Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу 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 |
Навантаження на зубці циліндричних зубчастих передачСодержание книги
Похожие статьи вашей тематики
Поиск на нашем сайте
Номінальні сили у зачепленні циліндричних коліс. У навантаженій зубчастій передачі сила взаємодії зубців розподілена вздовж їхнього контакту. Цю розподілену силу замінимо зосередженою силою, прикладеною до зубця у середньому нормальному його перерізі. Силами тертя, що виникають у результаті ковзання профілів зубців, можна знехтувати, оскільки коефіцієнт тертя в зоні контакту малий, і тому таке припущення не впливає практично на кінцевий результат. На рис. 23.6, а показане косозубе зубчасте колесо, яке навантажене обертовим моментом Т1. Зубці цього колеса взаємодіють із зубцями спареного зубчастого колеса. Схема взаємодії зубців показана у їх середньому нормальному перерізі А–А.
Сила Fn направлена вздовж нормалі до профілів зубців у точці їх контакту, тобто вздовж лінії зачеплення, яка утворює кут зачеплення αn із перпендикуляром до лінії центрів коліс. Силу Fn замінимо двома її взаємно перпендикулярними складовими Fr і F0, які перенесемо на схему колеса. Тут сила Fr проекціюється у точку Р, а сила F0 направлена перпендикулярно до лінії зубця. Тепер силу F0 також замінимо двома її взаємно перпендикулярними складовими Ft і Fa. Отже, замість однієї нормальної сили Fnна зубець маємо три взаємно перпендикулярні її складові Ft, Fa і Fr, Таке зображення сил, що діють на зубці у зачепленні, зручне для розрахунків зубчастої передачі, її валів та їхніх опор. Сила Ft, яку будемо називати коловою силою, лежить у площині дії обертового моменту Т1 і направлена по дотичній до ділильного кола зубчастого колеса. Тому Ft = 2Т1/d1.(23.15) Складова Fa, якаперпендикулярна до площини колеса і паралельна осі його вала, називається осьовою силою. Вона може бути виражена через Ftта кут нахилу зубцівβ Fa = Ft · tgβ. (23.16) Сила Fr діє у площині колеса і направлена вздовж його радіуса, тому її називають радіальною силою. Для визначення Frпопередньо знайдемо F0 = Ft /cos β, а тоді (див. переріз А–А на рис. 23.6, а) запишемо Fr = F0· tg αn = Ft · tg βn /cosβ. (23.17) Нормальна сила Fnдо профілів зубців дорівнює геометричній сумі сил Ft, Fa і Fr. Модуль цієї сили можна визначити за формулою Fn = F0/cos αn = Ft / (cosαn· cos β), або Fn = 2T1/(d1 cosαn · cos β). (23.18) У разі зачеплення прямозубих коліс (β = 0) колова сила також визначається за формулою Ft = 2Т1/d1, осьова сила Fа= 0, а радіальна сила може бути знайдена за формулою Fr = Ft· tgα.(23.19) Наявність осьової сили Fa у зачепленні косозубих коліс, що додатково навантажує вали та їхні опори, обмежує використання косозубих коліс із великим кутом нахилу лінії зубців β (Fа зростає із збільшенням β). Цього недоліку позбавлені шевронні зубчасті передачі, де осьові сили у зачепленні взаємно зрівноважуються (рис. 23.6, б), бо лівий та правий півшеврони мають протилежний нахил зубців. Цим пояснюється можливість збільшення кутів нахилу зубців у шевронних колесах у порівнянні з косозубими. Колова та радіальна сили у зачепленні шевронних зубчастих коліс визначаються відповідно за формулами Ft = 2Т1/d1 і Fr = F0 · tg αn = = Ft · tg βn /cosβ. Розрахункове навантаження на зубці зубчастої передачі. За розрахункове навантаження на зубці беруть максимальне значення питомого навантаження, розподіленого вдовж лінії контакту зубців у їхньому зачепленні q = (Fn/lΣ) · Kα · Кβ · Кν = [Ft/(b · Кε · εα / cosαn)] · Kα · Кβ · Кν. (23.20) Тут Fnта lΣ вибрані згідно з формулами (23.18) і (23.14), KαКβ – коефіцієнти, що враховують розподіл навантаження між зубцями та за шириною зубчастих вінців коліс відповідно; Кν – коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження зубців. Коефіцієнти KαКβ і Кν різні у розрахунках зубців на контактну втому і на втому при згині. Тому вводять такі позначення коефіцієнтів: КHα, КHβ, KHv – у розрахунках на контактну втому; КFα, КFβ, KFv– у розрахунках зубців на згин. Додатково введемо поняття питомої розрахункової колової сили: WH t= (FHt/ b) · КHα, КHβ, KHv, WF t= (FFt/ b) · КFα, КFβ, KFv. (23.21) На основі виразу (23.20) розрахункове навантаження на зубці буде визначатись за такими формулами: при розрахунках зубців на контактну втому qн = WH t /(Кε· εα / cosαn); (23.22) при розрахунках зубців на втому при згині qF = WF t /(Кε· εα / cosαn); (23.23) Колові сили FHt і FFtУ виразах (23.21) знаходять згідно з формулою (23.15): FHt = 2T1H/d1, FFt = 2T1F/d1. (23.24) Взагалі беруть обертові моменти T1H = T1F такими, що дорівнюють максимальному тривало діючому обертовому моменту T1 відповідно до заданого типового режиму навантаження передачі (див. 2.2). Розподіл навантаження між зубцями. У прямозубих зубчастих передачах та косозубих при εβ ≤ 1 навантаження у зачепленні може передаватись однією парою зубців. Тому для таких передач коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями, рекомендують брати КHα = КFα = 1. У косозубих та шевронних зубчастих передачах у зачепленні одночасно знаходяться кілька пар зубців. Через похибки кроків та напрямів нахилу зубців окремі пари контактуючих зубців навантажуються нерівномірно. Цю нерівномірність враховують відповідними значеннями коефіцієнтів КHα і КFα.Для косозубих та шевронних зубчастих передач значення КHα, наведені у табл. 23.3, а КFαможна визначити за формулою КFα = [4 + (εα – 1) · (nCT – 5)] / (4εα), (23.25) де nCT – ступінь точності за нормою контакту зубців. Якщо nCT > 9, то беруть nCT = 9 і аналогічно, якщо nCT < 5, то nCT = 5.
Розподіл навантаження по ширині зубчастих вінців. Навантаження по ширині вінця зубчастих коліс розподіляється рівномірно тільки при ідеально точному виготовленні та монтажі передачі, а також при абсолютно жорстких валах та їхніх опорах. У реальних передачах при їхньому навантаженні зубчасті колеса перекошуються одне відносно одного (риє. 23.7, а).
У результаті деформацій валів та опор і похибок виготовлення та монтажу передачі із абсолютно жорсткими зубцями мали б кутове дотикання зубців, як показано на рис. 23.7, б. Через податливість зубців їх контакт відбувається на всій або на значній частині ширини зубчастого вінця. Однак пружні деформації зубців по їх довжині неоднакові і відповідно навантаження у контакті розподіляється нерівномірно (див. епюру q на рис. 23.7, б). Нерівномірність навантаження по ширині вінця b враховується коефіцієнтом Kβ, що дорівнює відношенню максимального питомого навантаження qmax до його номінального значення q. Зубці зубчастих коліс можуть припрацьовуватись, через що розподіл навантаження може частково або майже повністю вирівнюватися. Здатність до припрацювання зубців залежить від матеріалів зубчастих коліс та умов їхньої роботи. Вважають, що зубці передачі припрацьовуються, якщо матеріал хоч би одного з коліс має твердість Н ≤ 350 НВ, а колова швидкість коліс ν ≤ 15 м/с. При твердості зубців Н > 350 НВ і коловій швидкості v > 15 м/с зубці слабо припрацьовуються або не припрацьовуються зовсім. При швидкості v > 15 м/с систематичне спрацьовування зубців відсутнє незалежно від матеріалів коліс, бо між зубцями утворюєтьсястійка масляна плівка достатньої товщини. Повне припрацювання зубців у передачах можливе не завжди, а тільки при постійному навантаженні передачі. Це пов'язано із закручуванням валів та самого тіла шестірні. При змінному навантаженні досягається часткове припрацювання зубців і нерівномірність розподілу питомого тиску у контакті зменшується в недостатній мірі. Отже, основними факторами, що обумовлюють нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців, є: податливість валів та їхніх опор; похибки виготовлення зубчастих коліс та монтажу передачі; розміщення зубчастих коліс на валах відносно опор; умови, за яких не відбувається припрацювання зубців (висока твердість зубців, висока колова швидкість та несталість навантаження передачі). За інших рівних умов нерівномірність розподілу навантаження тим вища, чим більша ширина зубчастого вінця, яка характеризується коефіцієнтом ψbd = b/d1. Для наближеної оцінки коефіцієнта Kβ рекомендують графіки, складені на основі розрахунків та практики експлуатації зубчастих передач. Графіки рекомендують для передач, жорсткість та точність деталей яких задовольняють нормам редукторобудування. Явище нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінців зубчастих коліс неоднаково впливає на контактну міцність активних поверхонь зубців та міцність зубців при згині. Тому за даними на рис. 23.8 графіками окремо вибирають коефіцієнти КHβ і КFβ, які використовуються у відповідних розрахунках зубчастих передач. Криві 1–7 на графіках відповідають різним випадкам розміщення коліс 1–7 щодо опор валів, а вплив ширини зубчастого вінця враховується коефіцієнтом ψbd. Графіки розроблені для різних твердостей зубців і для наявних на практиці змінних режимів навантаження передач при коловій швидкості коліс v< 15 м/с. При постійному навантаженні, твердості одного з коліс передачі Н < 350 НВ і швидкості v < 15 м/с можна брати КHβ=КFβ=1.
Рисунок 23.8, Графіки для визначення коефіцієнтів KHβ і KFβ Динамічне навантаження у зачепленні зубчастих передач. Неминучі похибки у виготовленні зубчастих коліс, а також пружні деформації зубців під навантаженням спричинюють появу динамічних навантажень зачеплення. Основний вплив на динамічні навантаження мають похибки основного кроку Рbзубців шестірні та колеса і їхня колова швидкість. Якщо основний крок зубців колеса більший від кроку зубців шестірні, то відбувається передчасний вхід у зачеплення кромки зубця колеса – кромковий удар зубців. У випадку, коли крок зубців менший від кроку зубців шестірні, має місце запізнення виходу із зачеплення попередньої пари зубців – серединний удар наступної пари зубців. Щоб зменшити ефект кромкового удару в зачепленні, треба використовувати зубчасті колеса з модифікацією профілів головок зубців. Вплив динамічного навантаження на контакту міцність активних поверхонь зубців та міцність зубців на згин оцінюється коефіцієнтами відповідно КHV та KFV.Точне визначення цих коефіцієнтів достатньо складне і для розрахунків зубчастих передач можна використати наближені значення коефіцієнтів КHV і KFV. При цьому колову швидкість зубців визначають за формулою v = 0.5·ω1·d1
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; просмотров: 535; 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 - 3.140.186.206 (0.007 с.) |