Курсовые и лабораторные работы Математика решение задач Электротехника Лабораторные работы по электронике Физика Информатика На главную
Эвольвентная зубчатая передача  Кулачковые механизмы. Волновые передачи Анализ машинного агрегата Эвольвентная зубчатая передача и ее свойства

Оптимальный геометрический синтез зубчатой передачи.

 Оптимальный геометрический синтез зубчатой передачи проводится аналогично оптимальному метрическому синтезу рычажных механизмов, но с использованием других ограничений и других качественных показателей. Среди качественных показателей необходимо различать противоречивые и непротиворечивые. Так с увеличением смещений удельное давление и коэффициент формы зуба изменяются в желаемом направлении, а коэффициент торцевого перекрытия и толщины зубьев по окружностям вершин уменьшаются, что, при упрощенном рассмотрении, можно считать нежелательным. Критерии или качественные показатели, которые при принятом изменении параметров изменяются в желаемом направлении считаются непротиворечивыми (так как не противоречат друг другу), те критерии, которые при этом изменяются нежелательным образом, называются противоречивыми. При наличии противоречивых критериев эффективным методом поиска оптимума является метод «минимизации уступок». При этом методе вначале проводится оптимизация по каждому из рассматриваемых  критериев, определяются значения критериев в оптимальных точках и ищутся значения параметров при которых отклонения каждого критерия от его оптимального значения будут минимальны. Необходимо отметить, что возможности параметрической оптимизации достаточно скромны. Обычно в среднем можно получить улучшение по каждому из показателей не более 10 - 20%. Более существенных результатов можно достичь при переходе к другой схеме или другому типу механизма. Кроме того при геометрическом синтезе зубчатой передаче сложно ориентироваться в сочетании качественных показателей. При анализе скольжения необходимо учитывать, что создание устойчивой масляной пленки в зоне контакта возможно при определенных значениях скорости скольжения. В полюсе зацепления скорость скольжения равна нулю и при прохождении полюса эта скорость изменяет свой знак. Поэтому в зубчатых передачах при дозаполюсном зацеплении в зоне близкой к полюсу происходит нарушение масляной пленки, что приводит к повышенному износу в этой зоне за счет контактного выкрашивания - питтинга. С этих позиций предпочтительными оказываются передачи с большими смещениями с до- или заполюсным зацеплением, в которых скорость скольжения направлена в одну сторону, не имеет нулевых значений, поэтому условия для формирования масляной пленки более благоприятны. Пример Винтовая стяжка имеет два резьбовых отверстия с правой и левой метрической резьбой крупного шага (рис. 6.29). Определить номинальный диаметр резьбы винтов, если на соединение действует осевая сила F,, = 20 кН. Материал винтов —сталь марки 20, класс прочности 4.6. Затяжка неконтролируемая.

 Программное обеспечение САПР зубчатых передач.

 В 70 - е годы были разработаны и приняты ГОСТ на терминологию, прочностные и геометрические расчеты эвольвентных зубчатых передач. Поэтому программное обеспечение САПР зубчатых передач по всем направлениям проводится по расчетным формулам и алгоритмам рекомендуемым ГОСТ. В ГОСТ предусмотрены два вида расчета геометрии:

по стандартному радиальному зазору в передаче;

по стандартной высоте зуба.

 При изучении курса ТММ в МВТУ им. Баумана принят метод расчета по стандартной величине радиального зазора. Существующее на кафедре программное обеспечение разработано для этого вида расчета и обеспечивает расчет геометрии внешнего зацепления при фиксированном значении x2 = 0.5 и изменении x1 в диапазоне от 0 до 1.4 с шагом 0.1. При выполнении курсового проекта по ТММ на основании этого расчета строятся графики качественных показателей, определяется область допустимых решений для коэффициента x1 и выбор этого по оптимальному сочетанию качественных показателей. На рис. 13.6 приведен пример графика. При принятых допустимых значениях

 [ea] =1.1 и [sa/m]=0.3,

ограничения на выбор коэффициента смещения x1

 по подрезанию Þ  x1 min = 0.24 ; по заострению колеса z1 Þ x1 maxsa = 1.24;

 по торцевому перекрытию Þ x1 maxea = 0.84.

Таким образом, область допустимых значений (ОДЗ), в которой можно выбирать значение x1

> x1 > 0.84.

  этой области выбирается то значение x1, которое обеспечивает наилучшее сочетание качественных показателей. Часто выбор коэффициента производят по рекомендациям ГОСТ. Для рассматриваемого случая силовой зубчатой передачи с числами зубьев z1 = 14 и z2 = 22

 x1 = x2 = 0.5 .

 [ea] =1.1

 

 Косозубые цилиндрические эвольвентные передачи

 и особенности их расчета.

 Косозубыми называются цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи, боковая поверхность зуба которой образована наклонной прямой лежащей в производящей плоскости и образующей с линией касания с основным цилиндром угол bb ( см. схему на рис. 13.7). При этом эвольвентами основной окружности радиуса rb будут кривые лежащие в торцевой плоскости. Поэтому расчет геометрии цилиндрической косозубой передачи проводится по приведенным выше формулам для торцевого сечения. Для передачи с косыми зубьями нужно ввести несколько новых параметров:

осевой шаг - расстояние между одноименными линиями соседних винтовых зубьев по линии пересечения плоскости осевого сечения зубчатого колеса с делительной, начальной или другой соосной поверхностью. На рис. 13.7 справа изображены развертки делительного и начального цилиндров косозубого колеса. Из этой схемы:

 pz = 2×p×rb / tg bb =2×p×r / Þ  tg bb = rb / (r × tg b ) = tg b× cos at ,

 tg bb = tg b× cos at

  Из схемы, изображенной на рис. 13.8

 pt = p / cos b ,

 pt = p×mt = p×m / cos b ,

 mt = m / cos b ,

 pbt = p× mt × cos at ,

 pbt = p× m × cos at / cos b .

 При нарезании косозубого колеса инструментальная рейка поворачивается на угол b, при этом стандартный  исходный производящий контур располагается в нормальной плоскости, а в расчетной торцевой плоскости образуется другой, торцевой контур, параметры которого определим из схемы, приведенной на рис. 13.9.

 Из DABD

 tg at = BD/AB,

 а из D ABC

 tg a = BC/AB;

 tg at / tg a = BD/BC.

 Из DBСD

  BC/BD = cos b ,

 tg at = tg a / cos b .

 Для высотных соотношений торцевого производящего контура

 h = ht , то m× h*a = mt× h*at Þ h*at = h*a× cos b ;

 m× c* = mt× c*t Þ c*t = c*× cos b .


Теория машин и механизмов