- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
- •Основные понятия
- •1. Механические передачи. Общие сведения
- •Понижение (или повышение) частоты вращения от вала двигателя к валу исполнительного элемента.
- •3. Регулирование частоты вращения ведомого вала.
- •Распределение энергии двигателя между несколькими исполнительными элементами машины. Классификация передач
- •1.1. Основные характеристики передач
- •Мощность на входе и выходе передачи
- •3. Частота вращения входного и выходного звеньев
- •4. Коэффициент полезного действия
- •Краткие сведения о контактных напряжениях
- •2. Планетарные передачи
- •2.1. Общие сведения
- •2.2. Передаточное отношение
- •2.3. Вращающие моменты на основных звеньях
- •2.4. Силы в зацеплении
- •2.5. Особенности расчета планетарных передач
- •2.6. Расчет планетарных передач на прочность
- •3. Волновые передачи
- •3.1. Общие сведения
- •3.2. Принцип работы волновой зубчатой передачи
- •3.3. Передаточное отношение зубчатой волновой передачи
- •3.4. Связь радиальной деформации с передаточным отношением
- •3.5. Характер и причины отказов деталей волновых передач
- •3.6. Материалы колес передачи
- •3.7. Расчет передачи
- •4. Зубчатые передачи
- •Точность зубчатых передач
- •Расчет закрытых зубчатых передач
- •4.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •4.2. Выбор допускаемых напряжений
- •4.3. Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Проектный расчет на контактную выносливость
- •Проверочный расчет на контактную прочность при перегрузках
- •Проектный расчет на выносливость зубьев при изгибе
- •Силы, действующие в зацеплении передач
- •Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
- •Проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба при перегрузках
- •4.4. Расчет конических передач
- •Проектный и проверочный расчеты конических передач на контактную выносливость
- •Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба
- •Проверочный расчет конических зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба
- •Силы, действующие в зацеплении конических зубчатых передач
- •4.5. Расчет открытых цилиндрических зубчатых передач
- •Конструкция открытых цилиндрических зубчатых колес
- •5 Рис.3. Параметры червяка . Червячные передачи
- •5.1. Общие сведения
- •5.2. Расчёт червячных цилиндрических передач
- •Выбор кинематической схемы червячного редуктора
- •Допускаемые напряжения Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Выбор коэффициента диаметра червяка
- •Определение межосевого расстояния
- •Определение модуля зацепления
- •Определение коэффициента смещения инструмента
- •Определение действительной скорости скольжения
- •Определение коэффициента полезного действия червячной передачи
- •Проверочные расчёты червячной передачи Проверка на контактную прочность
- •Проверка на изгибную прочность
- •Определение основных геометрических параметров червячной передачи
- •Основные размеры венца червячного колеса определяются по формулам:
- •Определение сил в зацеплении
- •Тепловой расчёт червячной передачи
- •6. Ременные передачи
- •6.1. Общие сведения
- •6.2. Основные геометрические параметры
- •6.3. Силовые соотношения в передаче
- •6.4. Напряжения в ремне
- •6.5. Скольжение ремня по шкивам. Передаточное число
- •6.6. Передаточное отношение
- •6.7. Критерии работоспособности и расчета ременной передачи
- •6.8. Потери в передаче и кпд. Долговечность ремня
- •6.9. Расчет клиноременных передач
- •Конструкции шкивов ременных передач
- •6.10. Передачи зубчатым ремнем
- •7. Цепные передачи
- •7.1. Общие сведения
- •Классификация цепных передач осуществляется по следующим основным признакам:
- •Приводные цепи
- •Особенности работы цепных передач
- •Переменность мгновенного значения передаточного отношения
- •Удары звеньев о зубья звездочек при входе в зацепление
- •Поворот звеньев под нагрузкой
- •Звездочки
- •Характер и причины отказов цепных передач
- •7.2. Расчет цепных передач
- •7.3. Конструирование звездочек цепных передач
- •8. Передачи винт-гайка скольжения
- •8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка
- •8.2. Передачи скольжения
- •Расчет передачи винт-гайка скольжения
- •8.3. Передачи винт-гайка качения
- •9. Фрикционные передачи
- •Библиографический список
- •Оглавление
- •Детали машин и основы конструирования. Передачи
Мощность на входе и выходе передачи
Обозначается соответственно Р1 и Р2 .
Из теоретической механики известно, что мощность Р при вращательном движении Р = Т.
3. Частота вращения входного и выходного звеньев
Обозначается соответственно п1 и п2.
4. Коэффициент полезного действия
Отношение мощности Р2 на ведомом валу передачи к мощности Р1 на ведущем валу называется механическим коэффициентом полезного действия (КПД) и обозначается
= Р2 / Р1.
Механический КПД характеризует механические потери в передаче; для различных передач КПД находится в пределах от 0,25 до 0,98.
В многоступенчатых передачах (при последовательном соединении ступеней) общий КПД определяется как произведение КПД каждой ступени в отдельности:
=12…n.
Иногда КПД передачи определяют как произведение КПД отдельных элементов этой передачи. Например, для одноступенчатого зубчатого редуктора общий КПД
.
где 3 , n , p – коэффициенты, характеризующие потери энергии соответственно в зацеплении колес, в одной паре подшипников, на перемешивание и разбрызгивание масла в корпусе редуктора.
Наиболее часто встречающиеся расчетные зависимости:
1. Для любого звена вращающий момент и окружная сила связаны зависимостью
T = FtD/2,
откуда окружная сила:
Ft= 2T/D .
Согласно третьему закону Ньютона, окружные силы ведущего и ведомого звеньев равны (но противоположно направлены), следовательно, вращающие моменты на ведущем и ведомом валах будут различны и пропорциональны диаметрам соответствующих звеньев.
2. Из теоретической механики известно, что мощность Р при вращательном движении определяется как Р = Т.
3. Так как Р1 = Р1, то Т22 = Т11,
откуда
Т2 = Т11/2 = Т1u.
Если потери в передаче невелики, то ими пренебрегают и принимают
Т2 = Т1и.
4. Вращающий момент Т (Н ∙м) на любом валу можно вычислить по мощности Р (кВт) и частоте вращения п (мин –1):
Т' = 9550 P/n.
Подтверждается это следующими рассуждениями. Мощность, как известно, есть работа в единицу времени. Поэтому мощность Р, кВт, при линейном перемещении (рис. 1.3, а) можно представить как произведение силы тяги F (Н) на линейную скорость v (м/с):
P = Fv/1000.
При вращательном движении мощность удобно выразить через вращающий момент Т, Нм, и частоту вращения (мин –1).
При вращательном движении (рис. 1.3, б)
F = 1000 Т/r,
где r – радиус, мм, на котором приложена окружная сила, создающая момент, и
v = 2πrn/(60∙103).
Поэтому
Р = [1000 Т/r] ∙[2 πrп/(660∙103)]/1000 =Tn/9550,
откуда
Т' = 9550 P/n.
а б
Рис. 1.3. Схема движения: а – линейного; б – вращательного
Краткие сведения о контактных напряжениях
Контактные напряжения возникают при взаимодействии тел, размеры площадки контакта которых малы по сравнению с размерами самих соприкасающихся тел, например, контакт двух стальных круговых цилиндров по общей образующей (рис. 1.4) (аналог зубчатого зацепления, фрикционной передачи).
Рис. 1.4. Контакт двух стальных цилиндров
Контакт при перекатывании в передачах происходит по малым площадкам (начальный контакт по линии или в точке), из-за чего в поверхностном слое возникают высокие напряжения. Материал в районе этой площадки испытывает объемное напряженное состояние. Впервые исследованием контактных напряжений занимался физик Герц (Hertz или Herz). В его честь в расчетах на контактную прочность все параметры обозначают индексом Н: например, σН .
Контакт ненагруженных прижимающей силой цилиндров с параллельными осями происходит по линии (по образующей). Под действием прижимающей силы Fn, вследствие упругих деформаций цилиндров первоначальный контакт по линии переходит в контакт по прямоугольной площадке (очень узкой полоске) шириной 2а. Размеры площадки контакта и возникающие нормальные напряжения σН зависят от нагрузки Fn, упругих характеристик материалов (коэффициентов Пуассона, модулей упругости) и формы контактирующих тел. В поперечном сечении по площадке контакта напряжения изменяются по эллиптическому закону, достигая максимального значения σН mах в зоне максимальных деформаций – по линии действия прижимающей силы (выносной элемент А). Особенностью действия нормальных контактных напряжений является то, что они не распространяются глубоко в тело деталей, сосредоточиваясь в тонком поверхностном слое.
Кроме нормального напряжения σН в зоне контакта возникают также касательные напряжения τ. Наибольшее касательное напряжение τ mах = 0,3 σН mах имеет место в точке, расположенной на линии действия прижимающей силы Fn и отстоящей от поверхности соприкосновения на 0,78а.
Числовые значения контактных напряжений намного превышают значения других видов напряжений (растяжения, изгиба) и механических характеристик материала σт и σв. Отсутствие мгновенного разрушения при наличии таких высоких напряжений объясняются тем, что в зоне их действия материал находится в условиях всестороннего объемного сжатия.
Максимальное значение σН mах используют в качестве основного критерия контактной прочности:
σН mах ≤ [σН],
где [σ]Н – допускаемое контактное напряжение.
Для вычисления максимального контактного напряжения на площадке контакта используют формулу Герца, полученную из решения контактной задачи теории упругости (индекс "max" при этом опускают):
.