Передачи коническими колесами
Конические колеса применяют в передачах с пересекающимися валами. Конические колеса выполняют с прямыми, косыми, круговыми и другими криволинейными зубьями. В настоящее время наибольшее распространение получили колеса конические с круговыми зубьями. Прямозубые колеса уместно применять при невысоких окружных скоростях (до 8 м/с). При высоких скоростях целесообразно применять колеса с круговыми зубьями как обеспечивающие более плавное зацепление, большую несущую способность и более технологичные. Недостатки конических передач: 1) сложность изготовления; 2) сложность регулировки пятна контакта зубьев; 3) относительно низкий К.П.Д. (h к = 0,94…0,97). Последнее объясняется тем, что при несовпадении вершин начальных конусов колес резко увеличивается скольжение в контакте зубьев. В связи с этим в конструкции редуктора должна быть предусмотрена возможность регулировки зацепления конических колес.
Элементы геометрического расчета
Угол между осями валов S, может быть любым, но наибольшее распространение получил угол S =900. Очевидно, что S=d1+d2, где d1 и d 2– углы делительных конусов шестерни и колеса соответственно. Внешнее конусное расстояние Re определяет габариты передачи (рис. 8.1). Рабочая ширина зубчатого венца bw может быть выражена формулой bw=ybd dm1=ybR Re, где ybd – коэффициент ширины шестерни относительно её делительного диаметра, – коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния, dm – делительный диаметр в среднем сечении. Вместо начальных и делительных цилиндров цилиндрических колес в конических колесах вводят понятия - начальный и делительный конуса, которые обладают теми же свойствами, что и делительные и начальные цилиндры. Все размеры зубчатого колеса определяются по наружному торцу:
hae= mte – внешняя высота головки зуба; hfe= 1,2 mt e – внешняя высота ножки зуба; mte – окружной модуль на внешнем торце; df – угол конуса впадин зубьев; da – угол конуса выступов зубьев; de=mte z – диаметр внешней делительной окружности; dae= de+2ha cosd – внешний диаметр окружности выступов; dfe= de -2hf·cosd – внешний диаметр окружности впадин. Под диаметром делительной окружности конического зубчатого колеса понимают диаметр основания делительного конуса колеса de= mte z=2Re sinδ, откуда . Размеры зуба по длине различны, поэтому вводятся понятия о диаметре и модуле в среднем сечении:
, где Rm – среднее конусное расстояние. Передаточное число , т.к. de1= 2 Re sind1 и de2= 2 Re sind2, то . Для ортогональных передач, в которых S =900 , sin d1 = cos d2 и U= tg d2= ctg d1. Усилия в зацеплении Усилия в зацеплении рассмотрим на примере конической прямозубой передачи. Условно считаем, что все силы приложены в середине зуба на диаметрах dm1 и dm2 (см. рис. 8.3). В сечении плоскостью “ n-n ” нормальной поверхности зуба действует полное усилие Fn, которое раскладывается на окружное усилие Ft и усилие Fr'. В свою очередь усилие Fr' во фронтальной плоскости раскладывается на Fa (осевое усилие) и Fr (радиальное усилие). Для определения всех сил исходной является через него определяются усилия
Для колеса направление сил противоположно, при этом
Эквивалентные колеса и определение их параметров Размеры поперечных сечений зуба конического колеса изменяются пропорционально расстоянию этих сечений от вершины конуса. Все поперечные сечения зуба геометрически подобны. При этом удельная нагрузка q (рис. 8.4) распределяется неравномерно по длине зуба. Она изменяется в зависимости от величины деформации и жесткости зуба в различных сечениях по закону треугольника, вершина которого совпадает с вершиной делительного конуса. Контактные и изгибные напряжения одинаковы по всей длине зуба. Это позволяет вести расчет на прочность по любому из сечений. Практически удобно принять за расчетные сечения среднее сечение зуба с нагрузкой qср.
Для расчета на прочность конические колеса заменяют эквивалентными цилиндрическими, размеры которых определяются по развертке дополнительного конуса j, в среднем сечении (рис 8.5), при этом mtv = mtm. Диаметр эквивалентного колеса но получаем , т.к mtv = mtm, то , т. е. . Расчет на контактную прочность Рассмотрим расчет конического колеса с прямым зубом и S =900. Расчет сводится к расчету эквивалентного цилиндрического колеса с прямым зубом (рис. 8.6). Опытом установлено, что коническое колесо все же менее прочно, чем цилиндрическое с размерами эквивалентного. Коническое колесо может передать в среднем 0,85 нагрузки цилиндрического с размерами эквивалентного, т. е. bv=0,85bw. По теории Герца - Беляева . Полная нагрузка Приведенный радиус кривизны где ; Запишем отношение , откуда . но или . Тогда . После подстановки в формулу Герца - Беляева имеем . Обозначим - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, тогда имеем
В проектировочном расчете b w= y bd d m1. Возводим в квадрат обе части уравнения или . Получаем, что где - вспомогательный коэффициент. Расчет на изгибную прочность зубьев конического колеса Расчет сводится к расчету эквивалентного цилиндрического колеса. Для цилиндрического колеса имеем выражение Для проверочного расчёта после подстановки параметров конического колеса получим
Для проектировочного расчета имеем
Потери в зацеплении и определение КПД зубчатых передач Потери мощности в зубчатых передачах в основном складываются из: 1) потерь на трение в зацеплении; 2) потерь на разбрызгивание масла; 3) потерь в подшипниках; 4) вентиляционных потерь (в особо быстроходных передачах). Коэффициент полезного действия зубчатой передачи h =1- Nr / N 1, где N 1 – мощность на входе; Nr – мощность, потерянная в передаче. Nr = NЗ +NГ +NП, где NЗ, NГ, NП – соответственно мощности, потерянные на трение в зацеплении, на разбрызгивание и перемешивание масла (гидравлические потери), на трение в подшипниках.
Введем понятия y З = NЗ / N 1 – коэффициент потерь в зацеплении, - коэффициент гидравлических потерь, - коэффициент потерь в подшипниках. Тогда КПД можно записать . Потери в зацеплении составляют главную часть потерь передачи и определяются как , где f – коэффициент трения; ky =1 – для некорригированной передачи; ky =1,15…1,4 - для зацепления с высокой коррекцией. Гидравлические потери растут с увеличением скорости, вязкости смазки, ширины колес, глубины погружения колес в масляную ванну. Они не зависят от нагрузки и поэтому относятся к числу так называемых постоянных потерь. Раздельное измерение потерь затруднено, поэтому измеряют суммарные потери в передаче.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|