- •1. Классификация механических передач. Соотношение кинематических и силовых параметров.
- •3 . Прочность зубчатых колес. Контактные напряжения
- •4 . Коррекция зубчатых колес
- •5. Методы нарезания зубьев зубчатых колес. Материалы колес
- •6. Цилиндрические косозубые и конические зубчатые передачи
- •7. Червячная передача
- •8. Передача винт—гайка
- •9. Ременные передачи. Фрикционные передачи. Вариаторы.
- •10 Цепная передача
- •11. Разъемные соединения
- •12 Неразъемные соединения
- •13. Валы и оси
- •14. Опоры скольжения и качения.
- •15. Муфты
- •16. Нормы точности зубчатых колёс
- •21. Погрешность геометрических параметров деталей
- •22. Размеры, предельные отклонения, допуски.
- •23. Прилегающие линии и поверхности.
- •25. Отклонение расположения поверхностей и осей.
- •26.Шероховатость поверхности
- •27.Погрешности изготовления и измерения.
- •29. Посадки. Виды посадок, расчет параметров.
- •30. Резьбы и резьбовые соединения. Посадки резьб.
- •33. Размерные цепи: классификация, общие понятия
- •34. Размерные цепи. Прямая и обратная задачи.
- •36. Методы измерения и контроля
1. Классификация механических передач. Соотношение кинематических и силовых параметров.
Передачей называется устройство для передачи энергии на расстояние. В зависимости от способа осуществления передачи энергии различают механические, электрические, пневматические и гидравлические передачи. Из механических передач самые распространенные передачи вращательного движения, его проще и легче осуществить в виде компактной конструкции, уменьшить потери на трение.
Классификация механических передач. Передачи классифицируются по двум признакам:
1) по способу передачи движения:
а) трением — фрикционные, ременные, канатные;
«+»: низкая стоимость, относительная простота конструкции, плавность работы.
«-»: низкая нагрузочная способность, зависимость передаточного числа от нагрузки.
б) зацеплением — зубчатые, червячные, винтовые, цепные, зубчато-ременная;
«+»: большая нагрузочная способность, постоянство передаточного числа.
«-»: большая стоимость, сложность изготовления.
2) по способу соединения ведущего и ведомого звеньев:
а) непосредственным соприкосновением — фрикционные, зубчатые, червячные, винтовые;
б) с дополнительной связью — ременные, цепные.
Основные силовые соотношения
1)мощность на ведущем P1 и ведомом P2 валах.
2) Частота вращения ведущего n1 и ведомого n2 валов(об/мин)
3) Механический КПД передачи.(для многоступ.передачи КПД: η=η1*η2*η3*…*ηn )
4) Угловая скорость ведущего ω1 и ведомого ω2 валов. ω=πn/30 (рад/c)
5) Окружная скорость υ=ωd/2=πnd/60 (м/с)
6) Окружная сила Ft=2T/d [н]
7) Вращающий момент на ведущем Т1 и ведомом Т2 валах. Т=Ftd/2=P/ω [н*м]
8) Передаточное число u=n1/n2=ω1/ω2=T2/T1
2. Геометрия эволентного зубчатого зацепления.
Э вольвентной окружностью называется кривая, описываемая любой точкой прямой линии при перекатывании ее без скольжения по окружности. При этом прямая линия является производящей прямой, т. е. линией зацепления.
На рис. изображены основная окружность и производящая прямая.
Производящая прямая является линией зацепления, т. е. траекторией общей точки контакта сопряженных зубьев при ее движении. Угол между линией зацепления и прямой, перпендикулярной межосевой линии, называется углом зацепления
Единственным параметром, определяющим эвольвенту, является диаметр основной окружности db, так как каждой данной окружности соответствует только одна определенная эвольвента. С увеличением db эвольвента становится все более пологой и при db = оо обращается в прямую линию. Поэтому в реечном зацеплении профиль зуба рейки прямолинейный.
Две окружности, которые условно обкатываются без скольжения, называются начальными.
Преимущества эвольвент:
1.два зуба обкатываются без скольжения
2 одним и тем же инструментом можно нарезать любое число зубьев
3. эвольвента легко получается на станке
3 . Прочность зубчатых колес. Контактные напряжения
При работе зубчатой передачи между зубьями сопряженных зубчатых колес возникает сила давления F, направленная по линии зацепления. Кроме того, от скольжения зубьев между ними образуется сила трения Ff, где f — коэффициент трения. Сила Ff - невелика по сравнению с силой F. Под действием силы F и Ff зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На их работоспособность оказывают влияние напряжения изгиба в поперечных сечениях зубьев и контактные напряжения в поверхностных слоях зубьев. Оба эти напряжения, переменные во времени, и могут быть причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей.
Напряжения изгиба вызывают поломку зубьев, а контактные напряжения — усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев. Поломка зубьев возникает в результате больших нагрузок, в особенности ударного действия, и многократных повторных нагрузок, вызывающих усталость материала зубьев. Во избежание поломки зубьев их рассчитывают на изгиб.
К основным видам разрушения рабочих поверхностей зубьев относятся:1) усталостное выкрашивание(хар-на для закрытых передач), 2) Износ(хар-но для открытых передач), 3) Заедание(хар-но для тяжелонагруженных передач), 4) Поломка(в рез-те действия статич. и ударных перегрузок).
Прочность зубчатых колёс. Контактные напряжения. За расчетную нагрузку принимают наибольшую удельную нагрузку распределенную по длине зуба(по ширине зуба). Удельная нагрузка: q=Fn∙k/b, где Fn-нормальная сила, k-коэф.расчётной нагрузки(k=kα∙kβ∙kυ), kα-коэф., учит.распределение нагрузки м/д зубьями, kβ-коэф., учит.распределение по ширине зуба, kυ-динамич.коэф., b-ширина зуба.
Во избежание поломки и выкрашивания рабочих поверхностей зубьев их рассчитывают на изгиб по напряжениям изгиба ; на контактную прочность по контактным напряжениям
Расчет зубьев закрытых передач производят на контактную прочность и изгиб. Основным расчетом зубьев этих передач является расчет их на контактную прочность. Что касается зубьев открытых передач, то обычно ограничиваются расчетом их на изгиб.
Контактное напряжение определяется по формуле Герца. Контакт зубьев рассматривается как контакт двух цилиндрических поверхностей с радиусами ρ1 и ρ2. Формула Герца: σн=√(q∙Епр/ρпр), где Епр-приведенный модуль упругости(Епр=2Е1Е2/(Е1+Е2), где Е1,2-модуль упругости Ш,К), ρпр-привед.радиус окружности(ρпр=(ρ1∙ρ2)/(ρ1+ρ2), ρ1=(d1/2)∙sinα; ρ2=(d2/2)∙sinα; q=Fnk/b=Ftk/bcosα=2T1k/d1bcosα; d2=d1∙u; σн=0.418√((Епр∙Т1∙кн(u+1))/(b∙d1∙u∙sin2α)) Епр=Е1=Е2=2.1∙105МПА, для нормальных колёс α=20о. d1+d2=aw=d1/2+ud1/2=d1(u+1)/2 → d1=2aw=1+u
σн=(zσ/aw)∙√((T1∙kн(u+1)3)/(b∙u)); zσ=9600(для прямозубых), zσ=8400(для косозубых).
Причины выхода из строя зубчатых колес:
1 В закрытых передачах выкрашивание зубьев под действием удельного контактного давления, когда контактное напряжение превышает предел прочности
2 Обламывание зубьев под действием напряжений изгиба
Для открытых передач разрушение происходит из-за износа зубьев