Основные производные, характеристики зубчатых передач. Основные преимущества. Силы в зацеплении. Расчет прямозубых цилиндрических передач на прочность.

Зубчатая передача — это механизм, который с помощью зуб­чатого зацепления передает или преобразует движение с изме­нением скоростей и моментов.

Цилиндрические зубчатые передачи между параллельны­ми валами выполняют с помощью колес с прямыми, косыми и шевронными зубьями. Конические передачи между валами с пересекающимися осями осуществляют коле­сами с прямыми и круговыми зубьями, реже ко­сыми (тангенциальными) зубьями. Преобразова­ние вращательного движения в поступательное и наоборот осу­ществляют цилиндрическим колесом и рейкой. Зубчатые передачи — самые распространенные среди меха­нических передач. Годовой выпуск зубчатых колес составляет несколько миллионов. Диапазон их применения широк: от ча­сов и приборов до самых тяжелых машин.

Достоинства зубчатых передач: малые габариты; высокий КПД; постоянство передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания; возможность применения в широком диа­пазоне вращающих моментов, скоростей и передаточных отно­шений; надежность в работе и простота обслуживания.

Недостатки зубчатых передач: высокие требования к точ­ности изготовления; шум при работе со значительными ско­ростями.

При работе зубчатых передач возникают силы, знание ко­торых необходимо для расчета на прочность зубьев колес, ва­лов и их опор. Силы определяют при статическом нагружении, без учета ошибок изготовления и деформаций деталей. Силами трения также пренебрегают вследствие их малости. Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления П, предполагая, что вся нагрузка передается одной парой зубьев.

Распределенную нагрузку по линии контакта К₂К₂ заме­ним результирующим вектором F_n. Вектор F_n, рас­кладывается по осям координат в окружном F_t, в радиальном F_r и в осевом F_а направлениях. На рис. представлены силы в торцовом сечении косозубого колеса.

Окружную силу определяют через заданный вращающий момент на шестерне T_1: . Радиальную силу F_r, осевую F_а, результирующую F_n силы находят через окружную F_t: . ,

Где – угол зацепления в торцовой плоскости, у прямозубой передачи β=0, α=α_t=20º, F_а=0. У шевронной передачи осевые силы уравновешиваются.

Расчёт на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев является основным критерием работоспособности зубчатых передач.

Расчёт производят при контакте зубьев в полюсе зацепления П. Контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусом р1 и р2.

При этом наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца:

Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия . После преобразования формулы Герца для контакта цилиндрических поверхностей получают формулу для определения межосевого расстояния , где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу; u - передаточное число; Ка = 49,5 МПа – для прямозубых колес; - коэффициент ширины колеса по межцентровому расстоянию, - допускаемое контактное напряжение.

Определив геометрические размеры передачи, ее проверяют на контактную прочность по формуле: ,

где - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям, - коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых передач =1), - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий), =1,25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

 

 

22. Ременные передачи. Основные критерии работоспособности. Кинематические геометрические параметры передачи. Силы и силовые зависимости в передаче. Эпюра распределения напряжений по длине ремня.

Ременная передача – передача трением с гибкой связью. 1 – ведущий шкив; 2 – ведомый шкив; 3 – ремень.

Основными критериями работоспособности ремённых передач являются:

1) тяговая способность – надёжность сцепления со шкивами,

2) долговечность ремня, которая определяется в основном его сопротивлением усталости.

Тяговая способность ременной передачи обусловливается сцеплением ремня со шкивами. Тяговая способность характеризуется кривыми скольжения и КПД передачи η от полезной нагрузки.

Долговечность ремня определяется в основном его сопротивлением усталости, которое зависит не только от значений напряжений, но также и от частоты циклов напряжений, т. е. от числа изгибов ремня в единицу времени.