Краткие теоретические сведения. Передачи – это механизм, связывающий двигатель и исполнительные органы машины.

Передачи – это механизм, связывающий двигатель и исполнительные органы машины.

В передачах следует различать два основных звена: входное (ведущее) и выходное (ведомое).

Звенья, передающие вращающий момент, называются ведущими, а звенья, приводимые в движение от ведущих – ведомыми.

Параметры передачи, относящиеся к ведущим звеньям, отмечаются индексом 1, а к ведомым – индексом 2, т.е. d_{1, , ,} P₁, M₁  - соответственно диаметр, окружная скорость, угловая скорость, мощность, вращающий момент на ведущем валу: d₂, , , P₂, M₂ – тоже на ведомом.

Любая передача характеризуется следующими параметрами: мощностью на выходе, быстроходностью, которая выражается угловой скоростью ведомого вала (, или n₂), передаточным отношением (передаточным числом) и КПД. В целях унификации обозначений передаточные отношения ( _/ ) и передаточные числа (z₁/z₂) обозначаем буквой u, с той лишь разницей, что передаточное отношение обозначается u₁₂ (в направлении потока мощности от ведущего звена к ведомому), а передаточное число – u₁, u₂, u₃  и т.д. в зависимости от числа ступеней при многоступенчатой передаче.

  Передаточное число - это отношение большей угловой скорости к меньшей (u ≥ 1).

Передаточное отношение – отношение угловой скорости ведущего звена к угловой скорости ведомого звена (м. б. ≥ 1 или ≤ 1)

 

u_1-2 = ω₁/ ω₂ = n₁ / n₂

 

Механический коэффициент полезного действия (КПД) – отношение мощности на ведомом валу к ведущему (0,25 … 0,98):

η = Р₂ / Р₁

 В многоступенчатых передачах общий КПД определяется как произведение КПД каждой ступени в отдельности:

η = η₁· η₂·… η_n

 

Таблица 6  

Средние значения КПД некоторых передач

(с учетом потерь в подшипниках)

 

Тип передачи	Открытая	Закрытая
Зубчатая цилиндрическая	0,95	0,97
Зубчатая коническая	0,95	0,96
Цепная	0,92	-
Клиноременная	0,96	-
Червячная	-	0,8

 

Для закрытых зубчатых передач основным является расчет на контактную выносливость (усталость, прочность) активных поверхностей зубьев.

Условие контактной прочности выполняется, если расчетные контактные напряжения   не превышают допускаемых

.

Контактная прочность передачи прежде всего определяется свойствами материала зубчатых колес.

Основным материалом зубчатых колес являются углеродистые стали марок 35, 40, 45, 50, 50Г или легированные марки 35ХГС, 40Х, 40ХН, 35ХМА и другие.

Для повышения прочности и твердости зубьев их подвергают различным видам термической или химико-термической обработки.

При выборе материала следует учитывать, что зуб шестерни более нагружен, поэтому твердость поверхности зубьев шестерни должна быть больше, чем у колеса. Для прямозубых колес разность средней твердости шестерни и колеса должна быть не менее HB 20, т.е.

Для косозубых передач твердость зубьев шестерни желательно возможно большая.

Рекомендуется использовать для изготовления шестерни и колеса сталь одной марки, но с термической обработкой до разной твердости.

 

 

 

Таблица 7

Марка стали	Термическая обработка	Твердость поверхности зубьев
Сталь 45	Нормализация Улучшение Закалка ТВЧ	HB 180…200 HB 240…280 HRC 40…50
Сталь 50Г	Закалка объемная	HRC 45…50
Сталь 40Х	Нормализация, Улучшение Закалка ТВЧ Азотирование	HB 210…235 HB 240…280 HRC 48…52 HRC 60…65
Сталь 20Х, 20ХФ	Цементация с последующей закалкой	HRC 52…62

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость определяют по формуле:

а,

 

где - базовый предел контактной выносливости;

- для материала с

- для материала с HB>350;

- коэффициент долговечности, принимаем =1;

- коэффициент запаса прочности.

Принимаем:

1,1…1,2 –для колес из сталей, подвергнутых нормализации, улучшению или объемной закалке;

1,2…1,3 – для колес с поверхностным упрочнением зубьев (закалка ТВЧ, азотирование).

Расчет на контактную усталость прямозубых передач ведется по колесу, для которого допускаемое напряжение меньше.

Расчет косозубых и шевронных передач ведется по условно допускаемому напряжению 

Расчет на контактную прочность основан на использовании формулы Герца – Беляева для наибольших контактных напряжений в зоне зацепления:

 

где  – нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий;

- приведенный модуль упругости материалов колес;

 - приведенный радиус кривизны зубьев.

После преобразования входящих в формулу величин получаем формулу для расчета межосевого расстояния передачи:

 

 

где - вспомогательный коэффициент;

- для прямозубых передач;

- для косозубых и шевронных передач;

- вращающий момент на колесе, Нм;

- коэффициент неравномерности нагрузки:

 - для прямозубых передач;

 - для косозубых и шевронных передач;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

 - для прямозубых передач,

- для косозубых передач,

  - для шевронных передач.

При выборе  рекомендуется пользоваться рядом: 0,1; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.

Полученное значение межосевого расстояния  округляем до стандартного из ряда: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630.

После определения межосевого расстояния  из эмпирических соотношений определяем: