Механические передачи. зубчатые передачи. классификация, область применения. достоинства и недостатки

тела вращения на которых расположены зубья наз зубчатые колеса. меньшее колесо-шестерня,большее-колесо.классификация :1по взаимному расположению осей валов:а) с параллельными б) с пересекающимися осями валов в) с перекрещивающимися осями валов.2по расположению зубьев : прямозубые,косозубые.3 по форме профиля зубьев: эвольвентные и круговые.4по конструктивному оформлению: закрытые и открытые.преимущества:высокая нагруз способность.малые габариты,большая долговечность и надежность,выокий КПД,постоянство передаточного отношения,возмрожность применения в широком диапозоне скоростей.недостатки:высокая шумность на больших скоростях,высокие требования в точности изготовления,высокая жесткость не позволяющая компенсировать динамические нагрузки.

Геометрия прямозубой цилиндрической передачи.силы действующие в зацеплении.

без смещения 1a_w=0,5*m(z₂+- z₁) – межосевое расстояние, 2 d=Z*m – делительный диаметр. 3 U= Z₂/Z₁ – передаточное число 4 d_a=d+2h_a=d+2m - диаметр окр-тей вершин зубьев, 5 d_f=d-2,5h_a=d-2,5m – диамтр впадин

со смещением 1 a_w=0,5m(z₂+-z₁)(cos(альфа)/cos(альфаW), 2 a_w=0,5m(z₂+-z₁) – делительное межосевое расст., 3 d=Z*m, 4 d_w=2α_w/u+1 начальный диаметр для шестерни, d_w=2α_w*U/u+1 – для колеса.5 d_a=d+2m(ha*+X-дельтаY) 6 d_f=d-2m(hf*-c*-x) 7 x=x₁+-x₂ – суммарный коэф-т смещения. 8 дельта Y= X-Y- коэф-т уравнительного смещения, 9 y=a_w-a/m – коэф. воспринимаемого смещения.

Силы, действ. в зацеплении. Значение сил в зацеплении явл. основой прочн. расчета зубч. колес, валов, подшипников. В контакте 2х колес приложена нормальная к пов-ти зуба сила Fn. Эта сила раскладывается на 2 сост.: окружную (Ft=2T/d {H}), радиальную (Fr=Ft*tg(альфа) {H})

Критерии работоспособности и расчета зубчатых передач. Условия работы зуба в зацеплении.

сигма аш – контактное напряжение, сигма эф – напряжение изгиба. Под действием нормальной силы Fn и Fтр зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывает 2 вида напряжения – сигма аш, сигма эф. Изменяющиеся во времени по пульсирующему циклу и вызывающие разрушение зубьев: 1 поломки (статические и усталостные). 2 повреждение пов-ти зубьев(усталостное выкрашивание(при хор. смазке, износ зубьев мал, но образуются раковины), абразивный износ(при плохой смазке), заедание(в высоконагруженных передачах), пластич. сдвиг(в тяжелонагр. деталях из мягкой стали), отслаивание(при плохой то))

Расчетная нагрузка

За расчетную нагрузку принимают макс. значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев q=Fn*K/l, где Fn – нормальная сила в зацеплении. К – коэф. расчетной нагрузки, l- суммарная длина линии контактного зацепления. При расчете по контактным напряжениям и напряжениям изгиба: Кн=Кн альфа*Кн бэта*Кн v, Кf=Кf альфа*Кf бэта*Кf v, где К альфа – коэф. распределения нагрузки между зубьями(учит. влияние ошибок окружного шага и направления зубьев). Кбэта-коэф. концентрированной нагрузки(учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба), Кv-коэф. динамической нагрузки(учитывает внутр. динамич. нагрузки). Кн альфа=1+0,006(n_ст-5)=<1,25; Kf альфа=1+с(n_ст-5)=<1,6, n_ст- степень точности, с- коэф. зависящий от твердости зуба. К бэта =qmax/qcp, qcp – cp интенсивность нагрузки. К v = 1+qv/q, qv- удельная динамическая нагрузка, q – удельная расчетная рабочая нагрузка в зоне ее наибольшей концентрации.