19.Расчет шпоночных соединений

Шпонку рассчитывают, как наиболее слабую деталь в соединении

Рассчитывают:

1. На смятие

2. На срез

На смятие:

A_см – площадь смятия

F – окружная сила передаваемая шпонкой

Условие прочности на срез:

А_ср – площадь среза

20. Общие сведения о передачах. Основные геометрические параметры прямозубых цилиндрических передач.

Достоинства: простота в изготовлении.

Недостатки: зубья входят в зацепление сразу по всей длине, что при больших скоростях приводит к ударным нагрузкам и шуму при работе.

Самые капризные на валу – подшипники (оси не выдерживают ударных нагрузок. Поэтому прямозубые передачи применяют и при небольших скоростях.

Передаточное число: , где n1,n2 – частота вращения валов шестерни и колеса; w1,w2 – угловая скорость валов; d1,d2 – делительные диаметры шестерни и колеса; z1,z2 – число зубье шестерни и колеса.

Параметры, определяющие размеры зубчатых колес:

Шаг (Р) – это расстояние между одноименными точками двух соседних зубьев.

Модуль (m) – это величина в π раз меньше шага и это часть делительного диаметра, приходящаяся на один зуб.

В прямозубых модуль единственный (он нормальный).

- делительный диаметр шестерни ( - число зубьев шестерни)

– высота головки зуба

– высота ножки зуба

– высота зуба

– диаметр вершин зубьев шестерни

– диаметр впадин зубьев шестерни

– межосевое расстояние

21. Особенности геометрии косозубых и шевронных передач.

Косозубые передачи:

Зубья входят в зацепление постепенно, а не сразу по всей длине, как в прямозубой передаче, что снижает ударные нагрузки, шум и повышает нагрузочную способность.

Шаг измеряется в двух направлениях: нормальном (нормальный шаг P_n) и окружном (окружной шаг P_t).

М одули: ; ; .

- делительный диаметр шестерни ( - число зубьев шестерни)

– высота головки зуба

– высота ножки зуба

– высота зуба

– диаметр вершин зубьев шестерни

– диаметр впадин зубьев шестерни

Шевронные передачи:

Достоинства: большая бесшумность (плавность) работы, отсутствие осевых нагрузок, угол наклона зубьев β = 25…40º.

Недостатки: сложность в изготовлении, высокая стоимость изготовления.

Шевронные колеса – сдвоенные косозубые колеса, выполненные как одно целое. Каждая половинка шевронного колеса выполнена со встречным углом наклона β.

Могут быть с раздвижкой и без нее. Раздвижка делается для выхода червячной фрезы. Величина раздвижки зависит от модуля m.

Ведущий вал у шевронок делают «плавающим», т.к. он длжен иметь возможность небольшого осевого смещения для входа (самоустановки полушевронок друг к другу).

22. Геометрия конического зацепления

Особенность геометрии конич. колес закл. в том, что размеры зубьев на боковых поверх-ях конусов (толщина и высота) по мере приближ. к вершине конуса уменьшаются, соответ-но изменяется шаг и модуль зацеп-ия, делительный диаметр вершин и впадин зубьев.

23. Силы, действующие в зацеплении цилиндрических прямозубых и косозубых передачах

Прямозубая

)

Окр. сила шестерни всегда направлена по касат. пов-ти зацепления в сторону противоположную направлению.

Радиальное усилие всегда направл. по радиусу к центру зуб. колес.

Косозубая

)

Наличие в зацеплении - основной (существенный) недостаток КЦП.

24. Силы, действующие в коническом прямозубом зацеплении

Ft1=Ft2=2T/d

Действуют окружная (от полюса к центру колеса), Fr1=Fa2=Fttgαcosβ1

радиальная (радиальное усиление направлено к центру шестерни и равно осевому усилию на колесе, направленном другую сторону), Fr1=Fttgαsinβ1

осевая (осевые силы направленны параллельно оси валов от вершин конусов, шестерня направлена влево, а колёса вниз) силы.

25. Расчёт прямозубых цилиндрических передач по контактным напряжениям

U = n1/n2=w1/w2=d2/d1=z2/z1 (передаточное число)

n – частота вращения валов

w – угловая скорость валов

d – делительный диаметр шестерни и колеса

z – число зубьев шестерни и колеса

Межосевое расстояние: Aw=(d1=d2)/2=(mz1+mz2)/2=(d1+ud1)/2=d1(1+u)/2

Окружная сила шестерни: Ftn=2Tn/dn

Радиальное усилие: Frn=Ft*(tgα/cosβ)

α – угол зацепления

β – угол наклона зубьев

26. Расчёт прямозубых цилиндрических передач на изгиб?

σ_F – расчетного напряжения изгиба, делаются следующие допущения. 1. Вся нагрузка зацепления прямозубыми колесами передается одной парой зубьев и приложена к вершине зуба (худший случай нагружения) 2. Зуб рассматривается как консольная балка, нагруженная сосредоточенной силой Fn, которая действует под углом к оси зуба. Fn вызывает в сечении зуба напряжения изгиба и сжатия. Для расчетов Fn переносят в т. О (см. рис. 3.4), которая является вершиной параболы, определяющей контур балки равного сопротивления изгибу, точки А и В касания параболой профиля зуба определяют положение опасного сечения зуба на изгиб; 3. Силы трения в зацеплении незначительны, поэтому Fn не отклоняется от своей линии действия, которая лежит на линии зацепления NN; 4. За расчетное принимается напряжение на растянутой стороне зуба, где может образоваться усталостная трещина.

σ_F=Y_FS*Y_β*Y_ε*

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по графикам (см. рис. 3.9) в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес (zV = z/cos3β);

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба: для прямозубых колес Y_β = 1

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Если ε_β ≥ 1, то Yε = 1  , εα = [1,88 – 3,2(1/z1 ± 1/z2)]·cosβ – коэффициент торцового перекрытия; если εβ < 1, то 0,8 0,2 .Y     Для прямозубых колес εβ = 0, а Yε = 1.

K_F – коэффициент расчетной нагрузки при изгибе