Презентация на тему "Механические передачи зацепления"

Содержание

• 
  Слайд 1

  Тема 6

  Механические передачи зацепления

• 
  Слайд 2

  План лекции

  Виды зубчатых передач. Основные характеристики зубчатых передач. Геометрия и кинематика 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. 2

• 
  Слайд 3

  Виды цилиндрических зубчатых передач

  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. 3 ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХПЕРЕДАЧ ПРЯМОЗУБАЯ; КОСОЗУБАЯ; ШЕВРОННАЯ; ВНУТРЕННЯЯ.

• 
  Слайд 4
  

  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. 4

• 
  Слайд 5
  

  Передаточное отношение U определяется соотношением угловых скоростей (ω) или частот вращения (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 Z1найти число зубьев колеса Z2 = U * Z1. Передаточное число U ограничено габаритами зубчатой передачи. 5

• 
  Слайд 6

  Основные характеристики зубчатых передач

  Расчетная окружная скорость м/с цилиндрической зубчатой передачи Конической 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 6

• 
  Слайд 7
  

  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 T1 и T2 - крутящий момент ведущего и ведомого колеса . Отношение числа зубьев Z2 колеса и числа зубьев Z1, шестерни называют передаточным числом зубчатой передачи . 7

• 
  Слайд 8
  

  Окружная сила цилиндрической зубчатой передачи определяется по формуле Окружная сила конической зубчатой передачи определяется по формуле 8

• 
  Слайд 9

  Геометрия эволентного зубчатого зацепления

  Модуль зубьев m m = p/π = d/z Высота зубаh h = 2,25m 3. Высота головки зубаha ha = m 4. Высота ножки зубаhf hf= 1,25m Диаметр делительной окружностиd d = mz 9

• 
  Слайд 10
  

  Модуль зубьев m m = p/π = d/z Высота зубаh h = 2,25m 3. Высота головки зубаha ha = m 4. Высота ножки зубаhf hf= 1,25m Диаметр делительной окружностиd 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= 10

• 
  Слайд 11
  

  10. Шаг зубьев p p =π/m 11. Толщина зуба st st = 0,5p 12. Ширина 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 11

• 
  Слайд 12

  Материалы и допускаемые напряжения

  Зубчатые колеса изготовляют из сталей, чугуна и неметаллических 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. 12

• 
  Слайд 13

  Допускаемые напряжения.

  Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяют по формуле Где 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). 13

• 
  Слайд 14

  Расчет зубьев на контактную прочность и выносливость

  Аналитическими методами теории прочности можно получить точное решение для вычисления напряжений в контакте двух эвольвентных профилей. Для этого случая используют формулу Герца-Беляева: 14 CЖАТИЕ ЦИЛИНДРОВ

• 
  Слайд 15
  

  Здесь Епр – приведённый модуль упругости материалов шестерни и колеса Епр= 2 Е1 Е2 / ( Е1 + Е2), пр – приведённый радиус кривизны зубьев 1/пр= 1/1 1/2,1,2 = 0,5dW 1,2 sinW , - коэффициент Пуассона, qn - удельная погонная нормальная нагрузка, []HE- допускаемые контактные напряжения с учётом фактических условий работы. 15

• 
  Слайд 16
  

  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 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. 16

• 
  Слайд 17

  Расчет зубьев на изгиб

  17 ИЗГИБ И СЖАТИЕ ЗУБА

• 
  Слайд 18
  

  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. 18

• 
  Слайд 19

  Зубчатые редукторы

  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. 19

• 
  Слайд 20

  Примеры цилиндрических зубчатых редукторов

  Рис. 1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зуб­чатыми колесами: а — кинематическая схема; б - общий вид редуктора с косозубыми колесами 20

• 
  Слайд 21
  

  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 21

• 
  Слайд 22
  

  Рис. 3. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с раздвоенной первой (быстроходной) ступенью: «-кинематическая схема; б - общий вид (без крышки) 22

• 
  Слайд 23

  Червячные передачи и передачи винт-гайка

  Основы проектирования червячных передач и винтовой передачи (винт-гайка) рассмотрены в теме 3 данной презентации. 23

• 
  Слайд 24
  

  Цепные передачиОсновные характеристики цепных передач, устройств и область применения

  Рис.1. Схема цепной передачи Цепными называют передачи с помощью цепей. 24

• 
  Слайд 25
  

  Передача (рис. 1) состоит обычно из ведущей 1 и ведомой 2 звездочек, связанных между собой приводной цепью (в машиностроении применяюттакже грузовые и тяговые цепи). Их применяют в качестве ступеней в приводах стационарных механизмов и машин (станках, роботах, сельскохозяйственной, транспортной технике и др.). Числа зубьев z1и z2звездочек 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. 25

• 
  Слайд 26
  

  На практике стремятся к тому, чтобы а=(30>50)t. Минимальное значение а ограничивают обхватом цепи (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, z1и z2: Для обеспечения нормального провиса­ния ведомой ветви цепи межосевое рас­стояние уменьшают на 0,2—0,4%. 26

• 
  Слайд 27

  Критерии работоспособности цепных передач

  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. 27

• 
  Слайд 28
  

  При скоростях vц>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. 28

• 
  Слайд 29

  Контрольные вопросы

  1.Виды зубчатых передач? 2.Основные характеристики зубчатых передач? 3.Как определяются контактные напряжения? 4. Как вычисляются напряжения сжатия? 5.Основные характеристики цепных передач? 6.Критерии работоспособности цепных передач? 7. Как рассчитывают зубья на контактную прочность и выносливость? 29