Билет 1. Передачи в машинах

Механическими передачами называют механизмы для передачи энергии от машины-двигателя к машине-орудию, как правило, с преобразованием скоростей, моментов, а иногда — с преобразованием видов (например, вращательное в поступательное) и законов движения.

Передача (в механике) соединяет вал источника энергии - двигателя и валы потребителей энергии - рабочих органов машины, таких, например, как ведущие колёса гусеничного движителя или автомобиля.

Классификация механических передач

Механические передачи, применяемые в машиностроении, классифицируют:

по принципу передачи движения:

- передачи трением (фрикционная и ременная);

- зацеплением (зубчатые, червячные; цепные; передачи винт-гайка);

по способу соединения деталей:

- передачи с непосредственным контактом тел вращения (фрикционные, зубчатые, червячные, передачи винт-гайка);

- передачи с гибкой связью (ременная, цепная).

Зубчатые передачи

Зубчатые передачи получили наибольшее распространение в машиностроении благодаря следующим достоинствам:

а) практически неограниченной передаваемой мощности,

б) малым габаритам и весу,

в) стабильному передаточному отношению,

г) высокому КПД, который составляет в среднем 0,97 - 0,98.

Недостатком зубчатых передач является шум в работе на высоких скоростях, который однако может быть снижен при применении зубьев соответствующей геометрической формы и улучшении качества обработки профилей зубьев.

Червячные передачи

Это передачи со скрещивающимися осями. Отличаются полностью бесшумной работой и большим передаточным отношением в одной паре, которое в среднем составляет 16 - 25. Серьезным недостатком червячных передач, ограничивающим их применение при значительных мощностях, является низкий КПД, обусловленный большими потерями на трение в зацеплении. Как следствие низкого КПД - при работе передачи под нагрузкой, выделяется большое количество тепла, которое надо отводить во избежание перегрева. Средние значения КПД первичной передачи составляют 0,7 -0,8.

Цепные передачи

Применяются при передаче вращения между, параллельными удаленными друг от друга валами. В настоящее время получили распространение два типа приводных цепей:

а) цепи втулочно-роликовые (типа Галя),

б) цепи зубчатые из штампованных звеньев (типа Рейнольдса).

Зубчатые цепи, благодаря относительно меньшему шагу, работают более плавно и бесшумно.

Недостатком цепных передач является сравнительно быстрый износ шарниров, способствующий вытяжке цепи и нарушению ее зацепления со звездочкой, а также шумная работа на высоких скоростях вследствие особенностей кинематики цепной передачи.

Ременные передачи

Применяются также для передачи вращения между параллельными удаленными валами. Область распространения этих передач в настоящее время значительно сократилась, однако они еще находят широкое применение в качестве первичного привода от двигателя, а также привода к механизмам, обладающим большим моментом вращающихся масс. При трогании с места и в случае внезапных перегрузок ремни пробуксовывают, спасая механизмы от поломок.

Преимущественное распространение перед плоскими получили плановые ремни, обладающие большей тяговой способностью.

Фрикционные передачи

Фрикционные передачи по форме фрикционных катков могут быть: цилиндрическими, коническими, лобовыми - с внешним и внутренним контактом. Главное достоинство фрикционных передач заключается в возможности создания на их базе фрикционных вариаторов (бесступенчатых коробок передач), а также в бесшумной их работе при высоких скоростях.

Билет 2.Виды зубчатых передач

Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару, называют зубчатой передачей.

Зубчатые передачи и колеса классифицируют по следующим признакам:

- по взаимному расположению осей колес — с параллельными осями (цилиндрические), с пересекающимися осями (конические), со скрещивающимися осями (винтовые);

- по расположению зубьев относительно образующих колес — прямозубые, косозубые, шевронные и с криволинейным зубом;

- по конструктивному оформлению — открытые и закрытые;

- по окружной скорости — тихоходные (до 3 м/с), для средних скоростей (3—15 м/с), быстроходные (св. 15 м/с);

- по числу ступеней — одно- и многоступенчатые;

- по расположению зубьев в передаче и колесах — внешнее, внутреннее (см. рис. 1, д) и реечное зацепление (см. рис. 1, г);

- по форме профиля зуба — с эвольвентными, круговыми;

- по точности зацепления. Стандартом предусмотрено 12 степеней точности. Практически передачи общего машиностроения изготовляют от шестой до десятой степени точности. Передачи, изготовленные по шестой степени точности, используют для наиболее ответственных случаев.

Билет 3. Виды разрушения зубьев: пластическая деформация рабочих поверхностей, их поломка, изнашивание, заедание, выкрашивание рабочих поверхностей.

Поломка зубьев. Этот вид разрушения зубьев полностью выводит передачу из строя. Чаще поломка наблюдается у основания зуба вследствие периодического действия переменной нагрузки F, имеющей отнулевой, пульсирующий характер, а также в результате значительной кратковременной перегрузки (ударной нагрузки). Если зуб работает одной стороной, то первоначальная трещина, как правило, образуется в зоне растяжения. Трещина распространяется вдоль основания ножки зуба, а иногда к его вершине или по какой-то рабочей части зуба. Излом зуба может привести к весьма тяжким последствиям вплоть до разрушения валов и подшипников, а иногда и всего механизма. Для предупреждения излома проводится расчёт зуба по напряжениям изгиба. Такой расчёт для закрытых передач выполняется в качестве проверочного после расчёта на контактные напряжения. Для открытых передач, где высока вероятность случайных перегрузок, этот расчёт выполняется как проектировочный.

Долговечность зубьев можно повысить, увеличив прочность основания зуба и уменьшив концентрацию напряжений в опасном сечении, увеличив модуль передачи.

Выкрашивание рабочих поверхностей зубьев. Этот вид повреждения зубьев является наиболее серьёзным и распространённым дефектом поверхности зубьев даже для закрытых хорошо смазываемых и защищённых от загрязнения передач и нарушает нормальную работу всей передачи, но не выводит ее из строя полностью. Чаще это повреждение наблюдается в закрытых передачах, работающих при обилии смазочного материала. Выкрашивание носит усталостный характер и вызвано контактными напряжениями, которые изменяются по отнулевому пульсирующему циклу. Выкрашивание приводит к повышению контактного давления и нарушению работы передачи. В открытых передачах поверхностные слои истираются раньше, чем в них появляются усталостные трещины, поэтому выкрашивание появляется весьма редко. Выкрашивание поверхности зубьев возникает на ножках зубьев колес вблизи полюсной линии. Смазочный материал, который заходит в микротрещины, находясь под действием внешнего давления (при работе передачи), расклинивает трещины. Повторяясь, такие действия приводят к откалыванию части металла. Диаметр ямок выкрашивания (оспинок) доходит до 2-5 мм. Установлено, что чем тверже поверхности зубьев и чем меньше шероховатость их поверхностей, тем большую нагрузку они могут выдерживать без опасности возникновения выкрашивания. Более вязкой масло способно лучше гасить динамические нагрузки на зубья и тем самым уменьшать выкрашивание поверхности зубьев.

Для предупреждения выкрашивания необходимо повышать твёрдость материала термообработкой либо повышать степень точности передачи, а также правильно назначать размеры из расчёта на усталость по контактным напряжениям.

В открытых передачах выкрашивание наблюдается очень редко, так как поверхностный слой, в котором возникают начальные трещины, истирается раньше, чем в нем успевает произойти усталостное выкрашивание.

Изнашивание зубьев чаще наблюдается в открытых передачах, чем в закрытых, заключается в истирании рабочих поверхностей (рис. 28) вследствие попадания в зону зацепления металлических частиц, пыли, грязи (абразивное изнашивание). Встречается также и в закрытых передачах, но находящихся в засорённой среде: в горных, дорожных, строительных, транспортных машинах. Является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке.

Изнашивание может начаться также в результате недостаточно гладкой поверхности у новой передачи и продолжаться до сглаживания неровностей рабочих поверхностей зубьев. У изношенных передач повышаются зазоры в зацеплении и, как следствие, усиливаются шум, вибрация, динамические перегрузки; искажается форма зуба; уменьшаются размеры поперечного сечения, а значит и прочность зуба. Основные меры предупреждения износа – повышение твёрдости поверхности зубьев, защита от загрязнения, применение специальных масел. В расчёте на контактную выносливость абразивный износ учитывается занижением допускаемых контактных напряжений.

Заедание зубьев. Наблюдается как в открытых, так и в закрытых высокоскоростных, тяжело нагруженных передачах. Этот вид повреждения зубьев заключается в том, что под действием высоких давлений сопряженные поверхности зубьев сцепляются одна с другой настолько сильно, что частицы металла с поверхности зубьев в зоне раздавленной масляной пленки отрываются и прихватываются к поверхности зубьев парного колеса; при последующем относительном движении зубьев эти частицы отрываются и делают на рабочих поверхностях борозды и задиры. Меры предупреждения здесь те же, что и при абразивном износе. Рекомендуется также фланкирование зубьев, правильный выбор сорта масла и его охлаждение.

Билет 4. Материалы зубчатых колёс

Для изготовления зубчатых колес применяют следующие материалы:

- сталь углеродистую обыкновенного качества марок Ст5, Ст6; качественную сталь марок 35, 40, 45, 50, 55; легированную сталь марок 12ХНЗА, 30ХГС, 40Х, 35Х, 40ХН, 50Г; сталь 35Л, 45Л, 55Л;

- серый чугун марок СЧ10, СЧ15, СЧ20, СЧ25, СЧ30, СЧ40, высококачественный чугун марок ВЧ50-2, ВЧ45-5;

- неметаллические материалы (текстолит марок ПТК, ПТ, ПТ-1, лигнофоль, бакелит, капрон и др.).

Стали в нормализованном состоянии для обоих сопряженных зубчатых колёс применяют только во вспомогательных механизмах, например в механизмах ручного управления. Основные материалы - среднеуглеродистые стали 40,45, 50. Для повышения стойкости против заедания следует шестерни и колёса изготовлять из разных материалов. Высоколегированные мартенситостареющие стали обладают высокой твёрдостью после старения, происходящего без коробления. Для них отпадает необходимость шлифования.

Стальное литьё применяют для колёс больших диаметров. Основные материалы - литейные среднеуглеродистые стали 35Л...50Л, а также литейные марганцовистые и низколегированные стали 40ХЛ, 30ХГСЛ, 50ГЛ и др. Литые колёса подвергают преимущественно нормализации.

Чугуны применяют для тихоходных, преимущественно крупногабаритных передач. Чугуны относительно хорошо сопротивляются заеданиям, поэтому они могут работать при скудной смазке. Прочность обычных серых чугунов на изгиб значительно меньше, чем сталей. Применяют чугуны СЧ20...СЧ35, а также высокопрочные магниевые чугуны с шаровидным графитом. Колёса из высокопрочных чугунов должны работать с твёрдыми шестернями.

Пластмассовые зубчатые колёса в паре с металлическими применяют в слабонагруженных передачах для обеспечения бесшумности, или самосмазываемости, или химической стойкости. Стальные колёса целесообразно закаливать до 45 HRC и шлифовать или перед закалкой шевинговать. Применяются пластмассы: текстолит (ПТ и ПТК) и древесно-слоистые пластики (ДСП-Г).

БИЛЕТ 5. ПРЯМОЗУБЫЕ ЦИЛИНДРИЧ. ПЕРЕДАЧИ. ГЕОМЕТРИЯ.

Зубчатую передачу с параллельными осями, у колес которой поверхности по диаметру выступов цилиндрические, называют цилиндрической.

Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача состоит из двух или нескольких пар цилиндрических зубчатых колес с прямыми зубьями. Эта передача наиболее проста в изготовлении. Применяется как в открытом, так и в закрытом исполнении.

Передаточное число u ограничивается габаритными размерами передачи. Для одной пары цилиндрических зубчатых колес Z₂/Z₁=u<12,5

Геометрические соотношения размеров прямозубой цилиндрической передачи с эвольвентным профилем зуба. Определим геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи в зависимости от модуля и числа зубьев (m и z).

Диаметр вершин зубьев d_a=d+2h_a

диаметр впадин d_f=d-2h_f

Из равенства πd=p_tz делительный диаметр:

или d=mz, где =m

Согласно стандарту высота головки зуба h_a=m ; высота ножки зуба h_f=1,25m; высота зуба h=h_a+ h_f =m+1,25m=2,25m. Отсюда диаметр вершин зубьев d_a=mz+2m=m(z+2); диаметр впадин d_f=mz-2,5m=m(z-2,5).

Разница в высоте ножки одного колеса и высоте головки другого образует радиальный зазор c= h_f – h_a=1,25m-m=0,25m

Межосевое расстояние при a=a_ω ; a_ω=(d₁+d₂)/2 или a_ω=(mz₁+mz₂)/2

Приняв суммарное число зубьев z₁+z₂ = z_Σ найдем a_ω=(mz_Σ)/2

Билет 6. СИЛЫ В ЦИЛИНДРИЧ. ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧЕ

Для удобства анализа и ведения инженерных расчётов передачи силу нормального давления на зуб F_n разложим на три составляющие:

F_t – окружная сила, направленная по касательной к делительной окружности.

F_r – радиальная сила, направленная по радиусу от точки зацепления к центру колеса.

F_a – осевая сила, направленная вдоль оси колеса.

Соотношение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи таково:

= ; = ; =

Составляющие силы нормального давления на зуб шестерни косозубой цилиндрической передачи вычисляем по зависимостям:

1. где α – угол зацепления, α=20°

Осевая сила

Билет 7. Проектный расчёт цилиндрич. прямозуб. передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем из условия контактной выносливости зубьев по расчётным зависимостям. Затем его значение согласуем со стандартным рядом и в дальнейших расчётах используем только стандартное значение .

Модуль передачи m_n выбираем из стандартных значений, входящих в рассчитанный диапазон:

Суммарное число зубьев передачи Z_𝚺, число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ определим по формулам, округлив число зубьев до целого числа.

По округлённым значениям чисел зубьев шестерни Z₁ и Z₂ уточним фактическое передаточное число u_факт и его отклонение от стандартного значения Δu.

Для прямозубой передачи принимаем cos𝛽=1

Билет 8. РАСЧЁТ ЗУБЬЕВ ПРЯМОЗУБ.ПЕРЕДАЧИ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ

В силовых передачах зубья шестерни чаще попадают в зацепление (в передаточное число раз), чем зубья колеса. Поэтому материал и термообработку шестерни назначаем такими, чтобы её зубья имели большее допускаемое контактное напряжение, чем зубья колеса.

Поскольку контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев шестерни и колеса равны (согласно 3-ему закону Ньютона), а контактная прочность зубьев колеса меньше, то именно зубья колеса подвергаем проверочному расчёту на контактную выносливость по условию:

Допускает перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 3% и запас прочности – не более 30%.

Билет 9. Проверочный расчёт зубьев прямозубой передачи на выносливость по напряжениям изгиба выполняем по условию:

10 В прямозубой передаче действует нормальная сила F_n, которая состоит из следующих сил: (F_n= F_t/ cos )

F_t – окружная сила (касательно к начальной окружности), F_R – радиальная сила (к центру окружности). F_t=2000T₁/d_W1, F_R=F_t  tg _W, где _W – угол зацепления.

Билет 11. Косозубые зубчатые передачи

Косозубые зубчатые передачи, как и прямозубые, предназначены для передачи вращательного момента между параллельными валами. У косозубых колес оси зубьев располагаются не по образующей делительного цилиндра, а по винтовой линии, составляющей с образующей угол β . Угол наклона зубьев p принимают равным 8-18⁰, он одинаков для обоих колес, но на одном из сопряженных колес зубья наклонены вправо, а на другом влево.

Передаточное число для одной пары колес может быть u≤12. В прямозубых передачах линия контакта параллельна оси, а в косозубых расположена по диагонали на поверхности зуба (контакт в прямозубых передачах осуществляется вдоль всей длины зуба, а в косозубых — сначала в точке увеличивается до прямой, «диагонально» захватывающей зуб, и постепенно уменьшается до точки).

Достоинства косозубых передач по сравнению с прямозубыми: уменьшение шума при работе; меньшие габаритные размеры; высокая плавность зацепления; большая нагрузочная способность; значительно меньшие дополнительные динамические нагрузки.

За счет наклона зуба в зацеплении косозубой передачи появляется осевая сила.

Направление осевой силы зависит от направления вращения колеса, направления винтовой линии зуба, а также от того, каким является колесо — ведущим или ведомым. Осевая сила дополнительно нагружает валы и опоры, что является недостатком косозубых передач.

Билет 12. Понятие об эквивалентном цилиндрическом прямозубом колесе. Эквивалентным называется такое прямозубое колесо, прочность зуба которого соответствует прочности зуба исходного косозубого колеса.

Параметры, относящиеся к эквивалентному колесу, обозначают буквой ν.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении образует эллипс с полуосями a = d/2cosβ и c = 0,5 d.

Нормальному сечению зуба в точке K соответствует радиус кривизны эллипса ρ.

Билет 13. Расчет косозубых цил. колес на контактную прочность.

Расчет на контактную прочность косозубых и шевронных колес производят аналогично расчету прямозубых колес, он является основным. Расположение зубьев в косозубом зацеплении повышает коэффициент пере­крытия зубьев, так как в зацеплении находится одновременно несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб и повышает его контактную прочность, увеличивает прочность зубьев на изгиб, уменьшает динамические нагрузки. Для учета повышения контактной прочности косых зубьев по сравнению с прямыми в формулу вводят поправочные коэффициенты. Поскольку конт. напряжения на раб. поверхностях зубьев шестерни и колеса равны (согласно 3-ему з. Ньютона), а контактная прочность зубьев колеса меньше, то именно зубья колеса подвергают проверочному расчету на контактную выносливость по условию

Контактные напряжения, возникающие в поверхностном слое косых зубьев:

Уточненное значение расч. кр. момента:

Коэф. уточняют по значению факт. окр. скорости в зацеплении колес (V). По величине скор. в зацеплении конической передачи уточняют степень точности изгот. шестерни и колеса.

«+» внешнее зацепл. «–» внутр. К2=8350;

Билет 14. Расчет косозубых цил. колес по напряж. изгиба.

Расчет на изгиб косых и шевронных зубьев аналогичен расчету прямых зубьев.

Так как в косозубой и шевронной передачах зубья значительно прочнее прямых зубьев, то соответственно в расчетные формулы

МПа

вводят коэффициенты, учитывающие повышение прочности при изгибе по сравнению с прямыми зубьями. T-уточненное значение расчетного кр. момента; Поскольку материал и термообработка зубьев шестерни и колеса различны, то следует выяснить: чей зуб надлежит проверять на выносливость по напряжениям изгиба. С этой целью вычисляют соотношение Ϭ_F/Y_F для зуба шестерни и для зуба колеса (Y-коэф. формы зуба).; K3=1860; Zvi – коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

Модуль передачи m_n=(0,01…0,02) a_w

Билет 15. Конические зубчатые передачи. Общие сведения.

Конические зубчатые колеса применяют в передачах между валами, оси которых расположены под углом. Основное применение имеют передачи с пересекающимися под углом 90° осями, т. е. ортогональные передачи, которые рассматриваются ниже. Передачи с межосевым углом, не равным 90°, применяют редко из-за сложности форм и технологии изготовления корпусных деталей, несущих эти передачи, хотя для изготовления самих колес межосевой угол передачи не имеет значения. Несмотря на то, что конические колеса сложнее, чем цилиндрические в изготовлении и монтаже, они имеют достаточно широкое применение в машиностроении, определяемое условиями компоновки узлов машин. Конические колеса выполняют с прямыми, косыми и круговыми зубьями.

Прямозубые конические колеса следует применять при невысоких окружных скоростях (до 2...3 м/с) как наиболее простые в монтаже (допустимо до 8 м/с). При более высоких скоростях целесообразно применять колеса с круговыми зубьями, как обеспечивающие более плавное зацепление, меньший шум, большую несущую способность и более технологичные. Зубья обрабатывают на специальных станках для нарезания конических колес. В массовом и крупносерийном производстве в связи с возможностью компенсации при нарезании зубьев последующих закалочных деформаций конические колеса не шлифуют, а ограничиваются притиркой. В конических передачах для обеспечения при сборке правильного контакта зубьев предусматривают возможность осевой регулировки зубчатых колес. Несущая способность конических зубчатых передач с повышенным перекосом осей (от консольного расположения, недостаточной жесткости валов и корпусов) может быть несколько повышена даже по сравнению с передачами, имеющими круговой зуб, выполнением зубьев двояковыпуклыми и вогнутыми. Обе стороны зуба шестерни нарезают выпуклыми, а колеса — вогнутыми. Выигрыш получается вследствие того, что удельная жесткость пары зубьев не меняется по длине зубьев и пятно контакта при деформации валов не смещается.

Билет 16. Геометрия конических прямозубых передач.

Геометрические параметры конической передачи:

АОВ — делительный конус шестерни;

ВОС — делительный конус колеса;

АО1В — делительный дополнительный конус шестерни;

ВО2С — делительный дополнительный конус колеса;

δ1 — угол делительного конуса шестерни;

δ2— угол делительного конуса колеса;

de1 — внешний делительный диаметр шестерни;

de2 — то же, колеса;

d1 — средний делительный диаметр шестерни;

d2 — то же, колеса;

b — ширина зубчатого венца (длина зуба);

Re — внешнее делительное конусное расстояние (или длина дистанции).

Передаточное число конической передачи определяется так:

Билет 17. Кон. зуб. передачи. Понятие об эквивален. прямозуб. цил. кол.

Оси конических колес зубчатой передачи составляют прямой угол, и их зубья обычно нарезаются по радиусам. Если зубья конических колес прямые, но идут не по радиусам, то они называются тангенциальными. Конические зубчатые передачи, оси колес которых не пересекаются, называются гипоидными. Их часто применяют в задних мостах автомобилей для понижения центра тяжести. Спиральнозубые колеса подобны цилиндрическим, но их зубья нарезаются таким образом, что они передают вращение между взаимно перпендикулярными валами.

Колеса предетавляют собой конусы, вершины которых находятся в точке пересечения осей валов. На боковых поверхностях конусов имеются зубья, размеры которых (толщина и высота) уменьшаются по направлению к вершинам конусов.

Наибольшее распространение имеют конические передачи с углом между осями зубчатых колес, равным 90°. Рассмотрим такую передачу. Передаточное отношение i конической зубчатой передачи находят так же, как и для конических фрикционных катков и цилиндрических зубчатых пepeдач:

Колеса предетавляют собой конусы, вершины которых находятся в точке пересечения осей валов. На боковых поверхностях конусов имеются зубья, размеры которых (толщина и высота) уменьшаются по направлению к вершинам конусов.

Наибольшее распространение имеют конические передачи с углом между осями зубчатых колес, равным 90°. Рассмотрим такую передачу. Передаточное отношение i конической зубчатой передачи находят так же, как и для конических фрикционных катков и цилиндрических зубчатых пepeдач:

где δ1 и δ2 - углы делительных конусов.

В конических зубчатых передачах делительные и начальные конусы всегда совпадают. Начальные конусы в процессе зацепления перекатываются без скольжения друг по другу.

Зубья конических колес профилируются по эвольвенте так же, как и зубья цилиндрических колес.

Поскольку размеры зуба переменны по длине, различают максимальный (производственный) модуль mе и средний модуль m (по середине длины зуба). Максимальный модуль обычно выбирают из стандартного ряда модулей.

Найдем соотношение между средним и максимальным модулями конического зубчатого колеса (см. рис.). Модуль и диаметр делительной окружности связаны между собой теми же соотношениями, что и у цилиндрических колес.

Конические зубчатые колеса c криволинейными зубьями работают почти бесшумно и со значительно меньшей вибрацией, чем колеса с прямолинейными зубьями. Коэффициент перекрытия у таких колес выше, чем у колес c прямолинейными зубьями.

Недостатками этого вида передачи являются сложность изготовления и значительные осевые усилия.

Расчет на прочность конических зубчатых передач производят аналогично расчету цилиндрических зубчатых передач.

Эквивалентным называется такое прямозубое колесо, прочность зуба которого соответствует прочности зуба исходного косозубого колеса.

Параметры, относящиеся к эквивалентному колесу, обозначают буквой ν.

Делительная окружность косозубого колеса в нормальном сечении образует эллипс с полуосями a = d/2cosβ и c = 0,5 d.

Нормальному сечению зуба в точке K соответствует радиус кривизны эллипса ρ.

Билет 18. Кон. зуб. передачи. Расчет по контактным напряжениям.

Внешнее конусное расстояние можно рассчитать по формуле: ; Ширина зубчатого венца шестерни равна ширине зубчатого венца колеса и определяется коэффициентом

KϬ=335 (для прямозуб.), 270 (для колес с круговым зубом).

В силовых передачах зубья шестерни чаще попадают в зацепление (в пе­редаточное число раз), чем зубья колеса. Поэтому материал и термообработку шестерни назначают такими, чтобы её зубья имели большее допускаемое кон­тактное напряжение [Ϭн]₁, чем зубья колеса [Ϭн]₂

Поскольку контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев шес­терни и колеса равны (согласно 3 - ему закону Ньютона), а контактная прочность зубьев колеса меньше, то именно зубья колеса подвергают проверочному расчету на контактную выносливость по условию:

В расчетных формулах следует использовать уточненное значение расчет­ного крутящего момента: Т1Н= T1*Кнβ*Кнα*Кнv

Уточнение расчетных коэффициентов и степень точности изготовления пе­редачи выполняют по значению фактической окружной скорости в зацеплении колес (после расчета их геометрических параметров):

ГОСТ 21354 87 допускает запас прочности зубьев колес не более 30%, а перегрузку зубьев по контактным напряжениям не более 3%.

Если условие не выполняется, то есть запас прочности превышает 30%, то следует уменьшить длину зуба b_w до ближайшего предшествующего по ГОСТ 12289 76 или заменить материалы и термообработку колеса и шестерни с целью понижения поверхностной прочности их зубьев. Вместе с тем, если зубья колеса перегружены более, чем на 3%, то необходимо:

• увеличить длину зуба колеса b_w;

• перейти к следующему стандартному значению внешнего делитель­ного диаметра колеса d_e2;

• заменить материалы и термообработку шестерни и колеса с целью повышения поверхностной прочности их зубьев;

• расчет повторить.

Билет 19. Кон. зуб. передачи. Расчет по напряжениям изгиба.

Ширина зубчатого венца шестерни равна ширине зубчатого венца колеса и определяется коэффициентом

Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по зависимости.

Поскольку материалы и термообработка зубьев шестерни и колеса различ­ны, то следует выяснить: чей зуб надлежит проверять на выносливость по напря­жениям изгиба. С этой целью вычисляют соотношение [ ] / Y_F для зуба шес­терни и для зуба колеса (Y_F - коэффициент формы зуба). Если эти соотношения для зубьев шестерни и колеса примерно одинаковы, то это означает, что материа­лы и термообработка назначены рационально.

Вместе с тем, расчету следует подвергать то колесо, для которого соотно­шение [ ] / Y_F меньше.

Коэффициент Y_f выбирают по таблицe в зависимости от эквивалент­ного числа зубьев колеса или шестерни. Эквивалентное число зубьев конического прямозубого колеса определяют по зависимости: Zvi=Zi/cosδi

Эквивалентное число зубьев конического колеса с круговым зубом вычис­ляют по формуле: Zvε=Zi/ cosδi*cos³β

ГОСТ 21354 - 87 допускает запас прочности зубьев колес по напряжениям изгиба не более 30%, а перегрузку зубьев - не более 3%.

Если условие не выполняется, то есть запас прочности превышает 30%, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев. По­скольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач - это усталост­ное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей, то есть Питтинг - про­цесс, то запас прочности зубьев по напряжениям изгиба может быть и более 30%.

Если зуб перегружен, то есть более, чем на 3%, то следует:

1) увеличить длину зуба; 2)перейти к большему стандартному значению модуля, соответственно изменяя числа зубьев шестерни и колеса, и

3) повторить проверочный расчет зубьев на изгиб. При этом внешнее ко­нусное расстояние передачи и внешний делительный диаметр колеса не следует изменять., чтобы не нарушилась контактная прочность зубьев.

Билет 20. Кон. зуб. передачи. Проектный расчет.

Главная геометрическая характеристика конической передачи, определяю­щая её габаритные размеры, - это внешний делительный диаметр колеса d_e2. Поскольку основная причина разрушения зубьев закрытых передач - это. усталостное поверхностное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев (Питтинг - процесс), то внешний делительный диаметр колеса d_e2 рассчитывают по зависимости, приведенной в таблице 3.12.

Полученное расчетное значение внешнего делительного диаметра колеса следует округлить до ближайшего стандартного по ГОСТ 12289 - 76. Погреш­ность округления не должна превышать 2%.

Коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоя­нию: Внешнее конусное расстояние можно рассчитать по формуле: ; Kd - коэф. диаметра; 99 (для прямозубых колес); 86 ( с круговыми зубьями).

21. Силы, действующие в зацеплении конических прямозубых передач.

Силы в зацеплении определяют по размерам в среднем сечении зуба шестерни. На шестерню конической прямозубой передачи действуют три силы рис.2.3.19:

окружная ,

радиальная ,

осевая

Рисунок 2.3.19 Схема действия сил в зацеплении конических колес

Для колеса направление сил противоположно, при этом:

Направление окружных сил F, как и в цилиндрической передаче зависит от направления вращения колёс. Осевые силы всегда направлены от вершин конусов, радиальные - к осям вращения колёс.

22. Силы, действующие на вал конических зубчатых передач.

23. Червячные передачи. Общие сведения.

Ч ервячные передачи применяют для передачи вращательного движения между валами, у которых угол скрещивания осей обычно составляет 0 = 90°

Червячная передача: 1 — червяк; 2 — венец червячного колеса.

В большинстве случаев ведущим является червяк, т. е. короткий винт с трапецеидальной или близкой к ней резьбой.

Для облегания тела червяка венец червячного колеса имеет зубья дугообразной формы, что увеличивает длину контактных линий в зоне зацепления.

Червячная передача — это зубчато-винтовая передача, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары.

Червячные передачи применяют при небольших и средних мощностях, обычно не превышающих 100 кВт. Применение передач при больших мощностях неэкономично из-за сравнительно низкого к. п. д. и требует специальных мер для охлаждения передачи во избежание сильного нагрева. Червячные передачи широко применяют в подъемно-транспортных машинах, троллейбусах и особенно там, где требуется высокая кинематическая точность (делительные устройства станков, механизмы наводки и т. д.). Червячные передачи во избежание их перегрева предпочтительно использовать в приводах периодического (а не непрерывного) действия.

Достоинства червячной передачи

1) Плавность и бесшумность работы.

2) Компактность и сравнительно небольшая масса конструкции.

3) Возможность большого редуцирования, т. е. получения больших передаточных чисел (в отдельных случаях в не силовых передачах до 1000).

4) Возможность получения самотормозящей передачи, т. е. допускающей передачу движения только от червяка к колесу. Самоторможение червячной передачи позволяет выполнить механизм без тормозного устройства, препятствующего обратному вращению колеса.

5) Высокая кинематическая точность.

Недостатки червячной передачи

1) Сравнительно низкий к. п. д. вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса.

2) Значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом.

3) Необходимость применения для венцов червячных колес дефицитных антифрикционных материалов.

4) Повышенное изнашивание и склонность к заеданию.

Классификация червячных передач

Глобоидная передача (б) имеет повышенный к.п.д., более высокую несущую способность, но сложна в изготовлении и очень чувствительна к осевому смещению червяка, вызванному изнашиванием подшипников.

1. В зависимости от направления линии витка червяка червячные передачи бывают с правым и левым направлением линии витка.

2. В зависимости от числа витков (заходов резьбы) червяка передачи бывают с одновитковым или многовитковым червяком.

(передачи бывают с цилиндрическим (а) или с глобоидным (б) червяком. )

3. В зависимости от расположения червяка относительно колеса (рис. 2.5.3) передачи бывают: с нижним (а), боковым (б) и верхним (в) червяками. Чаще всего расположение червяка диктуется условиями компоновки изделия. Нижний червяк обычно применяют при окружной скорости червяка u1?5 м/с во избежание потерь на перемешивание и разбрызгивание масла.

4. В зависимости от формы винтовой поверхности резьбы цилиндрического червяка передачи бывают: с архимедовым, конволютными и эвольвентным червяками. Каждый из них требует особого способа нарезания.

Эвольвентным червяк представляет собой цилиндрическое косозубое колесо с эвольвентным профилем и с числом зубьев, равным числу витков червяка.

Практика показала, что при одинаковом качестве изготовления форма профиля нарезки червяка мало влияет на работоспособность передачи. Выбор профиля нарезки червяка зависит от способа изготовления и связан также с формой инструмента для нарезания червячного колеса.

Наибольшее распространение получили архимедовы червяки.