Студопедия

КАТЕГОРИИ:


Архитектура-(3434)Астрономия-(809)Биология-(7483)Биотехнологии-(1457)Военное дело-(14632)Высокие технологии-(1363)География-(913)Геология-(1438)Государство-(451)Демография-(1065)Дом-(47672)Журналистика и СМИ-(912)Изобретательство-(14524)Иностранные языки-(4268)Информатика-(17799)Искусство-(1338)История-(13644)Компьютеры-(11121)Косметика-(55)Кулинария-(373)Культура-(8427)Лингвистика-(374)Литература-(1642)Маркетинг-(23702)Математика-(16968)Машиностроение-(1700)Медицина-(12668)Менеджмент-(24684)Механика-(15423)Науковедение-(506)Образование-(11852)Охрана труда-(3308)Педагогика-(5571)Полиграфия-(1312)Политика-(7869)Право-(5454)Приборостроение-(1369)Программирование-(2801)Производство-(97182)Промышленность-(8706)Психология-(18388)Религия-(3217)Связь-(10668)Сельское хозяйство-(299)Социология-(6455)Спорт-(42831)Строительство-(4793)Торговля-(5050)Транспорт-(2929)Туризм-(1568)Физика-(3942)Философия-(17015)Финансы-(26596)Химия-(22929)Экология-(12095)Экономика-(9961)Электроника-(8441)Электротехника-(4623)Энергетика-(12629)Юриспруденция-(1492)Ядерная техника-(1748)

Проектировочный расчет цилиндрической передачи




При проектировочном расчете зубчатой передачи удобнее определять не напряжения, а основные геометрические параметры. Межосевое расстояние:

aw = (u + 1)=, мм

где u - передаточное число;

T2 - крутящий момент на колесе;

C - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес:

310 – для прямозубых цилиндрических передач;

335 – для прямозубых конических передач;

270 – для косозубых цилиндрических и конических передач;

[σ]H - допускаемое контактное напряжение, зависящее от материала и термообработки зубчатых колес и от длительности работы передачи

Зубчатые колеса изготовляют из проката или поковок из качественные конструкционных углеродистых или легированных сталей с содержанием углерода от 0,1 до 9,6% с различными видами термообработки; при значительных размерах колес (диаметром более 500 мм) применяют стальное литье. У прямозубых колес из улучшенных или нормализованных сталей с твердостью не более НВ 350 твердость рабочей поверхности зуба шестерни должна быть на 20 – 50 ед.больше твердости зуба колеса. У не прямозубых колес разность в твердости шестерни и колеса достигает 100 ед.и более, что повышает нагрузочную способность передачи по контактной прочности.

При значительной, но спокойной нагрузке может быть произведена сплошная закалка, при большой и динамической нагрузке внутренняя часть зуба должна быть вязкой, а наружная высокопрочной, при малой динамической нагрузке весь зуб может быть вязким. Если передаваемая мощность большая, то для уменьшения массы и габаритов передачи следует применять колеса с более высокой поверхностной прочностью.т.е. зубья должны иметь сплошную или поверхностную закалку, цементацию, цианирование и … Такие зубья должны шлифоваться или притираться, следовательно степень точности должна быть высокой. Колеса с шевронными зубьями закалке не подвергаются и их шлифовка не производится.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

где [σ]Р0 – допускаемое контактное напряжение, соответствующее базовому числу циклов нагружения NНО (выбирается по таблице 1)

ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев (при 7 классе шероховатости –1; при 6 классе шероховатости – 0,95)

ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости и твердости (определяется по графику ZV – V при твердости НВ≤ 350 и НВ > 350)

КНL – коэффициент долговечности КНL =

 

где NHO -базовое число циклов нагружения

NHE –эквивалентное число циклов нагружения колеса

NHE =

где Тi mах – максимальный длительно действующий момент

Тi – моменты в ступенях нагрузки, соответствующие числам циклов нагружения Ni (график изменения нагрузки)

Ni = 60ni thi KK(ш)

где ni - частота вращения вала при действии момента Тi, мин-1;

thi - продолжительность действия нагрузки Тi, в часах;

KK – количество зацеплений рассчитываемого колеса.

[σ]Н = =

После определения следует проверить выполнение условия:

[σ]Н ≤ 1,23[σ]Нmin

С увеличением в сторону увеличения надежности для косозубых передач можно принять значение [σ]Н равным меньшему из двух [σ]Н1 и [σ]Н2

КНα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых колес 1; для косозубых по графику;

КНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии – определяется по графику или по таблице;

КНV – динамический коэффициент, учитывающий влияние точности передачи, твердости зуба и окружной скорости – определяется по таблице;

Ψва – коэффициент ширины зубчатого венца

Ψва = b/aw Ψbd = b/d

Выбор значений ψba и ψbd существенно влияет на качество передачи – ее КПД, габариты, требования к технологии изготовления и сборки; с увеличением коэффициента ширины зубчатого венца повышается концентрация нагрузки При проектировочном расчете величиной ψва задаются:

0,125…0,20 – для прямозубых колес коробок передач;

0,20…0,35 – для прямозубых колес редукторов;

0,20…0,50 – для косозубых колес;

0,40…0,80 – для шевронных передач.

Для каждой последующей ступени редуктора ψва увеличивается на 20 – 30% по сравнению с предыдущей.

Стандартные значения:0,100; 0,125; 0,160; 0,20; 0,250; 0,315; 0.40; 0,50; 0,630; 0,80; 1.0; 1,25

После определения межосевого расстояния принимают ближайшее стандартное значение: 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630.

 

После корректировки параметров и коэффициентов производится проверочный расчет на контактную выносливость:

σН = МПа

Здесь в случае, если контактное напряжение не более, чем на 5 …6% превышает допустимое, или недогрузка не превышает 10% то расчет считается удовлетворительным.

Проверка на контактную прочность при кратковременных перегрузках:

σНmax = σH, МПа

где [σ]Нпр – предельное напряжение на контактную прочность:

при Н ≤ НВ 350 [σ]Нпр = 3,1σТ

Н > НВ 350 [σ]Нпр = 41,3НRС

Проверка на выносливость при изгибе:

σF = , МПа

где Т – крутящий момент на проверяемом колесе, Н.м.

Z – число зубьев проверяемого колеса;

КFα - коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес К = 1; для косозубых при среднем коэффициенте торцевого перекрытия εα = 1,5 и 8 степени точности колес

К =0,75

К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица)

KFV - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки (таблица)

YF- коэффициент прочности зубьев, определяется по эквивалентному числу зубьев

ZV = Z/cos3β

β – угол наклона зуба в косозубых (80 … 200) и шевронных (250 … 400) передачах;

Yβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба, при β< 400

Yβ = 1 – β/1400

m - модуль зацепления (для косозубых mn- нормальный модуль)

m = mn = (0,01 … 0,02)aw

Модуль зуба колеса нужно выбирать минимальным так, как с его увеличением растут наружные диаметры заготовок, но не менее 1,5 …2 для силовых передач

Определяем числа зубьев колес:

Z1 = Z2 = uZ1

 

Минимальное допустимое значение Z1, без риска подрезания ножки зуба, для некоррегированных колес: Zmin ≥ 17cos3β

Допускаемое напряжение при проверочном расчете на выносливость зубьев при изгибе: [σ]F = [σ]F0KFLYRYM

где [σ]F0 – допускаемое изгибное напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений NFO (таблица)

KFL – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного чисел циклов нагружений

KFL =

NFO = 4•106 – базовое число циклов

NFE = - эквивалентное число циклов при изгибе

mF - степень, mF = 9 – для стальных колес с нешлифованной поверхностью при твердости НВ > 350 и для чугунных колес; mF = 6 – для колес с твердостью менее НВ350

Если NFE > NFO = 4·106 то принимаем KFL = 1

YR – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей (1 – для шлифованной и фрезерованной поверхностей; 1.05 – цементация, азотирование; 1,2 – полированная с нормализацией или улучшением)

YM = 1 при d ≤ 300 – коэффициент, учитывающий диаметр колес.

Определение геометрических параметров цилиндрических колес

1. Диаметр делительной окружности:

- для прямозубых колес d = mZ

- для косозубых колес d =

2.Ширина зубчатого венца

- для шестерни b1 = ψba·aw + 5

- для колеса b2 = Ψbaaw

3.Диаметр вершин зубьев da = d + 2mn

4. Диаметр впадин df = d – 2,5mn

5.Окружная скорость V =




Поделиться с друзьями:


Дата добавления: 2014-01-20; Просмотров: 549; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!


Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет



studopedia.su - Студопедия (2013 - 2024) год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! Последнее добавление




Генерация страницы за: 0.008 сек.