Выполнила :Краснова Л.А.

Цилиндрические зубчатые передачи передают вращающий момент между параллельными 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. 2 ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ПРЯМОЗУБАЯ; КОСОЗУБАЯ; ШЕВРОННАЯ; ВНУТРЕННЯЯ.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для 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. 3

Передаточное отношение U определяется соотношением угловых скоростей (ω) или частот вращения (n) ведомого и ведущего колёс U = ω 1 / ω 2 = n 1 / n 2. 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 Z 1 найти число зубьев колеса Z 2 = U * Z 1. Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи. 4

Расчетная окружная скорость м/с цилиндрической зубчатой передачи Конической передачи где - угловая скорость зубчатого колеса, n- частота вращения зубчатого колеса, мин -1 d w - начальный диаметр цилиндрического зубчатого колеса, м d wm - начальный средний диаметр конического зубчатого колеса 5

Учитывая, что скорость точек начальных окружностей, находящихся в зацеплении зубчатых колес, одинаково, имеем Выражая диаметр через модуль зацепления и соответствующее число зубов, получаем Отсюда передаточное отношение пары зубчатых колес (для одноступенчатой передачи) где T 1 и T 2 - крутящий момент ведущего и ведомого колеса. Отношение числа зубьев Z 2 колеса и числа зубьев Z 1, шестерни называют передаточным числом зубчатой передачи. 6

Окружная сила цилиндрической зубчатой передачи определяется по формуле Окружная сила конической зубчатой передачи определяется по формуле 7

1. Модуль зубьев m m = p/π = d/z 2. Высота зуба h h = 2,25m 3. Высота головки зуба h a h a = m 4. Высота ножки зуба h f h f = 1,25m 5. Диаметр делительной окружности d d = mz 8

1. Модуль зубьев m m = p/π = d/z 2. Высота зуба h h = 2,25m 3. Высота головки зуба h a h a = m 4. Высота ножки зуба h f h f = 1,25m 5. Диаметр делительной окружности d d = mz 6. Диаметр окружности Выступов d a d a = d + 2h a = d+2m 7. Диаметр окружности впадин d f = d 2h f = d 2,5m 8. Радиальный зазор между сопряженными колесами с с = 0,25m 9. Межосевое расстояние a ω a ω = 9

10. Шаг зубьев p p =π/m 11. Толщина зуба s t s t = 0,5p 12. Ширина впадины e e = 0,5p 13. Ширина венца зубчатого колеса (длина зуба) b b (6...8)m 14. Диаметр ступицы d CT d CT (l,6...2)d B 1 ) 15. Длина ступицы L cr L CT 1.5d B 16. Толщина обода δ δ (2,5...4)m 10

Зубчатые колеса изготовляют из сталей, чугуна и неметаллических материалов. Колеса из неметаллических материалов имеют небольшую массу, 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. 11

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяют по формуле Где σ Flim предел выносливости зубьев, соответствующий заданному (установленному) числу циклов нагружений; S F коэффициент безопасности (допускаемый запас прочности); Y S = 1,080,16lgm коэффициент, учитывающий влияние абсолютных размеров зубьев; K xF =( 1 8,3X )d a то же, для колес (d a диаметр вершин колеса, мм; m модуль, мм); Y R коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при полировании переходной поверхности равен 1.05÷1,2). 12

Аналитическими методами теории прочности можно получить точное решение для вычисления напряжений в контакте двух эвольвентных профилей. Для этого случая используют формулу Герца - Беляева : 13 CЖАТИЕ ЦИЛИНДРОВ

Здесь Е пр – приведённый модуль упругости материалов шестерни и колеса Е пр = 2 Е 1 Е 2 / ( Е 1 + Е 2 ), пр – приведённый радиус кривизны зубьев 1/ пр = 1/ 1 1/ 2, 1,2 = 0,5d W 1,2 sin W, - коэффициент Пуассона, q n - удельная погонная нормальная нагрузка, [ ] H E - допускаемые контактные напряжения с учётом фактических условий работы. 14

Расчёт зубьев на контактную выносливость для закрытых передач (длительно работают на постоянных режимах без перегрузок) выполняют как проектировочный. В расчёте задаются передаточным отношением, которое зависит от делительных диаметров и определяют межосевое расстояние А w (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. 15

16 ИЗГИБ И СЖАТИЕ ЗУБА

Напряжения сжатия вычитаются из напряжений изгиба. Учитывая, что напряжения изгиба в 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. 17

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный 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. 18

Рис. 1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зуб­чатыми колесами: а кинематическая схема; б - общий вид редуктора с косозубыми колесами 19

Рис. 2. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колесами : а кинематическая 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 20

Рис. 3. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с раздвоенной первой ( быстроходной ) ступенью : «- кинематическая схема ; б - общий вид ( без крышки ) 21

Основы проектирования червячных передач и винтовой передачи (винт-гайка) рассмотрены в теме 3 данной презентации. 22

Рис.1. Схема цепной передачи Цепными называют передачи с помощью цепей. 23

Передача (рис. 1) состоит обычно из ведущей 1 и ведомой 2 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 z 1 и z 2 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. 24

На практике стремятся к тому, чтобы а=(30>50)t. Минимальное значение а ограничивают обхватом цепи (a min 120°): при i3 a min = 0,5(d 1 + d 2 ) + (30÷50) мм; при i>3 Потребное число звеньев цепи (длина цепи в шагах) определяется по предва­рительно выбранным значениям a, t, z 1 и z 2 : Для обеспечения нормального провиса­ния ведомой ветви цепи межосевое рас­стояние уменьшают на 0,20,4%. 25

Износ шарниров в процессе эксплуатации типичный вид 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. 26

При скоростях V Ц >15 м/с возрастают ударные нагрузки в передаче, и даже 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. 27

28