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) |
Расчет на прочность конической передачи
Силы, действующие в зацеплении конической передачи Прочность конических передач Равнодействующая сил нормального давления Fn приложена в среднем сечении зуба (см. рис. 14.7), а силами трения пренебрегают. Силу Fn разложим на составляющие по реальным направлениям. Окружная сила равна Ft = 2T1/d1, (14.41) где d1 = mz1 – средний делительный диаметр шестерни; m – модуль в среднем по длине зуба сечении. Радиальная сила на шестерне, численно равная осевой силе на колесе, равна Fr1 = F a 2 = Ft∙tgα∙cosδ1, а осевая сила на шестерне, численно равная радиальной силе на колесе – F a 1 = Fr2 = Ft∙tgα∙sinδ1, где δ1 – угол образующей делительного конуса шестерни, α – угол зацепления. Полная нормальная сила, действующая в зацеплении конических прямозубых колес Fn = Ft/cosα = 2T1/(d1cosα). (14.42) При прочностных расчетах коническое колесо заменяют эквивалентным по прочности цилиндрическим колесом (рис.14.22) с радиусом делительной (начальной) окружности, равным длине образующей (радиусу развертки) среднего дополнительного конуса, т.е. rv= rcosδ или dv = dcosδ. Модуль mv эквивалентного колеса равен среднему модулю m конического колеса (mv = m); длина зуба эквивалентного цилиндрического и конического колес равны, т.е. bv = b. Учитывая соотношение размеров эквивалентного цилиндрического и конического колес, имеем zv = z/cosδ, а передаточное число эквивалентной передачи будет uv = zv2/zv1 = z2cosδ1/z1cosδ2 = utgδ2 = u2, (14.43) где u – передаточное число конической передачи. Диаметральные размеры шестерни (рис. 14.22) эквивалентной и конической передач соответственно равны . (14.44) Так как окружное усилие на зубья конической и эквивалентной передач должно быть одинаковым, то момент на эквивалентном колесе Tv = T/cosδ.
При консольном расположении одного из конических колес возрастают деформации вала и опор, усиливается концентрация нагрузки по длине вала и износ подшипников, возникают дополнительные динамические нагрузки, поэтому несущую способность конических передач принимают равной 85% от несущей способности эквивалентной цилиндрической передачи. Подставив в ранее выведенную формулу (14.25) для проверочного расчета цилиндрических колес параметры эквивалентного колеса (14.43, 14.44) получим условие усталостной прочности при деформации изгиба для прямозубых конических колес σF = (2T1KFYF)/(m3z1ψ) ≤ 0,85σRadm. (14.45) Рис. 14.22 Усталостная прочность проектируемой конической передачи обеспечена, если ее средний модуль будет равен , (14.46) где YF – коэффициент прочности зуба, выбираемый из табл. 14.8 по эквивалентному числу зубьев zv; коэффициент ширины зуба ψ (b = mψ) принимают равным 4 … 10. Зная модуль m в среднем сечении зуба конического колеса, определяют внешний модуль me = m/(1 – 0,5KbR), (14.47) где коэффициент ширины зуба KbR = b/R рекомендуют принимать не более 0,35 (KbR ≤ (0,35). Округлив величину me до ближайшего большего стандартного значения, вычисляют параметры зубчатых колес конической передачи (подразд. 14.5). Проверочный расчет конических прямозубых передач на контактную усталость проводят по формуле , (14.48) где ZE– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, значений его для разных материалов приведены в п. 14.12.3; – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей; T2 – вращающий момент на колесе; KH = KHβ∙KHv – коэффициенты, определяемые по графикам рис. 14.18, в, г и из табл. 14.5; u – передаточное число; b – ширина зуба; d1 – средний делительный диаметр шестерни. Уравнение для проектировочного расчета получим, заменив b в выражении (14.48) как b = ψbd∙d1 и решив уравнение относительно d1.
, (14.49) где ψbd = b/d1 – коэффициент ширины шестерни относительно среднего диаметра, рекомендуется ψbd = 0,2 … 0,6. Отметим, что ширину b зубчатого венца стандарт рекомендует принимать b ≤ 0,3Re или b ≤ 10me. Модуль в среднем сечении определяют как m = d1/z1, далее по (14.47) определяют внешний модуль me и, приняв стандартное значение величины me, вычисляют параметры конической передачи.
Глава 15. ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Дата добавления: 2014-11-29; Просмотров: 1859; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы! Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет |