Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Расчет зубчатых передач на контактную прочность и изгиб
Перечисленные выше виды разрушения зубьев предупреждают расчетом на прочность по контактным напряжениям (против выкрашивания) и расчетом на прочность при изгибе (против поломки зуба). Изнашивание предупреждают в основном выбором соответствующего материала колес и вида термообработки. Расчет прямозубых колес закрытых зубчатых передач на прочность по контактным напряжениям, выполняемый как проектный, ведется по уже известной формуле Герца:
где σн и [σн]- действующие и допускаемые контактные напряжения; Епр – приведенный модуль упругости, ; здесь Е1, Е2 – модули упругости материала шестерни и колеса; μ- коэффициент Пуассона; ρпр - приведенный радиус кривизны ; здесь ρ1, ρ2 – радиусы кривизны эвольвент зубьев; q - нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии зуба, где Fn - равнодействующая сила (см. рис. 13); b2 -ширина зубчатого венца зубчатого колеса. Вследствие динамического характера нагружения зубьев и неравномерности распределения нагрузки формула Герца в чистом виде для расчета зубчатых колес дает неверные результаты. Поэтому в нее вводят поправочные эмпирические (опытные) коэффициенты kHα, kHβ, kHv, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями, неравномерность ее распределение по линии контакта зубьев и динамичность нагрузки. Тогда условие прочности зубьев по контактным напряжениям имеет вид: . Важнейшим критерием работоспособности зубчатых передач является прочность зубьев на изгиб Расчет изгибной прочности зубьев проводят в качестве проверочного. При выводе расчетной формулы принимают допущения 1. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Fn, которая вызывает в сечениях зуба напряжения изгиба и сжатия (рис. 16). Силу Fn переносят по линии зацепления NN до оси зуба (в точку О).
Рис. 16. Схема расчета зубьев на изгиб (1 – усталостная трещина)
2. Силу трения и напряжения сжатия в расчете не учитывают. При этих допущениях наибольшее напряжение изгиба наблюдается в опасном сечении А-В ножки зуба, расположенном в зоне концентрации напряжений. Условие прочности зубьев по напряжениям изгиба имеет вид: , где Fn - равнодействующая сила, Wx - осевой момент сопротивления опасного сечения ножки зуба,
l - плечо изгиба, Кт - теоретический коэффициент концентрации напряжений, kFα, kFβ, kFv - коэффициенты неравномерности и динамичности нагрузки, [σF] - допускаемое напряжение изгиба в опасном сечении зуба.
Прочностные расчеты закрытых косозубых цилиндрических и конических колес проводят аналогично вышерассмотренным расчетам прямозубых цилиндрических колес. Предварительно косозубые цилиндрические и конические колеса приводят к так называемым эквивалентным прямозубым цилиндрическим колесам. Приведение заключается в подсчете числа зубьев эквивалентных колес:
для косозубых цилиндрических колес: для конических колес:
где zэкв - число зубьев эквивалентного прямозубого цилиндрического колеса; z - действительное число зубьев косозубого цилиндрического или конические колеса; β - угол наклона зубьев косозубого цилиндрического колеса; δ - угол конусности конического колеса.
Расчет прочности ведут по формулам для эквивалентных прямозубых передач с введением в них дополнительных поправочных коэффициентов. Открытые цилиндрические и конические передачи изготавливают с прямыми зубьями. Вследствие повышенного изнашивания их считают прирабатывающимися при любой твердости рабочих поверхностей зубьев. Размеры открытой передачи определяют, исходя из расчета на контактную прочность, с последующей проверкой на изгиб. Причем расчет выполняют аналогично расчету закрытых прямозубых передач, принимают только другие эмпирические коэффициенты и расчетный модуль увеличивают на 40% (из-за повышенного износа зубьев).
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Основные сведения
Червячная передача - это зубчато-винтовая передача, движение в которой осуществляется по принципу винтовой пары (рис 1 в). Передача состоит из червяка - короткого винта с трапецеидальной резьбой и червячного колеса, имеющего зубья дугообразной формы. Достоинства червячных передач плавность и бесшумность работы, компактность и сравнительно небольшая масса, возможность получения больших передаточных чисел (до 1000), самоторможение передачи (движение осуществляется только от червяка к колесу).
Недостатки сравнительно низкий КПД вследствие скольжения витков червяка по зубьям колеса, значительное выделение теплоты в зоне зацепления червяка с колесом, повышенное изнашивание и склонность к заеданию. Червячные передачи широко применяют в подъемнотранспортных машинах и механизмах, где необходима высокая кинематическая точность, в станкостроении, автомобилестроении и др. Рис. 17. Схемы червячных передач
В зависимости от формы внешней поверхности червяка (рис. 17 ) передачи бывают с цилиндрическим (а) и глобоидным (б) червяком. Глобоидная передача имеет повышенный КПД, более высокую несущую способность, но сложна в изготовлении и чувствительна к осевому смещению червяка. В зависимости от направления линии витка червяка червячные передачи бывают с правым и левым направлением линии витка. В зависимости от числа витков (заходов резьбы) червяка передачи бывают однозаходные и многозаходные. Червячные передачи бывают с нижним, боковым и верхним расположением червяка относительно червячного колеса. В зависимости от формы винтовой поверхности червяка передачи бывают с архимедовой, конволютным и эвольвентным червяками. Основными способами изготовления червяков являются: нарезание резцом на токарно-винторезном станке и нарезание модульной (червячной) фрезой на резьбофрезерном станке. Червячные колеса чаще всего нарезают червячными фрезами, причем червячная фреза представляет собой копию червяка, с которым в последствии будет зацепляться червячное колесо. Силы, действующие в червячной передаче, изображены на рис. 18.
Рис. 18. Схема сил, действующих в червячном зацеплении
Окружная сила на червячном колесе численно равна осевой силе на червяке: . Окружная сила на червяке численно равна осевой силе на червячном колесе: . Радиальная сила на червяке численно равна радиальной силе на колесе: Передаточное число червячной передачи:
где ω1, z1 – соответственно угловая скорость и число заходов (витков) червячного вала; ω2, z2 – соответственно угловая скорость и число зубьев червячного колеса. В червячных передачах расчетным является осевой модуль червяка: , где р – делительный осевой шаг витков вала червяка, равный делительному окружному шагу зубьев червячного колеса. Значения расчетного модуля выбирают из стандартных рядов: 1-й ряд:1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0. 2-й ряд: 1,5; 3,0; 3,5; 6,0; 7,0; 2,0.
Основные геометрические параметры червячного колеса (рис.19) определяют по формулам: делительный диаметр ; модуль m червячного колеса можно определить по формуле: здесь da2 - измеренный диаметр вершин зубьев колеса в среднем сечении, z2 - число зубьев колеса. Модуль колеса равен расчетному осевому модулю червяка (округлить до стандартного значения).
Рис. 19. Основные геометрические параметры червяка и колеса
Диаметр вершин зубьев (в среднем сечении колеса):
Диаметр впадин зубьев (в среднем сечении колеса):
Размеры зубьев колеса по высоте ha2 и hf2 равны соответствующим размерам витков червяка ha1 и hf1.
Основные геометрические параметры червяка находят по формулам:
делительный диаметр где q – коэффициент диаметра червяка. Значение выбирают из стандартного ряда: 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 2,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; m - осевой модуль червяка (равен модулю колеса). Высота головки витка червяка . Высота ножки витка червяка . Диаметр впадин витков червяка . Диаметр вершин витков червяка .
|
|||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; просмотров: 1706; 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 - 3.144.243.184 (0.016 с.) |