Презентация, доклад на тему Механические передачи зацепления

эвольвентного зубчатого зацепления. Материалы и допускаемые напряжения. Допускаемые контактные напряжения. Расчет зубчатого зацепления на контактную прочность. . Расчет зубьев на изгиб. Проектировочный расчет на контактную выносливость.
Зубчатые редукторы. Червячные передачи. Общие сведения. Классификация червячных передач. Верхнее и нижнее расположение червяка. Геометрия и кинематика червячного зацепления. Расчет червячного зацепления на контактную прочность. Расчет открытых червячных передач. Конструкции червяков и червячных колес.
Цепные передачи. Основные характеристики цепных передач, устройство и область применения. Основные геометрические параметры. Разрушающая нагрузка. Критерии работоспособности цепных передач.
Передача винт-гайка. Устройство и назначение передач винт-гайка. Силовые соотношения в винтовой паре. Привод винтовой передачи. Критерии работоспособности. Методика расчета передачи. Грузовой винтовой механизм. Расчет винтов и гаек передач на прочность.

валами.
Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.
Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.
Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.
Выбор параметров цилиндрических зубчатых передач обусловлен конструктивными и технологическими условиями.

(n) ведомого и ведущего колёс
U = ω1 / ω2 = n1 / n2.
Здесь и далее индексы 1 и 2 расставлены в порядке передачи механической энергии 1- ведущее (шестерня), 2- ведомое (колесо). Учитывая, что в зацепление входят колёса с одинаковым модулем (, можно задавшись числом зубьев шестерни Z1 найти число зубьев колеса
Z2 = U * Z1.
Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи.

передачи

где - угловая скорость зубчатого колеса,
n- частота вращения зубчатого колеса, мин-1
dw- начальный диаметр цилиндрического зубчатого колеса, м
dwm- начальный средний диаметр конического зубчатого колеса

одинаково, имеем

Выражая диаметр через модуль зацепления и соответствующее число зубов, получаем

Отсюда передаточное отношение пары зубчатых колес (для одноступенчатой передачи)

где T1 и T2 - крутящий момент ведущего и ведомого колеса .
Отношение числа зубьев Z2 колеса и числа зубьев Z1, шестерни называют передаточным числом зубчатой передачи .

конической зубчатой передачи определяется по формуле

h
h = 2,25m
3. Высота головки зуба ha
ha = m
4. Высота ножки зуба hf
hf = 1,25m
Диаметр делительной окружности d
d = mz

Высота головки зуба ha
ha = m
4. Высота ножки зуба hf
hf = 1,25m
Диаметр делительной окружности d
d = mz

6. Диаметр окружности
Выступов da
da = d + 2ha = d+2m
7.Диаметр окружности
впадин df
= d — 2hf = d — 2,5m
8. Радиальный зазор между сопряженными колесами с
с = 0,25m
9. Межосевое расстояние aω
aω=

впадины e
e = 0,5p
13. Ширина венца зубчатого колеса
(длина зуба) b
b ≈ (6...8)m

14. Диаметр ступицы dCT
dCT ≈ (l,6...2)dB1)
15. Длина ступицы Lcr
LCT ≈ 1.5dB
16. Толщина обода δ
δ ≈ (2,5...4)m

материалов. Колеса из неметаллических материалов имеют небольшую массу и не корродируют, а передачи с ними бесшумны в работе. Но невысокая прочность материалов и, как следствие, большие габари­ты передачи и сравнительно высокая стоимость изготовления колес ограничива­ют их применение в силовых механизмах.
Чугунные зубчатые колеса дешевле стальных, их применяют в малонагруженных открытых передачах. Они имеют малую склонность к заеданию и хорошо работают при бедной смазке, но не выдерживают ударных нагрузок.

σFlim — предел выносливости зубьев, соответствующий заданному (установленному) числу циклов нагружений; SF— коэффициент безопасности (допускаемый запас прочности); YS= 1,08—0,16lgm— коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров зубьев; KxF=( 1 — 8,3X 10-5)da—то же, для колес (da — диаметр вершин колеса, мм; m — модуль, мм); YR — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при полировании переходной поверхности равен 1.05÷1,2).

получить точное решение для вычисления напряжений в контакте двух эвольвентных профилей. Для этого случая используют формулу Герца-Беляева:

2 Е1 Е2 / ( Е1 + Е2),
ρпр – приведённый радиус кривизны зубьев
1/ρпр = 1/ρ1 ± 1/ρ2, ρ1,2 = 0,5dW 1,2 sin αW ,
ν - коэффициент Пуассона, qn - удельная погонная нормальная нагрузка, [σ]HE - допускаемые контактные напряжения с учётом фактических условий работы.

постоянных режимах без перегрузок) выполняют как проектировочный. В расчёте задаются передаточным отношением, которое зависит от делительных диаметров и определяют межосевое расстояние Аw (или модуль m), а через него и все геометрические параметры зубьев. Для открытых передач контактные дефекты не характерны и этот расчёт выполняют, как проверочный, вычисляя контактные напряжения и сравнивая их с допускаемыми.

консольной балке равны частному от деления изгибающего момента Mизг на момент сопротивления корневого сечения зуба W, а напряжения сжатия это сила Fr, делённая на площадь корневого сечения зуба, получаем:

.
Здесь b – ширина зуба, m – модуль зацепления,
YH – коэффициент прочности зуба.

в виде отдельного агре­гата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соот­ветственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или свар­ного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

цилиндрическими зуб­чатыми колесами:
а — кинематическая схема; б - общий вид редуктора с косозубыми колесами

схема; б — редуктор со снятой крышкой (колеса косо-
зубчатые); в — общий вид редуктора, у которого подшипниковые узлы закрыты
врезными крышками; г — общий вид редуктора, у которого подшипниковые
крышки привернуты винтами

раздвоенной первой (быстроходной) ступенью:
«-кинематическая схема; б - общий вид (без крышки)

винтовой передачи (винт-гайка) рассмотрены в теме 3 данной презентации.

называют передачи с помощью цепей.

звездочек, связанных между собой приводной цепью (в машиностроении применяют также грузовые и тяговые цепи). Их применяют в качестве ступеней в приводах стационарных механизмов и машин (станках, роботах, сельскохозяйственной, транспортной технике и др.).
Числа зубьев z1 и z2 звездочек выби­рают из условия обеспечения минималь­ных габаритов и более плавного хода цепи.
Расстояние а между осями звездочек (см. рис. 1) также влияет на работо­способность цепи, так как оно определяет частоту нагружения шарниров. При малом а цепь быстро изнашивается, а при большом а ведомая ветвь начинает колебать­ся из-за сильного провисания.

(amin≥120°): при i≤3
amin = 0,5(d1+ d2) + (30÷50) мм; при i>3


Потребное число звеньев цепи (длина цепи в шагах) определяется по предва­рительно выбранным значениям a, t, z1 и z2:

Для обеспечения нормального провиса­ния ведомой ветви цепи межосевое рас­стояние уменьшают на 0,2—0,4%.

поврежде­ния цепей быстроходных закрытых и полузакрытых передач станков,
двигателей и оборудования общего машиностроения.
Усталостное разрушение элементов цепи вызывается переменными напряже­ниями от внешней нагрузки, сил инерции и ударных нагрузок, обусловленных вну­тренней динамикой цепного привода. Разрушению часто предшествует контактная коррозия, развивающаяся на стенках отверстий пластин и на поверхностях роликов и осей.

при сравнительно небольших нагрузках может происходить раскалывание роликов и ослабление прессовых соединений вали­ков и втулок с пластинками.
Таким образом, износостойкость и прочность цепей являются основными критериями работоспособности передач.

вычисляются напряжения сжатия?
5.Основные характеристики цепных передач?
6.Критерии работоспособности цепных передач?
7. Как рассчитывают зубья на контактную прочность и выносливость?