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 |
Последовательность расчета на прочность закрытых цилиндрических прямозубых передачСодержание книги
Похожие статьи вашей тематики
Поиск на нашем сайте
Цель расчета — определение основных геометрических размеров передачи, обеспечивающих ее работоспособность, при этом необходимо стремиться к получению минимальных габаритов, массы и стоимости передачи. Исходные данные для расчета: 1. Вращающий момент на валу шестерни Г, и частота вращения шестерни и,. 2. Циклограмма вращающих моментов или наименование типового режима нагружения. 3. Требуемый ресурс Lh. 4. Передаточное число и. 5. Схема механизма, уточняющая расположение колес относительно опор. Последовательность расчета: 1. Выбирают материалы колес и назначают термическую или химико-термическую обработку (см. табл. 12.1). Определяют среднюю твердость поверхности и сердцевины зубьев колес. 2. Находят ориентировочное значение межосевого расстояния a'w, мм: где T1 — вращающий момент на шестерне, Н ■ м. Здесь коэффициент К выражает зависимость a'w от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса и имеет следующие значения:
3. Определяют допускаемые контактные напряжения (см. § 12.5): а) по табл. 12.8 принимают базовые числа циклов напряжений NIIGI б) определяют эквивалентные числа циклов нагружения зубьев ко в) вычисляют коэффициенты долговечности Zm и ZN2 [форму г) по формулам табл. 12.7 определяют пределы контактной вынос д) вычисляют допускаемые напряжения [σ]Н1 и [σ]Н2 для шестерни 4. Определяют допускаемые напряжения изгиба (см. § 12.5): а) базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу б) определяют эквивалентные числа циклов нагружения зубьев ко в) вычисляют коэффициенты долговечности YN1 и YN2 [формула г) по табл. 12.10 определяют пределы выносливости зубьев при изги д) вычисляют допускаемые напряжения [σ]F1 и [σ]F2 для шестерни 5. Определяют коэффициенты нагрузки Кн и KF (см. § 12.4): а) по окружной скорости назначают степень точности передачи б) задаются коэффициентом ширины венца ψba (см. § 13.4); по в) по формуле (12.5) определяют значение коэффициента КНа, г) значения коэффициентов нагрузки Кн и KF находят по формулам 6. Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния [формула (13.12)]. 7. Вычисляют ширину венца колеса Ьг = ψba ат находят ширину шестерни bх = b2 + (3...5) мм, округляют полученные значения Ьх и Ь2 до ближайших целых значений в мм. Ранее отмечалось, что условие b1 > Ь2 важно при приработке зубьев, когда более твердая шестерня перекрывает по ширине менее твердое колесо. 8. Определяют нормальный модуль т зубьев. Минимальное значение модуля (13.19) Модуль т из полученного диапазона принимают по табл. 11.1, учитывая следующие соображения. Меньшие значения модуля зацепления и соответственно большие числа зубьев способствуют уменьшению удельного скольжения, что снижает опасность заедания. При малом т больше коэффициент перекрытия (выше плавность работы) и КПД, меньше шум, уменьшаются размеры заготовки и трудоемкость нарезания колес, заметно снижается отход металла в стружку. Однако принимать т < 1 мм в силовых цилиндрических передачах не рекомендуется из-за опасности разрушения зуба при кратковременных перегрузках (в период пуска, торможения) или вследствие неоднородности материала и износа. При больших модулях выше изгибная прочность зубьев, передача менее чувствительна к изменениям межосевого расстояния, вызываемых неточностью изготовления и упругими деформациями валов и опор. 9. Определяют число зубьев шестерни zx и колеса Zv Для этого находят суммарное число зубьев (13.20) Суммарное число зубьев должно быть целым числом. Поэтому иногда приходится изменять значения aw и т или применять смещение инструмента (модификацию). Числа зубьев шестерни Z\ и колеса z2 вычисляют по формулам (13.21) Значение zt округляют до целого. Для прямозубых зубчатых колес, нарезанных без смещения инструмента, zmin = 17. Если при расчете получается z1 < 17, то это означает, что для данной передачи более опасными являются изгибные, а не контактные напряжения. В этом случае следует применять смещение инструмента или принимать Z1 = 17. Тогда z2 = 17u. Новое значение d’1 = mz1 больше прежнего и можно уменьшить ширину венца: b'2 = b2dl/d'l. Выше отмечалось, что желательно иметь большее число зубьев шестерни. Рекомендуется z1 = 18...35. 10. Вычисляют фактическое передаточное число иф с точностью до 0,01. 11. Выполняют проверочный расчет на контактную прочность по формуле (13.13). Если расчетное напряжение σн меньше допускаемого [σ]H в пределах 10...15 % или σн больше [σ]H в пределах 5 %, то ранее принятые параметры передачи принимают за окончательные. В противном случае необходим перерасчет. Можно изменить ширину венца колеса Ъг. Если эта мера не даст должного эффекта, то либо изменяют межосевое расстояние, либо назначают другие материалы колес или другую термообработку, и расчет повторяют. 12. Вычисляют силы в зацеплении [формулы (13.6), (13.7)]. 13. Проводят проверочный расчет на прочность при изгибе для зубьев шестерни и колеса [формула (13.14)]. Если о> значительно меньше [σ]F, то это допустимо и говорит о том, что нагрузочная способность передачи ограничена контактной, а не изгибной прочностью. Если σF > [σ]F, то увеличивают значение модуля т, соответственно изменяя Zi, Z2, и повторяют проверочный расчет передачи на изгиб. При этом межосевое расстояние не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи. 14. Определяют основные геометрические размеры зубчатых колес [формулы (13.2... 13.4)]. Делительные диаметры подсчитывают с точностью до 0,001 мм. 15. Проверяют пригодность заготовок колес. Чтобы получить при термообработке ранее принятые для расчета механические характеристики материалов шестерни и колеса (см. табл. 12.1), необходимо выполнить условие пригодности их заготовок:
Для колеса с выемками (см. рис. 11.27, 12.1) за толщину Sзаг сечения заготовки принимают большее из двух значений: Sзаг = 0,46 и Sзаг = 8m Для колеса без выемок — монолитного (см. рис. 11.26) — Sзаг = Ьг + 4 мм. Если условие пригодности заготовки не выполняется, то изменяют материал колес или вид термообработки и расчет повторяют. Расчет на прочность
|
||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; просмотров: 499; 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 - 3.129.67.246 (0.009 с.) |