Подбор поликлиновых и зубчатых ремней

Поликлиновой ремень- обладает достоинствами плоского ремня и клинового одновременно. Передача поликлиновым ремнём может осуществляться при габаритах.

Передача стандартизована, стандарт предусматривает три сечения ремня К, Л, М.

Тип ремня подбирается в зависимости от передаваемой мощности Р₁ и частоты n₁. Определяют необходимое число клиньев ремня.

Р₁₀- табличное значение мощности, которую может передавать ремню имеющий 10 клиньев.

Подбор зубчатого ремня

Зубчато ременная передача относится к передачам, работающим по принципу зацепления. Может быть использована в точных кинематических цепях, обладает высокой тяговой способностью.

Основной параметр передачи- модуль (m) величина в π раз меньшая шага.

Исходя из ограничений, напряжений сдвига, зуба ремня, модуль определяют:

Z=14…22

Fp- расчётное окружное усилие, определяется как

Для нормальной работы ремня, требуется незначительное натяжение передачи.

 

 

Зубчатые передачи

- состоит из пары зубчатых колёс. Общее название зубчатое колесо. Если два- меньшее шестерня, большее колесо.

Классификация:

· В зависимости от окружной скорости зацепления

тихоходные

среднескоростные

быстроходные

· В зависимости от поверхности зуба

1) Эвольвентные

2) Зацепление новикова

3) Циклоидальное

· По типу зубьев

1) С прямым зубом

2) С косым зубом

3) С круговым зубом

· В зависимости от твёрдости поверхности зубьев

1) НВ<350

2) HB>=350

 

34. Геометрические параметры прямозубой цилиндрической передачи

Меньшее ЗК - шестерня. m– модуль =Р-шаг/П-число ПИ, aW – межосевое расстояние, Yd =bW(ширина)/dW – коэффициент ширины, a = 20° – угол профиля, U – передаточное число, делительный диаметр d, диаметры вершин dаи впадин df

aw=(d1+d2)/2. Ширина зубчатого колеса равна b2=Yb(коэф ширины)*aw. Ширину шестерни принимают в 1,12 раз больше, чем ширина колеса b1=1,12*b2.

 

 

Все параметры зубчатых передач и индексы которые используются стандартизованы.

Параметры с индексом омега относятся к начальной окружности. Параметры с индексом v относятся к основной окружности оси поверхн.

Индекс «а» окружности вершин

Индекс «b» к окружности впадин

Параметры без индекса относятся к делительной окружности.

 

35.Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач

Поломка зубьев. Наиболее опасный вид разрушения, при­водящий к выходу из строя передачи и часто к повреждению других деталей (валов, подшипников)

Поломка зубьев может вызываться большими перегрузками ударного или статического действия или усталостью материала от многократно повторяющихся нагрузок.

Поломки от перегрузок часто бывают связаны: а) с концен­трацией нагрузки по длине зубьев из-за погрешностей изготовле­ния или больших упругих деформаций валов; б) с износом зубьев, приводящим к их ослаблению и к росту динамических нагрузок; в) с вводом в зацепление на ходу передвижных шестерен.

Трещины обычно появляются у основания зубьев на стороне растянутых волокон.

При усталостном разрушении излом имеет вогнутую фор­му на теле колеса, при разрушении от перегрузки — выпук­лую. Зубья шевронных и широких косозубых колес обычно выламываются по косому сечению (от основания к вершине противоположного торца).

Стандарт предусмотр 12 степеней точности(1-самы точные)В машиностроении исп 6-8

Степ. Точности хар-ся 3-мя параметрами

1)Кинаматич точность (Нормой кинемат точности регламентируют наибольшую погрешность передаточного числа или угла поворта в пределах 1-го оборота зубч. Колеса

2)норма плавности работы (Нормой плавности регламентир. Многократно повтор циклич ошибки передвточного числа или угла поворота за 1 поворот

3)Норма пятна контакта зацепления (Нома контакта зубьев регламентируется очисткой изготов. и контакта влияющие на площадь контакта

 

36. Расчетная нагрузка при расчете ЗП

 

При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погреш­ностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагруз­ка определяется умножением номинальной нагрузки на коэф­фициент нагрузки К > 1.

Номин нагрузка опред ,

Gп распределяется неравномерно:

1) между одновременно работающими парами зубьев.

2) по длине зуба

3) возникает дополнительная внутренняя динамическая нагрузка.

4) внешняя динамическая нагрузка.

T_1H=T₁×K_H

T_1F=T₁×K_F

Коэффициент нагрузки:

K_H = K_HA×K_HV×K_Hb×K_{Hα -} Коэф нагрузки при расчете контактных напря­жений

K_F = K_FA×K_FV×K_Fb×K_Fα, - при расчете напряжений изгиба

K_A – коэффициент внешней динамической нагрузки;

K_HV, K_FV – коэффициенты, учитывающие внутренюю дин. нагр

K_Hb, K_Fb – коэффициенты концентрации нагрузки, учиты­вающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;.

K_H£, K_F£ – коэффициент, учитывающий характер рас­пределения нагрузки между зубьями. Для прямозубой передачи равен 1, для косозубой определяется по формуле.