Б35. Особенности расчета косозубых (шевронных) передач.

У косозубых колес зубья образуют угол β с образующей делительного цилиндра. Профиль косого зуба в нормальном сечении nn совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть стандартным. m_n=m_t*cos β ; P_n=P_t* cos β ;

Dd=m_t*z=m_n*z/ cos β ; m_n-нормальный модуль, m_t-окружной модуль; P_n-нормальный шаг; P_t-окружной шаг.

Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса. Нормальное зубосечение представляет собой эллипс, который достраивается до окружности. d_v=d/ cos²β. –делительный диаметр эквив цилиндрич колеса. Z_v=z/ cos³β – число зубьев эквив цилиндрич колеса.

Увеличение эквив параметров d_v и z_v с увеличением β является

одной из причин увеличения прочности. Коэффициент y_f (Z_v)

выбирается по эквив числу зубьев.

Б36. Силы в зацеплении косозубой цилиндрической

(шевронной передачи).

В косозубых передачах нормальную силу F_n раскладывают на 3

составляющие: окружную, осевую, радиальную. F_t=2T1/d1;

F_r=F_t*tgα_w/ cosβ; F_a=F_t*tgβ; F_n=F_t/(cosα_w* cos β).

Недостатком косозубых передач является наличие осевой силы

Fa, которая дополнительно нагружает опоры валов

(подшипники). Этот недостаток устраняется в шевронной

передаче. Она подобна сдвоенной косозубой передаче с

противоположным направлением зуба. Осевые силы

уравновешиваются на самом зубчатом колесе. Коэф. Торцевого

перекрытия: ε_α=[1.88-3.2(1/z₁±1/z₂)]* cosβ. В косозубых

передачах зубья нагружаются постепенно, по мере их захода в

поле зацепление. В зацеплении всегда находятся минимум две

пары. Плавность косозубой передачи уменьшает шум и доп

динамич нагрузки. Косозубые колеса могут работать без

нарушения зацепления даже при ε_α<1 если обеспечено осевое

перекрытие. ε_β=(b_w* tgβ)/Pb_t. ε_β=1,1…1,2. ε_β≈(b_w*sinβ)/(π*m_n)

Б37. Конические зубчатые передачи. Общие сведения и характеристика. Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых оси валов пересека­ются под некоторым углом ∑. Наиболее распространены пере­дачи с углом ∑ = 90°. Конические передачи сложнее цилин­дрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требу­ются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы, а при монтаже обеспечивать совпадение вер­шин конусов. Выполнить коническое за­цепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, значительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределе­ния нагрузки по длине зуба. В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что, по опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой перед­ачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки механизмов иногда необходимо располагать валы под углом. Геометрические параметры. Аналогами начальных и дели­тельных цилиндров цилиндрических передач в конических передачах являются начальные и делительные конусы с углами. При коэффициентах смещения инструмента x_l+x₂ = 0 начальные и делительные конусы совпадают. Этот наиболее распространенный вариант рассматривается ниже. Конусы, образующие которых перпендикулярны образующим делитель­ных конусов, называют дополнительными ко­нусами. Сечение зубьев дополнительным конусом называют торцовым сечением. Различают внешнее, внутреннее и среднее торцовые сечения. Размеры, относящиеся к внешнему тор­цовому сечению, сопровождают индексом е, например d_e и др. Размеры в среднем сечении сопровождают индексом т: d_m. R_m и др.; R_e и R_m — внешнее и среднее конусные расстояния. b — ширина зубчатого венца. Размеры по внешнему торцу удобнее для измерения, их указывают на чертежах. Размеры в среднем сечении используют при силовых расчетах. Для прямозубых передач торцовое и нормальное сечения совпадают.

Б38. Силы в зацеплении прямозубой конической передачи. В зацеплении конической передачи действуют силы окружная F_t радиальная F_r и осевая F_a. Зависимость между этими силами нетрудно установить с помощью рис. 8.30, где силы изоб­ражены приложенными к шестерне. По нормали к.зубу действует сила F_n, которую расклады­вают на F_t и F'_r. В свою очередь, F'_r раскладывается на F_a и F_r. Здесь F_t = 2T₁/d_m1, F_n = F_t /cosα, F'_r = F_t tgα, F_r = F'_r cosδ₁, F_a = F'_rsinδ₁. Для колеса направление сил проти­воположно. При этом F_a — радиальная сила, а F_r — осевая.

Б39. Приведение прямозубого конического колеса к эквивалентному прямозубому цилиндрическому. Параметры эквива­лентных колес используют при расчетах на прочность. Форма зуба конического колеса в нормальном сечении дополнительным конусом φ₁ такая же, как у цилинд­рического прямозубого колеса. Эквивалентное цилиндрическое колесо получим как развертку дополнительного конуса, которая ограничена углом φ₂. Диаметры эквивалентных колес d_ve1=d_ve1/cosδ₁; d_ve2=d_ve2/cosδ₂. => z_v1m_e=z₁m_e/cosδ₁ => z_v1=z₁/cosδ₁.

Б40. Конические передачи с непрямыми зубьями. Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями получили распространение 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 об­разующей конуса угол β_П. Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса, как угол между касательной к окружности и образующей конуса в данной точке. Значения углов β_П выполняют до 25. ..30° для колес с тангенциальным зубом и β_П <35° для колес с круговым зубом. Преимущественное применение получили колеса с круговыми зубьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и произ­водится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства. Назначение непрямого зуба в конических пере­дачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач.

Б41. КАКИЕ ПОТЕРИ ОПРЕДЕЛЯЕТ КПД ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Кпд зубчатой передачи η=P2/P1=1-P_r/P1, где P1 и P2 – мощности на входе и выходе, а P_r-мощность, потерянная в передаче. В свою очередь P_r= P_з+P_п+P_г. Здесь P_зP_пP_г – соответственно, мощности, потерянные на трение в зацеплении, трение в подшипниках, разбрызгивание и перемешивание масла (так называемые гидравлические потери) :-*

Обозначив ψ_з= P₃/P₁ – коэффициент потерь в зацеплении,

Ψ_П= Pп/P₁ – коэффициент потерь в подшипниках. Ψ_Г= P_г/P₁ – коэффициент гидравлических потерь, можно записать

η=1-( ψ_з+ Ψ_П+ Ψ_Г); η= η_зη_пη_г. Потери в зацеплении составляют обычно главную часть потерь передачи.

Б42. КАКИЕ МАТЕРИАЛЫ И ВИДЫ Т. О. ПРИМЕНЯЮТ ДЛЯ ПОВЫШЕНИЯ ПРОЧНОСТИ И ДОЛГОВЕЧНОСТИ.

При выборе материала необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям. Основным материалом служат термически обр. стали. Чем выше твердость материала тем выше допускаемые напряжения и тем выше несущая способность материала. Все указывает на то, что целесообразно применять стали закаленные до значительной твердости. В массовом и крупносерийном производстве применяются исключительно з. к. высокой твердости, которые подвергаются отделочным операциям после термической обработки. Основной т. о. ранее являлась объемная закалка. Основным материалом сталь 40Х, для более ответственных деталей 40ХН. Недостатком объемной закалки явл. то , что она не сохраняет вязкую сердцевину при высокой твердости поверхности (45…55 HRC). Поэтому в настоящее время объемная закалка уступила место поверхностно терм. Методам упрочнения. Для з. к. применяют: поверхностную закалку, цементацию и нитроцементацию с закалкой, азотирование. В зависимости от твердости все ст. з. к. делятся на 2 группы: 1) ≤ 350 НВ (т. о. нормализация, улучшение). Твердость материала < 350 НВ позволяет чистовое нарезание после т. о., при этом получается высокая точность без дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Для лучшей приработки рекомендуется твердость шестерни была больше твердости зуба колеса. Это технологическое преимущество способствует широкому распространению в условиях мелкосерийного и единичного производства для мало и средне нагруженных передач. 2) ≥350 НВ (т. о. поверхностная закалка (ТВЧ), цементация и др.). Твердость > 350 НВ. Из-за высокой твердости исп. единицы Роквелла. (НВ)=5,39(HRC_Э)^1,15. Повышая твердость зуба можно увеличить нагруж. способность до 4 раз по сравнению с улучшенными сталями, однако с высокой тв. связаны дополнительные трудности: а) Высокотв. материалы плохо прирабатываются, требуют повышенной точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор, желательно фланкирование колес и опор. б) Нарезание зубьев осуществляется до т. о., а после т. о. наблюдается значительное коробление зубьев. Для исправления формы зуба требуются дополнительные операции (шлифование, притирка, обкатка). Окупаются затраты только в массовом и крупносерийном производстве.

Б43. Учёт переменности режима нагрузки при определении допускаемых напряжений. За расчётное допускаемое напряжение принимают меньшее из двух допускаемых напряжений. определ. для материала шестерни и колеса прямозубой передачи,для косозубой передачи при небольшой разности твёрдости зубьев шестерни и колеса. при твёрдости косозубой шестерни, значительно привыш. твёрдость зуба колеса, за расчётное значение принимают меньшее из двух значений, получ. из вырвжений :