Часы-браслет Pandora    + серьги Dior

Часы-браслет Pandora + серьги Dior

Заработок для студента

Заработок для студента

 Заказать диплом

Заказать диплом

 Cкачать контрольную

Cкачать контрольную

 Курсовые работы

Курсовые работы

Репетиторы онлайн по любым предметам

Репетиторы онлайн по любым предметам

Выполнение дипломных, курсовых, контрольных работ

Выполнение дипломных, курсовых, контрольных работ

Магазин студенческих работ

Магазин студенческих работ

Диссертации на заказ

Диссертации на заказ

Заказать курсовую работу или скачать?

Заказать курсовую работу или скачать?

Эссе на заказ

Эссе на заказ

Банк рефератов и курсовых

Банк рефератов и курсовых

Основы конструирования Кинематические характеристики Проектный расчет на контактную выносливость Проверочный расчет на выносливость при изгибе Цепная передача Проектный расчет валов Подшипники качения Подшипник скольжения

Кинематические характеристики цилиндрических передач эвольвентного зацепления

1) Передаточное число. Передаточное число цилиндрических зубчатых передач определяется через отношение частот вращения или угловых скоростей, как для других типов передач, а также через отношение чисел зубьев колеса и шестерни:

.

2) Коэффициент перекрытия. Прямые зубья входят в зацепление и выходят из него сразу по всей длине, равной ширине зубчатого венца . Для сохранения в каждый момент времени постоянства передаточного отношения необходимо, чтобы последующая пара зубьев вступала в зацепление до выхода из зацепления предыдущей пары зубьев. Следовательно, длина активной линии зацепления  должна быть не меньше основного шага  – шага по основной окружности. В общем случае коэффициент торцевого перекрытия определяется по формуле:

> 1.

Теоретически коэффициент торцевого перекрытия может быть равен единице, т.е. в зацеплении всегда будет находиться одна пара зубьев. Но вследствие погрешностей изготовления, а также износа профилей зубьев в процессе эксплуатации, может оказаться, что коэффициент перекрытия будет меньше единицы. В данном случае будет нарушена плавность и непрерывность зацепления. Поэтому минимальное значение коэффициент торцевого перекрытия принимается равным .

Для цилиндрических передач, изготовленных без смещения, коэффициент торцевого перекрытия можно определить по приближенной формуле

,

где знак “+” – для внешнего зацепления; знак “–” для внутреннего зацепления.

Коэффициент перекрытия  увеличивается с уменьшением модуля зацепления и коэффициентов смещения  и .

В зацеплении цилиндрической передачи с прямыми зубьями может находиться или одна или две пары зубьев, т.е. реализуется однопарное или двухпарное зацепление. Зона однопарного зацепления располагается в районе полюса зацепления. В данный момент времени зуб передает полную нагрузку. Именно поэтому расчет на контактную выносливость проводится для случая, когда текущая точка контакта зубьев располагается в полюсе зацепления.

Вследствие того, что в зацеплении находится попеременно одна или две пары зубьев, постоянно изменяется суммарная жесткость зацепления. Это в свою очередь ведет к возникновению параметрических колебаний с зубцовой частотой

,

где  – частота вращения вала зубчатого колеса, Гц;  – число зубьев колеса.

Вследствие наклона зубьев в цилиндрических косозубых передачах, перекрытие работы зубьев наблюдается, как в осевой, так и в торцевой плоскости. В данном случае коэффициент перекрытия складывается из двух величин:

,

где   – коэффициент осевого перекрытия.

Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:

,

где   – осевой шаг.

В прямозубом зацеплении нагрузка передается мгновенно. Это явление сопровождается ударами и шумом. В зависимости от соотношения накопленной погрешности шага и деформации зубьев под нагрузкой может происходить срединный или кромочный удар.

В косозубых передачах зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, как в прямозубых передачах, а постепенно. Поэтому зубья нагружаются также постепенно, и передача работает плавно с меньшим шумом и динамическими нагрузками. Кроме того, в зацеплении находится минимум две пары зубьев. Следовательно, при тех же габаритах повышается нагрузочная способность передачи.

3) Скольжение и трение в зацеплении. В точках контакта С наблюдается перекатывание и скольжение зубьев. Скорость скольжения можно определить методом обращенного движения, который заключается в следующем. Всей системе сообщается угловая скорость, равная по модулю, например, угловой скорости шестерни, но направленная в противоположную сторону (рис. 4.4). В результате шестерня останавливается, а колесо будет вращаться вокруг полюса зацепления Р как мгновенного центра скоростей с угловой скоростью . Тогда скорость относительного движения (скорость скольжения) в текущей точке контакта зубьев будет определяться выражением

. (4.11)

Рис. 4.4. К определению скорости скольжения

 

В соответствии с выражением (4.11) скорость скольжения прямо пропорциональна расстоянию между текущей точкой контакта зубьев и полюсом зацепления. В полюсе зацепления она равна нулю, а при переходе через него меняет знак. Следовательно, максимальное скольжение наблюдается на ножках и головках зубьев. Скольжение сопровождается трением, которое, в свою очередь, является причиной потери мощности в зацеплении и износа зубьев.

При постоянных диаметрах зубчатых колес расстояние от точек начала и конца зацепления данной пары зубьев до полюса зацепления, а, следовательно, и скорость скольжения увеличиваются с увеличением высоты зуба и модуля зацепления. Поэтому в мелкомодульных зубчатых передачах с большим числом зубьев и меньшими их размерами, скольжение меньше, а КПД выше по сравнению с крупномодульными передачами с малым числом зубьев и большими их размерами.

Машины, как и другие изделия, изготавливаются только по проекту, который, в любом случае, является совокупностью графических и текстовых документов. Правила и порядок разработки, оформления и обращения этих документов устанавливается комплексом стандартов — Единой системой конструкторской документации (ЕСКД), разработанной в 70-е годы XX в
Конструирование и проектирование механизмов