Расчет на контактную прочность

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 9Следующая ⇒

Вследствие наклона зубьев в зацеплении одновременно находится несколько пар зубьев, что уменьшает нагрузку на один зуб, повышая его прочность (снижая расчётные напряжения).

Аналогично расчету прямозубой передачи межосевое расстояние для косозубых колес определяют по формуле (2.3.17):

где Ка = 43 МПа – для косозубых колес.

Контактные напряжения в поверхностном слое зубьев

где - коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям;

- 1,04 – 1,13 коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями и зависит от окружной скорости;

- коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий); для косозубых передач выбирается с учетом расположения колеса на валу и термообработки;

Коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки

=1,02-1,06 при любой твердости, скорость до 10 м/с,

=1,1 при твердости поверхности не больше 350 НВ и скорости 10-20 м/с,

=1,05 при твердости более 350 НВ и скорости 10-20 м/с.

Косозубые передачи работают более плавно, чем прямозубые, поэтому коэффициент , меньше.

Условие контактной прочности косозубой передачи

Если условие не выполняется, то изменяют ширину венца колеса b2, не выходя за пределы рекомендуемых значений . Если это не даст желательного результата, то либо назначает другие материалы колёс или другую термообработку, и расчёт повторяют.

Расчет допускаемых напряжений ведется аналогично расчету прямозубых колес

Расчёт зубьев на изгиб

Наклонное расположение зубьев увеличивает их прочность на изгиб и уменьшает динамические нагрузки. Это учитывается введением в расчётную формулу прямозубых передач поправочных коэффициентов и . Формула проверочного расчёта косозубых передач

(2.3.41),

где YF - коэффициент формы зуба выбирают по эквивалентному числу зубьев zv; - коэффициент, учитывающий наклон зуба; - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца определяют по аналогии с прямозубыми передачами; = 0,81-0,91 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки =1,2 при твердости зубьев не больше 350НВ, = 1,1 при твердости зубьев более 350 НВ. Нормальный модуль зубьев mn определяют по аналогии с прямозубыми передачами. При некоторых средних значениях коэффициентов получим формулу для приближенного определения модуля косозубых передач

(2.3.42),

И для шевронных передач

(2.3.43),

При проверке по формуле (2.3.41): можно получить значительно меньше , что не является недопустимым, так как нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью на изгиб.Если расчётное значение превышает допускаемое, то применяют колёса, нарезанные с положительным смещением инструмента, или увеличивают m; > означает, что в передаче из данных материалов решающее значение имеет не контактная прочность, а прочность зубьев на изгиб. На практике к таким передачам относятся передачи с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев – 51…63HRCэ (цементация, нитроцементация, азотирование). Проектировочный расчёт таких передач следует выполнять с целью обеспечения прочности зубьев на изгиб по форме определения минимально допустимого модуля m, а затем выполнить проверочный расчёт зубьев на контактную прочность.

34. Конструкция и области применения конических зубчатых передач;

35. Силы в конических зубчатых передачах;

36. Передаточное отношение многоступенчатых зубчатых передач;

37. Коэффициент полезного действия одноступенчатых и многоступенчатых зубчатых передач;

38. Охлаждение и смазка зубчатых передач;

39. Материалы и термообработка зубчатых передач;

40. Выбор допускаемых напряжений при расчетах зубчатых передач;

41. Оптимизация конструкции зубчатых передач;

Для зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью зубьев ты6 и

При Н>350НВ и нешлифованной поверхностью 9 и

Рекомендуют принимать NFG = 4-106 для всех сталей.
При постоянном режиме нагрузки эквивалентное число циклов NFE находят по формуле (8.60). При переменном режиме нагрузки, по аналогии с формулой (8.63),

Здесь учтено, что напряжения изгиба пропорциональны нагрузке. При использовании типовых режимов нагружения (рис. 8.42)

где MF —по табл. 8.10; NK — по формуле (8.65).
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. Кратковременные перегрузки (см., например, момент Тпяк на рис. 8.41), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому после определения размеров передачи по сопротивлению усталости необходимо проверить статическую прочность при перегрузках.
Максимальные контактные напряжения аНтах при перегрузке моментом Гпик можно выразить через известное напряжение σΗ (см. формулу (8.10)]:

где σΗ и Гтах— соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев; [ая]тах — предельное допускаемое напряжение.
Если значение Гпик не задано (например, циклограммой на рис. 8.41), его определяют по формуле Гпик = КТт&х, где К— коэффициент внешней динамической нагрузки по табл. 0.1.
[ая]тах = 2,8ат при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (στ — предел текучести материала); [aH]max=40 HRC при цементации, закалке т.в.ч. и азотировании зубьев (см. также табл. 8.9).
Аналогично, максимальные напряжения изгиба

где aF, Ттах — напряжение и момент при расчете на усталость; [aF]max — предельное допускаемое напряжение.
Wmax«0,8ax при Η <350 НВ; [aJmax«0,6aB при Η >350 НВ (σΒ — предел прочности материал) (см. также табл. 8.9).
§ 8.14. Оптимизация конструкции зубчатых передач
При изложении содержания настоящей главы мы отмечали влияние различных параметров на габариты (массу), нагрузочную способность и долговечность передачи. В этом параграфе эти сведения обобщаются с позиций оптимизации конструкции.

42. Планетарных передач. Особенности конструкций и расчета;

Передачи, имеющие зубчатые колеса с подвижными осями.

Достоинства:

ü Малые габариты и масса вследствие передачи мощности по нескольким потокам, число которых равно числу сателлитов; при этом нагрузка в каждом зацеплении уменьшена в несколько раз.

ü Удобство компоновки в машинах благодаря соосности ведущего и ведомого валов.

ü Работа с меньшим шумом по сравнению с обычными зубчатыми передачами, что связано с меньшими размерами колес и замыканием сил в механизме. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются.

ü Малые нагрузки на валы и опоры, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в них.

ü Возможность получения больших передаточных отношений при небольшом числе зубчатых колес и малых габаритах.

Недостатки:

§ Повышенные требования к точности изготовления и монтажа передачи.

§ Большее число деталей (подшипников), более сложная сборка.

§ Для нарезания колес с внутренними зубьями требуются зубодолбежные станки, парк которых меньше, чем зубофрезерных.

Расчет планетарной передачи. Подбор чисел зубьев колес. Центральная шестерня а (z_a)

Задают из условия неподрезания ножки зуба: z_a≥ 17. Принимают:

z_a = 24 при Н ≤ 350 НВ;

z_a = 21 при 45HRC < H ≤ 52HRC

z_a= 17 при Н>52 HRC.

Неподвижное центральное колесо b (z_b)

Определяют по заданному передаточному отношению u^b_ah:

Расчет геометрических параметров для планетарной передачи производят аналогично, как и для цилиндрической передачи

43. Передача с зацеплением Новикова. Особенности конструкций и расчета;

Дата добавления: 2018-05-02; просмотров: 397; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 1 2 345 6 7 8 9 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!