Краткие теоретические сведения



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Краткие теоретические сведения



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. d1, , , 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)

 

u1-2 = 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·… ηn

 

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:



Последнее изменение этой страницы: 2021-04-05; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.235.120.150 (0.006 с.)