Типы оградительных сооружений в морском порту: По расположению оградительных сооружений в плане различают волноломы, обе оконечности...
Папиллярные узоры пальцев рук - маркер спортивных способностей: дерматоглифические признаки формируются на 3-5 месяце беременности, не изменяются в течение жизни...
Топ:
Характеристика АТП и сварочно-жестяницкого участка: Транспорт в настоящее время является одной из важнейших отраслей народного...
Оценка эффективности инструментов коммуникационной политики: Внешние коммуникации - обмен информацией между организацией и её внешней средой...
Интересное:
Наиболее распространенные виды рака: Раковая опухоль — это самостоятельное новообразование, которое может возникнуть и от повышенного давления...
Национальное богатство страны и его составляющие: для оценки элементов национального богатства используются...
Как мы говорим и как мы слушаем: общение можно сравнить с огромным зонтиком, под которым скрыто все...
Дисциплины:
2022-11-24 | 22 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
Качественные показатели дают возможность при проектировании передачи оценить плавность и бесшумность заце пления, прочность и возможный износ зубьев колес в сравнении с другими передачами. Такая оценка важна для раци онального выбора коэффициентов смещения инструмента при проектировании передач. Разработана программа расчета зубчатых передач, в ко торой помимо приведенных выше определяются следующие геометрические качественные по казатели.
Введением коэффициентов скольжения зубьев l 1,2 учитывается влияние геометрических и кинематических факторов на проскальзывание профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения профилей и давления одного профиля на другой при передаче сил приводит к износу профилей. Для объективной оценки скольжения, а следова тельно, и износа эвольвентных профилей зубьев пользуются отношением скорости скольжения и скорости точки контакта по профилю соответственно шестерни и колеса l = n ск / nt. В зубчатой передаче необходимо учитывать то, что зубья большего зубчатого колеса зацепляются в U 12 раз меньше, чем зубья шестерни, поэтому выражения для коэффи циентов скольжения примут вид:
для шестерни
(1.34) |
для колеса
(1.35) |
О качестве передачи принято судить по максимальным значениям коэффициентов скольжения в точках начала зацепления (В1) и конца зацепления (В2):
в точке В1
(1.36) |
в точке В2
(1.37) |
Коэффициент удельного давления J учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на контактные напря жения. Если эвольвентные поверхности зубьев приближенно принять за поверхности круглых цилиндров, радиусы которых равны радиусам кривизны соответствующих эвольвентных поверхностей в точке их контакта, то для опре деления возникающего при этом контактного напряжения можно использовать известную формулу Герца:
|
где FHt - равнодействующая распределенной нагрузки по контактной линии, направленная по линии зацепления; E =2 E 1 E 2 /(E 1 + E 2) - приведенный модуль упругости (здесь Е1, Е2 - модули упругости материалов колес); 1/ r пр =1/ r 1 +1/ r 2 - приведенная кривизна (здесь r 1, r 2 - радиусы кривизны эвольвентных профилей колес в точке контакта, мм); bW - рабочая ширина зубчатых колес, мм.
Влияние геометрической формы зуба на удельное давление, независимо от значения модуля, отражается через коэффициент удельного давления J = m / r п р, поэтому
В подкоренном выражении формулы Герца, записанной в измененном виде, содержатся два сомножителя. Второй сомножитель J зависит от формы зубьев, следовательно, форма зубьев оказывает влияние на контактные напряжения при конкретных нагрузке и материале зубчатых колес. Отметим, что коэффициент удельного давления характеризует не отдельное колесо, а взаимодействие двух зубчатых колес.
За расчетный коэффициент удельного давления принимают такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления:
(1.39) |
Учет удельного давления наиболее важен для передач, работающих в режиме жидкостного трения.
Коэффициент перекрытия e позволяет оценивать непрерывность и плавность зацепления в передаче. Эти качества передачи обеспечиваются перекрытием по времени в работе двух пар зубьев: каждая последующая пара зубьев должна войти в зацепление до того, как предшествующая пара выйдет из него. О величине перекрытия в прямозубой передаче судят по коэффициенту торцового перекрытия, выражающему отношение угла торцового перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу (рис. 3, а).
Нормально работающая прямозубая передача должна иметь коэффициент перекрытия больше единицы. По схеме рабочего зацепления определяют длину активной линии зацепления
ga = B 1 B 2 = (N 2 B 1 – PN 2) + (N 1 B 2 – PN 1)
|
или
ga = rb2 (tgaa2 - tgatW) + rb1 (tgaa1 - tgatW)
где a a 1 и a a 2 — углы профилей на окружностях вершин зубьев колес.
C учетом того, что pb = 2 p rb 1 / z 1 = 2 p rb 2 / z 2, получим формулу для коэффициента перекрытия в окончательном виде
(1.40) |
Коэффициент перекрытия у косозубой передачи при прочих равных условиях больше, чем у прямозубой передачи, вследствие того, что пара зубьев входит в зацепление не одновременно по всей своей длине, а постепенно. Таким образом, увеличивается продолжительность работы одной пары зубьев. Этот немаловажный фактор свидетельствует в пользу применения косозубой передачи, особенно при увеличении степени точности изготовления колес. Формула для определения коэффициента перекрытия косозубой передачи имеет вид
(1.41) |
где e b - коэффициент осевого перекрытия; y b = bW / m -коэффициент ширины зубчатого венца, выбираемый из условий прочности и износостойкости зуба.
Наряду с описанными выше качественными показателями в теории эвольвентной зубчатой передачи анализируются коэффициент ускоренного скольжения, коэффициент формы зуба, а также коэффициент, характеризующий размещение полюса в зоне двухпарного касания. Эти качественные показатели в вузовском курсе «Теория механизмов и машин» не рассматриваются, но они детально описаны в работах [1, 2, 7, 8]. Что же касается коэффициента формы зуба, то достаточно знать, что он всегда уменьшается при увеличении смещения инструмента. Однако нужно помнить, что чрезмерное смещение может привести к заострению зуба [5].
|
|
История развития хранилищ для нефти: Первые склады нефти появились в XVII веке. Они представляли собой землянные ямы-амбара глубиной 4…5 м...
Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...
Автоматическое растормаживание колес: Тормозные устройства колес предназначены для уменьшения длины пробега и улучшения маневрирования ВС при...
История создания датчика движения: Первый прибор для обнаружения движения был изобретен немецким физиком Генрихом Герцем...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!