46. Особенности расчета конических зубчатых передач по напряжениям изгиба.

Конические зубчатые колеса используются в передачах, у которых оси валов пересекаются под углом δ(10-170), обычно он равен 90 градусов. Конические передачи сложны в изготовлении и монтаже, необходимы спец. станки и инструмент. Широко используются передачи с косыми и круговыми зубьями.

Удельная нагрузка q распределяется неравномерно по длине зуба. Она изменяется в зависимости от величины деформации и жесткости зуба в различных сечениях, т.е. по трапеции. Практически удобно принимать за расчетное значение среднее сечение зуба. Ф-ла для расчета передачи:

σF=YFWFt / νFmtm ≤ [ σF]

WFt – удельная расчетная окружная сила WFt=FtkF / bw;

νF=0,85 – опытныйкоэф-т, показывающий, что конические колеса передают меньшую нагрузку по сравнению с эквивалентной прямозубой цилиндрической передачей;

Если подставим в выражение WFt, то получим:

σF=YF FtkFβ kFV / νFmtmbw ≤ [ σF]

kFβ – коэф-т, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца;

kFV – коэф-т динамической нагрузки при изгибе;

YF – коэф-т формы зуба, (определяется по графику) который определяется по диаметру эквивалентного прямозубого цилиндрического колеса, равного диаметру разв-ки дополнительного конуса.

Zν1=z1 / cosδ1 Zν2=z2 / cosδ2

Для передач с круговыми зубьями экспериментальныйкоэф-т νF примерно равен 1…1,2, большее значение при твердости колес меньше 350НВ.

47. Напряжение в ремне ременных передач.

Ременная передача состоит из 2 шкивов, закрепленных на валах, и ремня, охватывающего шкивы. Нагрузка передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем в следствии натяжения ремня. Различают: плоскоременную, клиноременную (наиболее распространены) и круглоременную предачи.

Фактический срок службы ремня можно определить из уравнения кривой усталости:

σmmaxN=Cm; где σmax – максимальное напряжение в ремне; m-показатель степени, m=5…6; N- число циклов нагружения за весь срок Lh службы ремня; N=3600iLhzᴓ; zᴓ- число шкивов; N- постоянная, зависящая от типа ремня.

Поставив N в приведенное уравнение, получим срок службы ремня (ч):

Lh=(N/ σmax)m 1/3600 izᴓ.

Максимальные напряжения создаются в ведущей ветви ремня. Они складываются из:

σ1=F1/A=σ0+ σF/2; σv=Fv/A; σ0= F0/A; σt= Ft/A;

σt -напряжение от передачи полезной нагрузки и называется полезным напряжением.

Но разрушающее действие на ремень оказывают напряжения изгиба

σи=εE

ε- относительное удлинение, ε= δ/d и получим σи= δE/d – основным фактором, определяющим значение напряжений изгиба, является отношение толщины ремня к диаметру шкива.

Е- модуль упругости.

y – расстояние от нейтрального слоя до внутренней поверхности.

Суммарное максимальное напряжение в ведущей ветви в месте набегания ремня на малый шкив:

σmax= σ0+ σt/2+ σи+ σν.

48. Определение силы давления на вал от ременной передачи.

Силы натяжения ветвей ремня F1 и F2, (за исключением силы Fv) пере­даются на валы и опоры. Рассматривая параллелограмм сил (см. рис.12, б), находят равнодействующую сил

(29)

где — угол между ветвями ремня.

Поставим в выражение (29) вместо (F1 + F2) величину 2F0 [см. форму­лу (21)]; получим

(30)

Выражение (30) можно преобразовать через окружную силу Fr. В этом случае можно считать, что для прорезиненных и кожаных ремней Fs>>2,5Ft); для хлопчатобумажных Fs>>3Ft); для шерстяных Fs >> 4Ft). Таким образом, на­грузка на валы в 2,5—4 раза превышает окружную силу Ft, что является не­достатком ременных передач.