колес и деталей ( корпусов, подшипников и валов), определяющие их взаимное расположение. Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются: 1). Ошибки шага и профиля зубьев. Нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи.

40). Какие формы непрямых зубьев применяются в конических передачах.

Наибольшее распространение получили колеса с косыми или тангенциальными зубьями и колеса с круговыми зубьями.

Тангенциальный зуб направлен по касательной к некоторой воображаемой окружности радиусом «е» и составляет с инструмент при нарезании зубьев. Угол

образующей конуса угол βп . Круговой зуб располагается по дуге «а», по которой движется окружности наклона зуба переменный.

41). Какие потери определяют кпд зубчатой передачи.

КПД зубчатой передачи η= P2/ P1= 1- (Р1-Р2)/Р2=1- Рr/2 <1;;

где Р1 и Р2 – мощности на входе и на выходе; Рr – мощность, потерянная в передаче. Рr=Pз+Pп+Рг. Рз,Рп,Рг – мощности, потерянные на трение в зацепление, трение в подшипниках, разбрызгивание и перемешивание масла. Ψп=Рп/Р1 – коэффициент пореть в подшипниках; Ψг=Рг/Р1 – коэффициент гидравлических потерь.

η= 1- (Ψз+ Ψп+ Ψг) . Потери в зацеплении составляют обычно главную часть потерь передачи. Значение Ψз можно записать так Ψз= 2,3f(1/z1 ±1/z2/), где f – коэффициент трения в зацеплении, «+» - для наружного, « - » - для внутреннего зацепления.

42). Какие материалы и виды термообработки применяют для повышения прочности и долговечности зубчатых передач. От каких характеристик зависят в основном выносливость и допускаемые контактные напряжения в зубчатых передачах. При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев и сопротивление заеданиям. Основными материалами служат, термически обрабатываемые стали, такие как сталь 45, сталь 40Х, сталь 40ХН, сталь 20Х и др. В зависимости от твердости (или термообработки) все стальные зубчатые колеса делятся на две основные группы:

1).твердостью до 350 НВ (37 HRC) – позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки.(НОРМАЛИЗОВАННЫЕ И УЛУЧШЕННЫЕ).При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций ( шлифовка, притирки и др.)При твердости менее 350 НВ обеспечили ему широкое распространение в условиях единичного и мелкосерийного производства.

2).твердостью более 350 HB. материалов из-за высокой твердости использует

единицы Роквелла – HRC. Специальные виды термообработки (объемная закалка, закалка т.в.ч, цементация, азотирование и др) НRC до 50…60 (≤ 500…650 HB). Позволяет увеличить контактное напряжение до 2х раз и нагрузочную способность до 4х раз. Возрастает так же износостойкость и стойкость против заедания.

Виды термической обработки: 1). Объемная закалка;2). Поверхностная закалка (токами высокой частоты т.в.ч); 3).Цементация; 4).Нитроцементация; 5). Азотирование.

Пределом выносливости называется наибольшее напряжение, при котором материал в состоянии выдержать неограниченно большое число циклов.( σН0)

Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:

[σ_{Н] = (}σ_Н0/ S_H)· K_HL,где σ_Н0 – предел контактной выносливости, МПа; S_H – коэффициент безопасности; K_HL – коэффициент долговечности. Значения предела контактной выносливости σН0 определяют по кривой усталости.