8. Силы и напряжение в ременной передачи.
До приложения нагрузки реень должен быть натянут
Т=0 Т>0 F1= F0+ ΔF F2= F0 – ΔF
Геометрически длина ремня остается постоянной как в нагруженной так и в основной передачи. F1+ F2= 2F0
Из условия равновесия сумма моментов относительно центра вращения равна:
∑М(0)=Т+ F2(D/2)- F1(D/2)=0 T= FT(D/2) FT-полезная нагрузка D – диаметр шкива
F1=F2+FТ(1) F1+ F2= 2F0(2) F1= F0+ FТ/2 F2= F0 - FТ/2
В процессе работы передачи возникает центробежная сила. Она ослабляет дейтсвие силы натяжения ремня. Fц= ρ·А·υ2 ρ-плотность ремня
А-площадь поперечного сечения
υ -окружная скорость ремня
От ременной передачи на вал действует сила давления на вал
Fв= F0·sin(α/2) Сила давления на вал в 2-3 раза больше окружной силы.
Напряжение в ремне:
Напряж. назыв.отношение нагрузки к площади поперечного сечения (σ0-норм. напряж.)
σ0=F0/A F0-сила предварит натяжен. А-площадь σ0-напряжен. предвар. натяжен.
σ1=F1/A= σ0+ σF/2 σ1-напряж. ведущ. ветви σF-полезное напряжение
σ1=F1/A – напряжение ведомой ветви
σц= ρ·А·υ2/A= ρ·υ2-напряж. центробежн. силы.
На участках, где ремень охватывает шкив возникает напряжение изгиба σu=Eδ/D E-модуль упругости материала δ-толшина ремня D-диаметр шкива
Эпюры строятся для того чтобы определить напряжение и проверить прочность ремня.
σmax= σ1+σц+σu σmin= σ2+σu
9. Зубчатые механизмы, их достоинства, недостатки, классификация.
Механизм состоит из одной или нескольких пар зубчатых колес.
Зубчатая передача состоит из ведущего звена – шестерни и ведомого звена – колеса.
Передача основана на использование сил зацепления.
Достоинства:
1.компактность
2.надежность
3.долговечность
4.простота обслуживания
5.постоянство передаточного числа
6.небольшие давления на валы и опоры
7.большая нагрузочная способность
Недостатки:
1.Повышенные требования к точности изготовления и монтажа
2. Шум при работе на больших скоростях
Передачи классифицируют:
1.По расположению осей валов:
а) оси параллельны - передача цилиндрическая
б) оси пересекаются – коническая
в) оси перекрещиваются – червячная, винтовая, реечная.
2. По форме профиля зуба:
а) передачи с эвольвентным профилем зуба
б) передачи с циклоидальным профилем зуба
в) передачи с круговым профилем зуба (заципление Новикова)
3. По направлению зубьев
а) с прямым
б) косим
в) криволинейными зубьями
4. По взаимному расположению зубчаты колес
а) с внешним зацеплением
б) с внутренним зацеплением
5. По окружной скорости
а) тихоходная (до 3 м/с)
б) среднескоростная (от 3 до 15 м/с)
в) скоростная (от 15 до 40 м/с)
г) быстроходная (более 40 м/с).
10. Основные параметры цилиндрической передачи с прямыми зубьями.
Здесь рисунок! da – диаметр окружности выступов – это диаметр, ограничивающий головку зуба .
d(dw) – делительный (начальный) диаметр – делительный диаметр делит зуб на головку и ножку.
dw - начальный диаметр – диаметр, по которому происходит перекатывание колес без скольжения.
Начальный и делительный диаметры совпадают у нормальных колёс, т.е. зубчатых колес, нарезанных без сдвига режущего инструмента.
df - диаметр окр-ти впадин, ограничивает ножку зуба.
Pt - шаг зацепления – расстояние м/ду одноименными точками соседних зубьев.
ha – высота головки зуба. ha = m
hf – высота ножки зуба. hf = 1,25m
с – длина окружности.
c = Пd = Pt*z
z1 – число зубьев шестерни;
z2 – число зубьев колеса.
d = (Pt/П)*z = mz
m – модуль зацепления.
d1 = mz1 – диаметр ведущего звена;
d2 = mz2 – диаметр ведомого звена.
da = d + 2 ha = m(z+2)
df = d – 2 hf = m(z-2,5)
U = w1/w2 = n1/n 2= d2/d1 = z2/z1 = T2/T1n
T2 – крутящий момент на ведомом валу;
T1– крутящий момент на ведущем валу.
11. Основная теорема зацепления:
Для передачи вращения от одного колеса к другому могут быть использованы любые взаимоогибающие кривые, но произвольно они не могут быть выбраны. Найдем условия которым должны отвечать боковые профили зубьев. (рис). P0 – мгновенный центр скорости. U=w1/w2=O2Po/O1Po Проведем через точку А нормаль к профилям звеньев. Предположим, что нормаль пересекает линию центровки в точке P.
V1-2 – относительная скорость Проекция относительной скорости на нормаль должна быть равна 0 иначе зацепление невозможно. Тогда нормаль пересечет линию центров в точке P0.
Теорема: Нормаль в точке контакта 2-ух взаимоогибающих кривых передающих вращение с заданным передаточным отношением делит линию центров на отрезки обратно пропорциональные угловым скоростям.
Этому условию удовлетворяет эвольвентный профиль, его несложно изготвить.
А1=12
Свойства:
- окружность от которой образуется эвольвента называется основной
- касательная к соответствующей точке окружности является нормалью к эвольвенте
- длина нормали равна радиусу кривизны соотв. точки
- эв-ты, образованные разными точками данной прямой эквидестантны и при наложении совпадают.
Уравнение эвольвент:
ro – радиус основной окружности
θ=β+α
На эвольвенте возьмем произвольную точку В. Из нее проведем касательную к окружности. Угол β является координатой движения точки В.
tg α = BC/ro
Если перекатывать прямую ВС по окружности, то точка В совпадет с точкой А, т.е. ВС=АС (из св-в эвольвенты).
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.