Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
DM_shpory.doc
Скачиваний:
1
Добавлен:
25.04.2019
Размер:
109.06 Кб
Скачать

14. Основные параметры и геометрические размеры прямозубых и косозубых цилиндрических колес.

ha – высота головки; hf – высота ножки; h=ha+hf – полная высота зуба; St – окружная толщина зуба; lt – окружная ширина впадины; Рt – окружной шаг (Pt=St+lt).

15. Силы в зацеплении прямозубых, косозубых и шевронных колес. Нормальная сила между парой контактирующих зубьев Fn=∫AkσkdAk, где σk – контактное напряжение; dAk – площадь поверхности контакта. Эта сила будет направлена по линии зацепления (как по общей нормали к рабочим поверхностям зубьев) так, чтобы момент этого усилия относительно оси колеса урановешивал бы действующий вращающий момент Т.

Прямозубая цилиндрическая передача. Силу Fn раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr составляющие. Для упрощения расчетов окружную силу в полюсе определяют по отношению к делительной окружности и обозначают Ftw: Fn=Ftw/cos aw=Ft/cos a; Ft=2T1/d1; Fr=Fttg aw, где аw – угол зацепления; Т – вращающий момент на шестерне; d1=mz1 – диаметр делительной окружности шестерни. Направление действия окружной силы для шестерни противоположно направлению ее вращения, а для колеса совпадает. Векторы радиальных усилий у колес с внешним зацеплением направлены к центру, а у колес с внутренним зацеплением от центра. Косозубая и шевронная цилиндрические передачи. Усилие Fn в зацеплении передачи раскладываются на окружную Ft, осевую Fa, радиальную Fr составляющие: Fn=Ft*/cos aw=Ft/(cos aw*cos b); Ft=2T1/d1; Fr=Ft(tg aw/cos b); Fa=Ft*tg b. здесь аw – угол зацепления косозубой передачи в нормальном сечении, аw=an, b – угол наклона линии зуба. Осевая сила Fа дополнительно нагружающая опоры валов, является недостатком косозубых передач. Этот недостаток устраняется в шевронных передачах, которую можно рассматривать как сдвоенные косозубые передачи с противоположным направлением зубьев. Направление окружной и радиальной сил такое же, как и в прямозубой передаче. Осевая сила параллельна оси колеса, а направление вектора зависит от направления вращения колеса и направления линии зуба.

16. Вывод формулы расчета модуля прямозубой цилиндрической передачи по условию изгибной выносливости.

17. Расчет прямозубой цилиндрической передачи по условию контактной выносливости.

18. Конические передачи: конструкция, геометрические, кинематические, силовые параметры. Расчет на прочность. Назначение: передача движения м/д валами, оси которых пересекаются, обычно угол пересечения 900. В зависимости от формы зубьев бывают: прямозубые, косозубые, с криволинейным зубом. Нарезается на высокопроизводительном оборудовании, имеет точечный контакт зубьев, который на практике в следствии деформации преобразуется в контакт в виде пятна. Обладает повышенной плавностью зацепления, меньшей чувствительностью в погрешности монтажа, обладает большей нагружающей способностью. В зависимости от способов нарезания различают следующие формы зубьев: 1. Нормально понижающаяся: вершины конусов впадин и делительного конуса совпадают. 2. Понижающаяся: у этих колес размеры впадин не меняются по длине, вершины делительного конуса и конуса впадин не совпадают. 3. Равновысокие зубья: Образующие делительного конуса и конуса впадин параллельны. У конических передач шестерня располагается консольно относительно опор вала – пониженная жесткость вала. Геометрические параметры.

u= ω12=z2/z1. в – ширина венцов одинакова у шестерни и колеса. Проще всего определить размеры конических колес по внешнему торцу, т.к. они стандартизованы. Силы зацепления, скорости рассчитываются для среднего сечения. 1. Делительный диаметр колес (внешний) de=mez, me – внешний модуль, mm – модуль в среднем сечении. Средний делительный диаметр dm=mmz. mm=me-((bsin δ1/z1)), δ12 – углы делительных конусов шестерни и колеса. δ12=900 если передача ортогональная. tg δ1=z1/z2=1/u; tg δ2=z2/z1=u. Re – внешнее конусное расстояние Re=1/2(корень из) (de12+de22)=me/2 (корень из) (z12+z22). Для закрытых передач внешний модуль не стандартизован. Силы зацепления: Ft1=2T1/dm1; Ft1=Ft2; Fr1=Ft1*tg aw*cos δ1; Fa1=Ft1*tg aw*sin δ1; Fr1=Fa2; Fa1=Fr2; V=ωdm/2.

Расчет на прочность. Критерии работоспособности аналогичны цилиндрическим передачам. Проектный расчет: de2≥1000(корень 3 степени из) ((T2*Km*u)/(Kbe*(1-Kbe)[σН]2)). Kbe – коэффициент ширины = b/Re<0,5. Проверочный расчет σН=470(корень из)((Ft*корень из (u2+1)*KН)/dm1*b*u); σН≤[σН].

19. Червячные передачи: конструкция, геометрические, кинематические, силовые параметры. Расчет на прочность. Назначение: передача движения м/д валами оси которых перекрещиваются. Достоинства: плавность и бесшумность работы, возможность получения большого передаточного числа в одной паре, самоторможение, высокая кинематическая точность, компактность. Недостатки: низкий кпд, значительный нагрев, необходимость применения антифрикционных материалов, склонность к заеданию и изнашиванию. Область применения: приводы мощностью до 100 кВт, желательно в повторно кратковременном режиме работы. Классификация: 1. По виду червяка – цилиндрические и глобоидные. 2. По расположению червяка относительно колеса: нижний, верхний, боковой. 3. По числу заходов червяка: 1, 2, 4 заходные. 4. с правой резьбой, с левой резьбой. 5. В зависимости от вида кривой в поперечном сечении червяка: архимедовы, эвольвентный, конволютный. Геометрические параметры. Червяк аналогичен винту с трапециидальной резьбой.

z1 – число заходов червяка. Определяется по форме червяка в торцевом сечении. р – осевой шаг. р=П*m, m – осевой модуль червяка или торцевой колеса. d1=mq, q – коэффициент диаметра червяка. аw – угол зацепления = 200. Длина нарезанной части b1=m(11+0,06z2), tg γ=z1/q. Параметры червячного колеса: ……… . Силы зацепления, скорость скольжения. Ft1=2T1/d1; Ft2=2T2/d2; Fr1=Fr2=Ft1tg aw/cos γ; Fa1=Ft2; Fa2=Ft1. V11d1/2; V22d2/2; Vs=V1/cos γ=(корень из) (V12+V22). u=z2/z112.

Критерии работоспособности и расчет на прочность. Причины выхода из строя: усталостное выкрашивание (если колесо изготовлено из оловянистой бронзы), заедание (если колесо изготовлено из латуни или безоловянистой бронзы), изнашивание, поломка зубьев колеса. Размеры передачи определяют из условия контактной прочности. Проектный расчет: aw≥310/z2+q*(корень 3 степени) ((T2*KН)/z22*q*[σН]2). Проверочный расчет: 1. На контактную прочность σН=340(корень из)((Ft2*KН)/d1d2))≤[σН]. 2. На изгиб σF=0,7((Ft2*Kf)/mb2)*YF2≤[σF]. 3. Тепловой расчет – мощность, теряемая в зацеплении ΔР=Р1(1-η); тепло, отдаваемое стенкам редуктора Q=кТ(tМ-tВ)SН, кТ - коэффициент теплоотдачи, tМ – температура масла, tВ – температура воздуха, SН – наружная площадь корпуса редуктора. ΔР=Q – в установившихся режимах работы. tМ=tВ+(P1(1-η)/кТSН)≈900.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]