загрузка...
загрузка...
На головну

Хвильові зубчасті передачі. Засоби отримання і розрахунок на міцність

  1. Delay - пристрій затримки сигналу (тільки для Active Filters).
  2. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  3. I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок
  4. I. Розрахунок накопичувальної частини трудової пенсії.
  5. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  6. I. Розрахунок розміру плати за комунальну послугу, надану споживачеві за розрахунковий період в i-м житловому приміщенні (житловий будинок, квартира) або нежитловому приміщенні
  7. I. Розрахунок розміру страхової частини трудової пенсії.

3.92.Хвильові передачі засновані на принципі передачі обертального руху за рахунок біжить хвильової деформації одного з зубчастих коліс.

Кінематично ці передачі є різновидом планетарної передачі з одним гнучким зубчатим колесом. На рис. 3.61 зображені основні елементи хвильової передачі: нерухоме колесо 7 з внутрішніми зубами, що обертається пружне колесо 2 з зовнішніми зубами і водило h. Нерухоме колесо закріплюється в корпусі і виконується у вигляді звичайного зубчастого колеса з внутрішнім зачепленням. Гнучке зубчасте колесо має форму склянки з легко деформується тонкою стінкою: в потовщеною частини (лівої) нарізаються зуби, права частина має форму вала. Водило складається з овального кулачка і спеціального підшипника.

Мал. 3.61. хвильова передача

Гнучке колесо деформується так, що по осі овалу I-I зуби зачіпляються на повну робочу висоту; по осі II-II зуби НЕ зачіпляються.

Передача руху здійснюється за рахунок деформування зубчастого вінця гнучкого колеса. При обертанні водила хвиля деформації біжить по колу гнучкого зубчастого вінця; при цьому вінець обкатується по нерухомому жорсткому колесу в зворотному напрямку, обертаючи склянку і вал. Тому передача і називається хвильовий, а водило - хвильовим генератором.

При обертанні водила овальної форми утворюються дві хвилі. Таку передачу називають двохвильовий. Бувають трьох хвильові передачі, на рис. 3.62 показана схема такої передачі.


Мал. 3.62. трехволновая передача

3.93. Гідність і недоліки хвильових передач.

Хвильові передачі володіють великою навантажувальною здатністю (в зачепленні знаходиться велика кількість пар - зубів) і високим передавальним числом (/ ^ 300 для одного ступеня) при порівняно малих габаритах. це основні переваги цих передач. Передача може працювати, перебуваючи в герметизированном корпусі, що дуже важливо для використання хвильових передач в хімічній, авіаційній та інших галузях техніки.

Недоліки хвильової передачі: складність виготовлення гнучкого колеса і хвильового генератора; можливість використання цих передач тільки при порівняно невисокій кутової швидкості вала генератора.

Порівняйте хвильову передачу зі звичайною зубчастою з точки зору коефіцієнта перекриття зубів.

Чи впливає на працездатність хвильової передачі точність виготовлення деталей генератора хвиль?

3.94. Передавальне відношення хвильових передач визначається методом зупинки водила (метод Вілліса).

За рис. 3.61 передавальне відношення: при нерухомому жорсткому колесі

 (3.36)

де ?h і ?2 - Кутові швидкості хвильового генератора і гнучкого колеса; z1, z2 - числа зубів жорсткого і гнучкого коліс; С - число хвиль; при нерухомому пружному колесі

 (З 37)

У формулі (3.36) знак «мінус» вказує на різні напрямки обертання генератора і гнучкого колеса.

3.95. Причини виходу з ладу і критерії працездатності. В процесі роботи цієї передачі спостерігається підвищений зношування зубів, руйнування гнучких коліс і інших деталей генератора хвиль. Основним критерієм працездатності хвильових передач є міцність гнучкого колеса і міцність гнучкого підшипника генератора.

Хвильові передачі можна застосовувати в якості редукторів, диференціалів і воротарів швидкості.

3.96.Відповісти на питання контрольної картки 3.13.

 Контрольна картка 3.12    
 питання  відповіді  код
 Яка передача показана на рис. 3.61?  Зубчаста з внутрішнім зачепленням Зубчаста планетарнаяЗубчатая хвильова
 Як називають деталь h на рис. 3.60?  ВоділоСателліти
 Покажіть на рис. 3.60 провідний вал зубчастої передачі 1 2 q h
 Досить навести розрахунок на контактну міцність зубів планетарних передач по рис. 3.60 тільки для зачеплення ...  ВнешнегоВнутреннегоВнешнего + внутрішнього
 Чи впливають параметри сателітів в планетарній передачі на значення передавального числа  ВліяютНе впливають

Відповіді на запитання

3.2. Гідність зубчастої передачі в порівнянні з фрикційної (див. Крок 3.2).

3.3. Фрикційні передачі не мають недоліків зубчастих передач (див. Крок 3.3). Проте зазначені в кроці 3.3 недоліки не знижують істотної переваги зубчастих передач перед іншими, тому зубч-твш передачі мають найбільш широке застосування у всіх галузях машинобудування.

3.5. Закрита левередж відрізняється від відкритої тим, що має спеціальний корпус, в якому розташовуються зубчасті колеса. Для змазування передачі в корпус заливають масло.

3.7. Спосіб обробки зубів, показаний на рис. 3.8, називається обкаткою.

3.9. Найбільш поширені в машинобудуванні конструкції зубчастих коліс: литі, ковані або штамповані (перекреслити в конспект рис. 3.9, 3.10). Зварні конструкції зубчастих коліс застосовують при їх великих габаритних розмірах, а також з метою зниження маси і економії високоміцних дорогих матеріалів.

3.10. Можна, можливо. Колеса з неметалічних матеріалів в парі з металевими працюють з малим шумом. Таку конструкцію доцільніше застосовувати при передачі незначних потужностей (і при великих окружних швидкостях).

3.12.Параметри зубчастого зачеплення (рис. 3.15) такі: d - ділильний діаметр, da - Діаметр окружності зубчастого колеса, що проходить через вершини зубів; df - діаметр окружності зубчастого колеса, що проходить через основи зубів; р - відстань по дузі між однойменними профілями сусідніх зубів. Ділильна окружність (див. Рис. 3.15) умовно ділить зуб на головку зуба (ha) і ніжку зуба (hf)

3.13.Окружний модуль mt = pt/ ?. Шестерня і колесо однієї і тієї ж пари не можуть мати різний модуль, а у двох пар може.

3.16. На зубчастому колесі лінію зачеплення побачити не можна. Довжина лінії зачеплення і кут зачеплення аш - тільки теоретично подаються геометричні параметри (див. рис. 3.19). Кола, проведені з центрів Про1 и О2 радіусами О1A и O2D, називаються основними.

3.17. Для забезпечення постійного передавального числа профілі зубів повинні окреслюватись по кривим, що задовольняє основному закону (теоремі) зачеплення.

3.18. Для профілів зубів застосовуються криві - евольвенти, епіциклоїда, гіпоціклоіди, окружності. Найбільшого поширення в машинобудуванні отримали евольвентні профілі.

3.20. Підрізання некоррігірованних зубів виникає при z min

3.21. На рис. 3.24 показано: а - негативний зсув, в - позитивне. При позитивному коефіцієнті зміщення зуб біля основи потовщується, а у вершини загострюється, в результаті чого міцність на вигин і контактна міцність зуба підвищуються.

3.22. Значний перегрів передач і надмірний шум.

3.23. Внаслідок періодичної дії навантаження можуть виникнути втомні тріщини біля основи зуба, що призводять в остаточному підсумку до його поломки. Опір зубів зламу можна підвищити, наприклад, за допомогою позитивної корекції, механічних властивостей матеріалу коліс, жорсткості всієї передачі, збільшивши модуль передачі.

3.24. Здатність чинити опір викришування можна підвищити, створивши більш гладку і міцну поверхню зубів, збільшивши радіус кривизни профілів зубів в зоні контакту і правильно підібравши мастильний матеріал, збільшити твердість поверхні зубів методом поверхневого зміцнення.

3.25. Вид пошкодження зубів - зношування їх робочих поверхонь в якійсь мірі порушує нормальну роботу передачі, але не виводить її з ладу до тих пір, поки величина зносу не досягне значення, недо-пускаемого правилами технічної експлуатації. Зношування зубів можна знизити, зменшивши ковзання профілів і контактні напруги, а також збільшивши зносостійкість робочих поверхонь і правильно підібравши мастильний матеріал.

3.26. Заїдання можна попередити: в тихохідних передачах застосуванням дуже вузьких мастильних матеріалів, а в швидкохідних - протівоза-Дірн мастильних матеріалів.

3.29. Геометричні осі ведучого і веденого валів циліндричної прямозубой передачі паралельні.

3.30. Виконайте дії питання кроку 3.30 і по табл. 3.3 перевірте відповідь і запишіть в конспект.

3.31. z1 = z[ + Z2 = Zi + zxu = Z1 (1 + і), так як і = z2/ Z1, то zt = z1u. З викладеного вище zx = Z?/ 1 + і), Z2 = Z? - Zi.

3.33. Найбільша напруга вигину має місце у ніжки зуба, в зоні переходу евольвенти в жолобник (перетин - ВС).

3.34. коефіцієнти KF?, KFv, YF визначають по табл. 3.4-3.6.

3.36. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі на вигин завжди, коли дані параметри передачі т, z, ?bd та інші, а також відомі силові параметри T і кінематичні зі параметри передачі. Потрібно зробити висновок про міцність передачі на вигин (або за значенням aF вибрати матеріал для відкритих зубчастих коліс).

3.37. Зуби шестерні при одних і тих же умовах зазнають великих изгибающие напруги (коефіцієнт форми зуба і концентрації напружень шестерні менше, ніж колеса, так як Z1 2).

3.38. Для отримання значення модуля в міліметрах необхідно в формулу (3.8) підставити значення Т2, в Н - мм і [?]F вМПа.

3.39. Для підстановки в формулу (3.8) слід приймати допустиме напруження згину [A]F, яке визначається розрахунковим шляхом в залежності від ?Fдшь b , прийнятого з табл. 3.8.

3.43. ?н - Виникає нормальне контактне напруження, МПа; ZH. ZM, Z? - Коефіцієнти, що враховують форму сполучених поверхонь зубів, механічні властивості матеріалів і сумарну довжину контактних ліній; аа - міжосьова відстань, мм; и - передавальне число; Т2 - момент на валу колеса, Н - мм; ?ba - коефіцієнт довжини зуба (ширина вінця колеса) щодо міжосьової відстані; Кн? - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження; KHv - коефіцієнт динамічного навантаження; [?]н - Допустиме контактне напруження, МПа.

3.44. Нормальні контактні напруги однакові для зубів шестерні і колеса.

3.45. Розрахунок [ст]Я 1 і [а]Н2 (Умова - см. Крок 3.40).

1. База випробувань - див. Табл. 3.10. для шестерні 1 = 475; для колеса НВ2 = 280 (середнє значення) методом інтерполяції .находім:

Розрахункова циклічна довговічність (див. Крок 3.40): NH1 = 8,6 - 108; NH2 = 1,92 · 108.

Так як NH > NH0, то KHL = 1.

2. За табл. 3.9 межі контактної витривалості:

;

(HB1 = 475 ? HRC = 47,5).

3. Приймаємо ZR = 0,95, SH= 1,2 і визначаємо допустимі контактні напруги:

[?]H1 = (1000 - 0,95) / 1,2 = 800 МПа; [?]H2 = (630 - 0,95) / 1,2 = 570 МПа.

За розрахункова контактна напруга приймають менше з двох отриманих значень.

3.50.Осьова сила (див. Рис. 3.40) на опори передається, але полушеврони будуть навантажені неоднаково. Колесо (див. Рис. 3.40) називається зубчастим колесом з трьома полушевронамі.

3.52.Визначення модулів для косозубой передачі: нормальний модуль

торцевий модуль

тt = D / z; ; mt = 2a / zz.

3.54. У шевронною передачі (див. Рис. 3.38) осьові сили взаємно знищуються як протилежні по напрямку (див. Рис. 3.39).

3.55. Гвинтові левередж є передачею зі перехресними осями (рис. 3.41).

3.57.Осьова сила зростає зі збільшенням кута ?. За умовами міцності габаритні розміри косозубих передач менше, ніж у прямозубих.

3.59. За табл. 3.6 YF= 3,66

(Вибирають по )

3.60. Введенням в формули коефіцієнта концентрації напружень КН? і коефіцієнта динамічності KHv.

3.61. У формулу (3.26) необхідно підставляти менше за значенням [?]H так як необхідно забезпечити міцність передачі по менш міцному матеріалу.

3.64.формули:

1. u = z2/ z1

2. Ознайомтеся з табл. 3.8, 3.11.

NF = 60nct?; NF = 573?ct?

4. ? = 8 ? 18 °, z1 = 17.

5. Z2= Z1 U.

6. zv1 = z1/ cos3?; zv2 = z2/ cos3?

7. ?bd (Табл. 3.7).

8.

9.

st = еt = птt/ 2; h = 2,25mn; ha= mn; hf = 1,25тn.

з = 0,25тп.

10.

3.66.На рис. 3.49 шестерня і колесо виконані з круговими зубилі.

3.69. На рис. 3.52 висота головки hae = те; ham = Т.

3.74. Розрахунок геометричних параметрів передачі виробляють по модулю те, а на згинальну міцність по т.

3.75. YF2 = 3,60 (вибирається в залежності від zv2 = z2/ соs?2 = 72 / 0,242 = 300).

3.76. коефіцієнт KFe враховує зниження здатності навантаження зубів конічної передачі в порівнянні з зубами циліндричних ю: дач (KF0 <1). У прямозубой передачі коефіцієнт відсутній, в косозубой передачі аналогічний коефіцієнт KFa враховує підвищення міцності зубів на вигин в порівнянні з прямими зубами.

3.77. Для зниження нормальних контактних напружень (НЕ ізмешсилових параметрів і передавального числа) слід довжину зуба увелн «-: до bmm = ybdmmdl або збільшити модуль т, що відповідає збільшенню i

3.78. Формули для визначення [?]н (Див. Крок 3.45):

3.80.формули:

3.82. У машинобудуванні поширені евольвентні (і вкрай рідко - циклоїдальні). Зубчасті передачі з зачепленням Новікова мають профілі зубів, окреслені дугами кіл; робочі поверхні являють собою круговінтовие поверхні.

3.83. Недолік зубчастих передач з зачепленням Новікова - висока чутливість до точності складання, складність виготовлення.

Переваги. У порівнянні з евольвентним зачепленням передачі з зачепленням Новікова при одних і тих же габаритах можуть передати значно більшу потужність. При передачі однієї і тієї ж потужності передачі з зачепленням Новікова мають майже в 2 рази менші габарити.

3.84. Повторіть інформацію кроку 3.83, виконайте рекомендації питання і перевірте відповідь по табл. 3.17. міжосьова відстань

aw = (dx + d2) / 2 = (dx + dxu) / 2 = [dl(L + і 2.

Так як і = djdx, то d2 = dxu.

3.85. Формула перевірочного розрахунку циліндричної прямозубой передачі з евольвентним зачепленням:

Формула проектувального розрахунку цієї ж передачі:

3.87. Планетарні передачі - різновид зубчастих циліндричних і конічних передач з евольвентним і іншими профілями зубів (зуби можуть бути прямі і косі).

3.88. Планетарні передачі широко застосовують в автомобілях, тракторах, верстатах, приладах.

3.90. У передачі (див. Рис. 3.63) модулі і сили в зачепленні однакові. З урахуванням того, що внутрішнє зачеплення за своїми властивостями міцніше зовнішнього, при однакових матеріалах коліс досить розрахувати тільки зовнішнє зачеплення.

3.91. У проектувальному розрахунку планетарних передач для кожної пари зачеплення визначається ділильний діаметр dx, за яким обчислюють модуль т = dxlzv Округливши знайдене значення т до найближчого більшого стандартного (табл. 3.1), по табл. 3.3 визначають геометричні параметри зубчастої пари шестерня-колесо.

3.93. Хвильова передача може забезпечити одночасне зачеплення великого числа пар зубів (у звичайній передачі еа = 1,4 + 1,6). Точність виготовлення деталей генератора хвиль і їх взаємне розташування на валу істотно впливають на якість хвильових передач. Неврівноваженість генератора хвиль призведе до виникнення значних динамічних навантажень, вібрації і т. Д.



Попередня   37   38   39   40   41   42   43   44   45   46   47   48   49   50   51   52   Наступна

Послідовність проектувального розрахунку циліндричної косозубой передачі | Контрольна картка 3.9 | Конічні зубчасті передачі. Пристрій і основні геометричні та силові співвідношення | Контрольна картка 3.10 | Розрахунок конічних прямозубих передач на контактну міцність | Послідовність проектувального розрахунку конічної зубчастої передачі | Контрольна картка 3.11 | Зубчасті передачі з зачепленням Новікова. Пристрій, основні геометричні співвідношення | Розрахунок передачі гвинт-гайка на міцність | Загальні відомості, пристрій передачі, матеріали, область застосування, переваги і недоліки |

загрузка...
© um.co.ua - учбові матеріали та реферати