ТЕМА . МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ ЛЕКЦИЯ № 5 . Ц илиндрические зубчатые передачи (Ц З П)

1. ТЕМА. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИЛЕКЦИЯ № 5. Цилиндрические зубчатые передачи (ЦЗП) Вопросы, изложенные в лекции 1 Кинематика и динамика ЦЗП. 2 Усилия, действующие в зацеплении ЦЗП. 3 Основы расчета ЦЗП. 4 Конструктивные особенности и параметры ЦЗП.

3. При работе эвольвентной зубчатой передачи рабочие поверхности зубьев одновременно обкатываются и упруго скользят друг по другу (рисунок 1). Рисунок 1 – Перекатывание (скольжение) зубьев в процессе работы передачи и –векторы окружных скоростей. При≠зацепление нарушается. При равенстве и (рисунок 1, б) относительное скольжение профилей отсутствует – положение полюса зацепления. Разность и (рисунок 1 а, в) вызывает относительное скольжение профилей зубьев шестерни и колеса. Относительное упругое скольжение поверхностей зубьев вызывает появление силы трения.

4. На шестерню действует вращающий момент , который создает распределенную по контактным линиям нагрузку. Обычно эту нагрузку заменяют равнодействующей силой , направленной по линии зацепления. Так как перенос точки приложения силы по линии её действия не меняет результатов действия силы, то силы взаимодействия зубьев принято определять в полюсе зацепления (рисунок 2). Рисунок 2 – Усилия в прямозубой цилиндрической передаче Равнодействующую силу раскладывают на две составляющие: – окружную – радиальную – угол зацепления в нормальном сечении,; – угол наклона линии зуба, в прямозубой передаче , но в косозубой (см. далее)...

5. В косозубой передаче, за счет наклона продольной оси зуба к образующей делительного цилиндра, кроме тангенциальной и радиальной сил появляется осевая сила (рисунок 3). Соотношения между составляющими силы взаимодействия зубьев в этом случае будут следующими: – окружная – радиальная – осевая На зубья шестерни и колеса действуют одинаковые, но противоположно направленные силы. В шевронной передаче, благодаря противоположному направлению спирали зубьев, уравновешивается в самом колесе.

6. При работе передачи зубья испытывают длительно действующие нормальные нагрузки, а также кратковременные перегрузки статического или ударного характера. Действующие нагрузки вызывают на рабочей поверхности зубьев контактные напряжения (рисунок 4), а в сечении зубьев – напряжения изгиба (рисунок 5).

7. Таким образом, расчет ведется из условия: и Проектным расчетом является расчет зубьев на контактную прочность рабочих поверхностей. При проектировочном расчете определяется межосевое расстояние передачи: где для прямозубой передачи K=315, для косозубой–K = 270. – коэффициент ширины венца колеса При симметричном расположении колесон равен ; при несимметричном – ; при консольном – . Расчетный момент: где – максимальный момент нормально протекающего технологического процесса; – коэффициент нагрузки, учитывающий условия работы зубьев и качество их рабочих поверхностей:

8. Фактические напряжения (МПа) в зацеплении определяют с учетом неравномерности распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, а также с учетом ударов. где– ширина зубчатого венца колеса, которая в этом случае составит Ширину венца шестерни задают больше ширины колеса для компенсации возможного осевого смещения зубчатых колес из-за неточности сборки. Разница между и не должна превышать 5 %, т.к. либо значительно уменьшается ресурс передачи, либо неэффективно используется выбранный материал пары зубчатых колес. Модуль зацепления определяют расчетом, после того как основные размеры будут установлены по контактной прочности.

9. Ориентировочное значение отношения модуля к межосевому расстоянию: при твердости при твердости В полученном диапазоне выбирают стандартное значение модуля, учитывая, что при малом его значении увеличивается коэффициент перекрытия зубьев, повышается КПД, снижается уровень шума, уменьшаются отходы металла в стружку, сокращается трудоемкость изготовления колеса, а при больших значениях – передача менее чувствительна к неточности межосевого расстояния, выше изгибная прочность зубьев её колес. Минимальное значение модуля силовых передач: при твердости при твердости

10. Для определения суммарного числа зубьев предварительно определяют минимальный угол наклона линии зуба как Суммарное число зубьев предварительно находят по формуле Далее определяют числа зубьев шестерни и колеса: Полученные расчетом числа зубьев округляют до ближайшего целого значения и уточняют фактическое передаточное число и фактический угол наклона линии зубьев как

11. После выбора модуля и определения чисел зубьев необходимо проверить фактические напряжения изгиба Коэффициент нагрузки находят как Напряжения изгиба определяют отдельно для колеса и шестерниили только для более слабого (лимитирующего) элемента. Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5 %. При наличии пиковых моментов проверяют статическую прочность зубьев по контактным напряжениям и на изгиб по формулам

12. Основные параметры и размеры, полученные в результате прочностного расчета цилиндрической передачи приведены на рисунке 6.

13. Конструктивные особенности и геометрические параметры ЦЗП В зубчатых колесах можно выделить 4 основных элемента: Зубчатый венец,включающий зубья, предназначенные для взаимодействия с сопряженным зубчатым колесом. Обод– часть зубчатого колеса, несущая зубчатый венец. Наиболее часто обод совмещают с зубчатым венцом, но иногда их выполняют раздельными (например, из разных материалов). Ступица – часть зубчатого колеса, соединяющая его с валом, несущим зубчатое колесо. Зубчатые колеса сравнительно малого диаметра выполняются, как правило, заодно целое с этим валом и называются вал-шестерня. Диск– часть зубчатого колеса, соединяющая обод со ступицей; в литых и сварных зубчатых колесах диск зачастую заменяется отдельными спицами.

14. Конструктивные особенности и геометрические параметры ЦЗП

15. Конструктивные параметры зубчатых колес представлены на рисунке 9. Толщина обода цилиндрических зубчатых колес может быть выбрана по соотношению, мм: Диаметр обода, мм: Рисунок 9 – Конструктивные параметры точеных и кованых колес Толщину диска для цилиндрических колёс принимают равной: Диаметр ступицыопределяют как а её длину находят по формуле где – посадочный диаметр вала. У колес большого диаметра с целью экономии легированной стали иногда применяют насадной зубчатый венец (сборные зубчатые колёса), который крепится на ободе так, чтобы исключить возможность его проворачивания.

16. Конструкции цилиндрических зубчатых колес

17. Конструкции цилиндрических зубчатых колес

18. Конструкции цилиндрических зубчатых колес

19. Конструкции цилиндрических зубчатых колес

20. Конструкции цилиндрических зубчатых колес

21. Конструкции цилиндрических зубчатых колес Рисунок 17 –Конструкции составных колес: а) бандажированного колеса; б) сборного колеса

22. Примеры чертежей цилиндрических колес

23. Примеры чертежей цилиндрических колес

24. Примеры чертежей цилиндрических колес

25. Примеры чертежей цилиндрических колес

26. Примеры чертежей цилиндрических колес

27. Примеры чертежей цилиндрических колес

28. Лекция окончена.Спасибо за внимание!