Расчет цилиндрических зубчатых передач 


Мы поможем в написании ваших работ!



ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Расчет цилиндрических зубчатых передач



 

Основные причины выхода из строя зубчатых передач:

• усталостное разрушение (выкрашивание) рабочей поверхности зубьев;

• поломка зубьев вследствие усталости или от действия большой перегрузки;

• износ рабочих поверхностей зубьев под воздействием абразивных частиц.
В соответствии с перечисленными видами нарушения работоспособности передач производятся следующие расчеты зубьев:

• на контактную выносливость н < [ σн ]);

• на изгибную выносливость зубьев шестерни и колеса (δf≤[δF]);

• на статическую прочность зубьев при перегрузках (δ ,

Для редукторных (закрытых) передач, работающих в условиях хорошей смазки,
защищенных от попадания пыли и грязи, основным является расчет на контактную
выносливость. Из этого условия определяются проектным расчетом требуемые размеры передач. Для цилиндрических передач это обычно межосевое расстояние передачи , реже - делительный диаметр шестерни. Обязательным при этом является гак же проверочный расчет зубьев шестерни (или колеса) на выносливость по напряжениям изгиба, а при значительных кратковременных перегрузках необходимы проверочные расчеты, на статическую прочность по напряжениям изгиба(для исключения поломки зуба при перегрузках) и контактным напряжениям (для исключения пластической деформации в зоне контакта зубьев).

Примеры расчетов закрытых (редукторных) передач приведены в [4, 5, 7,11], а с применением ЭВМ и программируемых микрокалькуляторов – [6, 8 и 13].

В открытых зубчатых передачах, работающих в условиях интенсивного износа, усталостное выкрашивание от действия контактных напряжений не наблюдается. вследствие изнашивания верхние слои рабочей поверхности зубьев

соскабливаются ранее, чем успевают развиться трещины усталости.. Поэтому расче-

том таких передач является определение необходимой величины модуля зубьев из условия прочности последних по напряжениям изгиба[5,с.129].

Масса и габариты редуктора, сложность и трудоемкость его изготовления в решающей степени зависят от выбора вида термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев. Различают при этом 2 варианта технологии изготовления зубчатых колес: НВ > 350 (объемная закалка, закалка ТВЧ, цементация и др.) и НБ <350 (улучшение и нормализация).
Первый вариант позволяет осуществлять передачу колесами меньших размеров
вследствие высокой контактной прочности закаленных поверхностей. следователь-

но, снизить габариты и металлоемкость редукторов. Однако при этом возрастает
сложность изготовления колес, требуется отделочная обработка зубьев после термо­обработки (шлифование, шевингование, доводка), значительно усложняются про­цессы притирки и обкатки. Второй вариант отличается простотой изготовлении, не­высокими требованиями к точности изготовления, быстрой прирабатываемостью колес при работе.

Продолжая сравнение, следует отметить также, что большую опасность при
первом варианте технологии представляют напряжения изгиба (больше вероятность
их поломки), а при втором - контактные напряжения (опасность выкрашивания).
Применение первого варианта экономически целесообразно лишь на специализированных заводах (при крупносерийном и массовом производстве), в связи с чем вы­бор варианта термообработки при проектировании требуется обосновать.

При расчете передач с косыми зубьями заслуживает внимания выбор угла наклона зубьев. Большее значение угла наклона повышает прочность зубьев, плавность работы передачи, однако увеличивает осевую нагрузку подшипников и. несколько снижает к.п.д. передачи. Поэтому рекомендуется предварительно принять. значение угла наклона 10... 15°, а при уточнении его значения после определения основных параметров передачи ( аw z1z2) вычисление проводить с точностью ±10.

Высокая точность необходима и при определении диаметровзубчатых колес(±0,01мм)

ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА КОНИЧЕСКИХ И ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ

Конические зубчатые передачи бывают с прямыми, косыми (тангенциальными) и круговыми зубьями. Первые находят ограниченное применение из-за высокого уровня шума и применяются, как правило, лишь в тихоходных открытых передачах. Для редукторных передач перспективны передачи с круговыми зубьями.

Особенностью конического зуба является непостоянство его параметров (модуля, высоты зуба и др.) и связанная с этим дополнительная трудность нарезания.

Основными расчетными параметрами конической зубчатой передачи при расчете на контактную выносливость являются расчетный (средний) диаметр шестерни , (колеса ) или внешнее конусное расстояние Re. При расчете открытых передач основным расчетным параметром является расчетный модуль зацепления mm, точностью до двух знаков после запятой и допускается не округлять до стандартного значения [4, с.20...24],[15,с.65…70].

Ответственным этапом при расчете планетарных зубчатых передач является определение чисел зубьев колес, центрального z1 корончатого z3 и сателлитов z2.

При этом обязательно соблюдение 3-х условий:

· соосности (2z2+ z1= z3)

· сборки ( и целое число, с-количество сателлитов);

· соседства(чтобы сателлиты не соприкасались друг с другом,

что имеет значение при числе сателлитов с ≥3)

Отправным шагом здесь является выбор числа зубьев Центрального условия колеса z1 из условия z1 ≥17 (во избежание подрезания ножек зубьев при нарезании) Размерные параметры передачи определяются как в обычных цилиндрических редукторныхt передачах из условия контактной выносливости зубьев (межосевое расстояние или делительный диаметр корончатого колеса d3) с последующим определением стандартного модуля передачи и проверкой зубьев на изгибную выносливость [6],[11].

 

РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

Червячные передачи, так же как и зубчатые, рассчитывают по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Однако, в отличие от зубчатых передач, контактные напряжения здесь обычно не приводят к выкрашиванию. С ними связано, прежде всего, заедание в червячной паре, явление, не встречающееся в зубчатых передачах редукторов и обусловленное спецификой кинематики червячной пары. Кроме того, скорости червяка и червячного колеса различны как по величине, так и направлению, в связи с чем велика и относительная скорость скольжения в зацеплении. Ограничение величины контактных напряжений позволяет исключить заедание при работе червячной передачи, снизить интенсивность износа.

Расчет червячных передач приводится в [4, 5; и 7], с использованием ЭВМ - в [6,13].

Рекомендуется при курсовом проектировании применять более простые в изготовлении цилиндрические червяки, причем для тихоходных и малоответственных передач - архимедов червяк, без закалки и последующего шлифования, а для более ответственных и точных передач - эвольвентные и конволютные червяки, которые закаливаются HRC ≥ 45, шлифуются и полируются.

Для предотвращения заедания в червячной передаче и соблюдения приемлемых габаритов необходимо число зубьев колеса выдержать в пределах от 28 до 80 зубьев,для чего рекомендуются при передаточном отношении u=8... 15 - 4-х заходные червяки, u=15…30-2-хвата, при u>30-однозаходные.

Для червячных редукторах подлежит выбору из стандартных рядов (ГОСТ 2144-76) не только модуль, но и относительнаятолщина червяка q и межосевое расстояние (в стандартных одно- и двухступенчатых червячных редукторах). Соблюсти все эти условия сложно: чтобы вписаться в стандартное межосевое расстояние, приходиться перебирать различные сочетания m и q, корригировать зацепление (нарезать со смешением зубья колеса).

 

После определения параметров зацепления проводится проверочный расчет на выносливость зубьев колеса по напряжениям изгиба. Обязательными для червячных передач являются тепловой расчет (с целью недопущения перегрева), расчет червяка на жесткость, уточнение КПД спроектированной передачи.

 



Поделиться:


Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; просмотров: 87; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 44.200.249.42 (0.059 с.)