Детали машин (1066356), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

в) выкрашивание – появление и развитие усталостных трещин на поверхности. При этом повышаются контактные напряжения.

г) смятие поверхности.

Наиболее опасным является уставлостный излом и усталостное выкрашивание, другие виды разрушение можно избежать конструктивно.

Выводы: закрытая передача на заданный срок службы должна быть рассчитана на сопротивление контактной усталости _H и проверена на сопротивление по изгибу _F. Для открытых передача на заданный срок службы рассчитывается изгиб и проверяются на сопротивление контактной выносливости.

Силы в зубчатой паре

1. В прямозубой передаче действует нормальная сила F_n, которая состоит из следующих сил:

F_t – окружная сила (касательно к начальной окружности), F_R – радиальная сила (к центру окружности). F_t=2000T₁/d_W1, F_R=F_t  tg _W, где _W – угол зацепления.

2) В косозубых передачах действуют следующие силы:

радиальная сила F_R=F_ttg  / cos _W, где _W – угол наклона зуба,

осевая сила (вдоль оси) F_X = F_t  tg _W, окружная сила F_n=F_t / (cos  cos _W).

Основные параметры зубчатых передач.

m – модуль, a_W – межосевое расстояние, _d =b_W(ширина)/d_W – коэффициент ширины,  = 20 – угол профиля, U – передаточное число. Для повышения контактной или и изгибной прочности применяют смещение зуборезного инструмента, т.е.  < 20.

Особенности работы косозубой передачи

Коэффициент перекрытия _ = _W/P_X, где _W – ширина колеса, P_W – осевой шаг. Если _ целое число, то число полных контактных линий на одновременно зацепляющихся зубьев будет такое же I = _W/P_W . Если _  1, то передача работает как косозубая. Если _ <0,9 – косозубая передача как прямозубая. _ – коэффициент торцевого перекрытия

_ – суммарный коэффициент перекрытия _ = _ + _.

Определение расчетной нагрузки.

R_n распределяется неравномерно:

1) между одновременно работающими парами зубьев.

2) по длине зуба

3) возникает дополнительная внутренняя динамическая нагрузка.

4) внешняя динамическая нагрузка.

T_1H=T₁K_H

T_1F=T₁K_F

Коэффициент нагрузки:

K_H = K_AK_HVK_HK_H£

K_F = K_AK_FVK_FK_F£,

K_A – коэффициент внешней динамической нагрузки;

K_HV, K_FV – коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку. Зависит от двигателя и от режима нагружения.

K_H, K_F – коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Зависит от твердости поверхности зубьев, относительной ширины, расположения колес относительно опор валов.

K_H£, K_F£ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по парам зубьев. Для прямозубой передачи равен 1, для косозубой определяется по формуле (См. Приложение), в которой B – фактор, учитывающий влияние торцевой жесткости пары.

Расчет зубчатых передач на сопротивление контактной усталости

Целью расчета является предотвращение усталостного выкрашивания.

Расчет производится по формуле Герца-Беляева. Зависимость Герца-Беляева для нормальных напряжений в месте контакта двух сухих неподвижных цилиндров из изотропных материалов

q_H – удельная погонная сила по нормали к профилю; ₁, ₂ – коэффициент пуансона; E₁, E₂ – модуль упругости материала,  – радиусы кривизны каждого цилиндра. 1/=1/₁  1/₂, «+» для внешного зацепления, «–» для внутренного зацепления.

Формула Герца-Беляева для пары зубчатых колес

Z_E – коэффициент, учитывающий свойства материалов

Z_ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

^{– для прямозуб.}

^{– для косозубых}

Расчет передач на сопротивление усталости при изгибе

Расчет выполняется при предположениях, что зуб нагружен силой F_H, в зацеплении находится одна пара зубьев, а также силы трения отсутствуют.

Наибольшее трение в точке b, однако растягивающий эффект в точке a, r – радиус выпуклости зуба,

^{ []}_F

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения

Y_ – коэффициент, учитывающий угол наклона

Y_ – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Y_= 1/_£ – для косозубой передачи, Y_ = 1 для прямозубой передачи.

m выбрать по возможности меньше, z соответственно больше. m=(0,01 ... 0,02)a_W. В случае открытой передачи

Расчет по модулю

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности. Расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности (или формула выше)

Допускаемые напряжения

Для расчета переменный режим заменяем эквивалентным.

N_E = N_ _H , N_FE=N_ _F, N_ – суммарное число циклов = 60nn_ЗL_h, где

L_h – ресурс работы передачи,

n_З– число зубьев зацеплении,

n– частота вращения.

p = q_H/2, p = q_F. Допускаемые контактные и изгибные напряжения устанавливаются на основе кривых усталости

N_HG = 30HB^2,4, N_FG = 410⁶. Если N_HEN_HG, то q_H=6,если N_HE>N_HG, то q_H=20.

Коэффициенты долговечности:

^и

q_F = 6 для нормальных умеренных колес, q_F = 9 для поверхностно-закаленных колес.

Методы повышения контактной и изгибной прочности

Для повышения контактной прочности используется:

1. увеличение твердости рабочей поверхности зубьев путем:

а) изменением материала

б) изменением режима термообработки

в) применением поверхностных обращений

2. исправление геометрического зацепления путем:

а) увеличения смещения инструмента

б) применением нестандартного зацепления

в) увеличением угла наклона зуба 

3. уменьшение расчетной нагрузки путем уменьшения коэффициента K_H

Для повышения изгибной прочности применяют:

1. увеличение модуля с одновременным уменьшением числа зубьев (без подрезания)

2. применить смещение инструмента, т.е. увеличить угол зацепления £.

3. применить смещение Х для шестерни за счет колеса

4. уменьшить коэффициент K_F

5. поверхностное упрочнение у корня зуба (наклеп, цементация и т.д.)

6. увеличение радиуса кривизны переходной кривой у основания зуба.

Определение основных размеров зубчатой передачи

Начальный диаметр шестерни:

Расчетная ширина колеса:

Межосевое расстояние:

Принимаем стандартное межосевое расстояние

Пересчитываем ширину колеса:

Принимаем стандартную ширину колеса.

Находим ширину шестерни:

b_W1 = b_W2 + 5

Определение геометрии зацепления зубчатой передачи

Модуль: m=(0,01...0,02)a_W

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса: Z₂ = Z₁U

Угол наклона зуба:

Осевой шаг:

Коэффициент осевого перекрытия:

_ = b_W2/P_X

Начальный диаметр: d_W=mz / cos_W.

Диаметр выступов: d _a = d_W + 2m

Диаметр впадин: d _f = d_W – 2,5m

Коэффициент торцевого перекрытия:

ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Червяк – винт с трапециидальной или близкой по форме резьбой

Достоинства:

– Возможность получения больших передаточных отношений

– Большая плавность работы

– Малая шумность

– Компактность

Недостатки:

– Большое трение в передачах  большой нагрев из-за, большого скольжения, что требует применения дорогостоящей оловянной бронзы

– Очень низкий КПД (60-95%)

– Износ зубьев

– Мощность не выше 50 кВт

Геометрия червячной передачи

Червяк является ведущим, колеса ведомым. Червячная передача бывает следующих типов:

1. Цилиндрическая – делительная и начальная поверхности червяка и колеса круговые цилиндры.

2. Глобоидные – делительная поверхность является частью вогнутой поверхности тора (глобоида)

Виды цилиндрических червяков

Бывают линейчатые и нелинейчатые. Линейчатые образуются винтовым движением прямой линии, а нелинейчатые винтовым движением конической или тороидальной формы.

К линейчатым относится 3 типа:

1. Архимедов ZA

2. Эвольвентный ZJ

3. Конвалютный ZN

Нелинейные обозначаются как ZT

Геометрические параметры червяка и колеса

m – осевой модуль червяка

p = m – расчетный осевой шаг червяка

p_X = p  z₁ – ход витка (шаг винтовой линии)

 = arctg (p_X / d₁) – делительный угол подъема линии витка

Делительный диаметр червяка:

d₁ = mz₁ / tg , причем z₁ / tg  = q – коэффициент диаметра червяка.

d₂ = mz₂ – число зубьев колеса

a = (d₁ + d₂) / 2 – межосевое расстояние

Кинематика червячных передач

U = ₁/₂ = n₁/n₂ = z₂/z₁

За 1 оборот червяк повернется на угол , а колесо на угол ₂ =   p_X / d₂.

V₁ – окружная скорость червяка на диаметре d_W1, V₂ – окружная скорость колеса на диаметре d_W2, _{W – начальный угол подъема витка}

Силы червячном в зацеплении

Окружная сила червяка (касательная к начальной окружности)

F_t1 = 2000T₁/d_W1

Осевая червяка (вдоль оси) F_X1= F_t2

Радиальная червяка (к центру окружности) F_R1=F_R2=F_t2tg _£,

Характеристики

Список файлов ответов (шпаргалок)