44. Проектный расчет. Определение межосевого расстояния для эвольвентного зацепления.

Эвольвентное зацепление и его свойства.

В зубчатой передаче контактирующие элементы двух профилей выполняются по эвольвентам окружности и образуют, так называемое эвольвентное зацепление. Это зацепление обладает рядом полезных свойств, которые и определяют широкое распространение эвольвентных зубчатых передач в современном машиностроении. Рассмотрим эти свойства. 1) Передаточное отношение эвольвентного зацепления определяется только отношением радиусов основных окружностей и является величиной постоянной.

U(12) =w1/w2 =r(w2)/r(w1) = (r (b2) *cosA(w) ) / (r (b1) *cosA(w) ) = r(b2) /r(b1) =cost ;

2) При изменении межосевого расстояния в эвольвентном зацеплении его передаточное отношение не изменяется. U’(12) =w1/w2 =r’(w2) /r’(w1) = (r (b2) *cosA’ (w) ) / (r (b1) *cosA’ (w) ) = r(b2) /r(b1) =cost ; U’(12) = U(12) = r(b2) /r(b1) = cost ; 3) При изменении межосевого расстояния в эаольвентном зацеплении величина произведения межосевого расстояния на косинус угла зацепления не изменяется.

r (b1)+ r (b2) = (r (w1) *cosA(w) ) / (r (w2) *cosA(w) =A(w) *cosA(w) ;

r(b1)+ r(b2) =r’ (w1) *cosA’ (w) / r’ (w2) *cosA’ (w) =A’ (w) *cosA’ (w) ;

A(w) *cosA(w) =A’ (w) *cosA’ (w) =const.

56.Подбор подшипников качения.

Методика выбора состоит из пяти этапов:

1. Вычисляется требуемая долговечность подшипника исходя из частоты вращения и заданного заказчиком срока службы машины.

2. По найденным ранее реакциям опор выбирается тип подшипника (радиальный, радиально-упорный, упорно-радиальный или упорный), из справочника находятся коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х, У.

3.Рассчитывается эквивалентная динамическая нагрузка.

4.Определяется требуемая грузоподъёмность  C = P*L(1/α).

5. По каталогу, исходя из требуемой грузоподъёмности, выбирается конкретный типоразмер подшипника, причём должны выполняться два условия: -грузоподъёмность по каталогу  не менее требуемой;-внутренний диаметр подшипника  не менее диаметра вала.

Подшипники выбирают по статической грузоподъемности, если они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении. Проверку на статическую грузоподъемность проводят также для подшипников, работающих при частоте вращения более 10 мин-1 и нагруженных резко переменной нагрузкой. При расчете на статическую грузоподъемность проверяют, будет ли внешняя радиальная Fr или осевая Fa нагрузка превосходить базовую статическую грузоподъемность, указанную в каталоге: F(r) < = C(0r) или F(a) < = C(0a)

45.Расчет цилиндрических передач с косозубыми и шевронными колесами.Параметры косозубых колес.В косозубых цилиндрических колесах оси зубьев составляют некоторый угол β с осью колеса. Косозубые передачи обладают рядом достоинств: благодаря наличию угла наклона β зубья вступают в зацепление постепенно, что обеспечивает более равномерную и плавную работу. Косозубые передачи позволяют подобрать при заданном межосевом расстоянии за счет изменения угла наклона β пару колес со стандартным модулем.К недостаткам косозубых передач следует отнести более сложное изготовление колес и появление дополнительного осевого усилия. Для устранения осевого усилия можно применять шевронные зубчатые колеса. Различают торцовое сечение в плоскости t-t вращения колеса и нормальное n-n – в плоскости, перпендикулярной направлению зуба. Параметры, определяющие размеры косозубых колес в обоих сечениях, не одинаковы: параметрам в торцовом сечении – t, в нормальном – n. Размеры косозубого колеса через стандартный модуль следующие: делительный диаметр d = (mnz)/cosβ; диаметр выступов зубьев da = d + 2mn; диаметр впадин df = d – (2 + 2c*)mn; длина зуба b = (3 … 15)mn; ширина венца колеса b' = bcosβ.