Последовательность расчета на прочность закрытых цилиндрических прямозубых передач



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Последовательность расчета на прочность закрытых цилиндрических прямозубых передач



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
и NHG2, соответствующие пределам контактной выносливости матери­
алов шестерни и колеса;

б) определяют эквивалентные числа циклов нагружения зубьев ко­
лес NHE1 и NHE2 за срок службы [см. формулы (12.1), (12.2)];

в) вычисляют коэффициенты долговечности Zm и ZN2 [форму­
ла (12.11)], принимают значения коэффициентов шероховатости ZRl
и ZR2, коэффициента Zv, учитывающего окружную скорость (см. табл. 12.9),
коэффициента запаса прочности [s]H (см. § 12.5);

г) по формулам табл. 12.7 определяют пределы контактной вынос­
ливости σmim1 и σmim2, соответствующие базовым числам циклов на­
пряжений NHGl и NHG2 шестерни и колеса;

д) вычисляют допускаемые напряжения [σ]Н1 и [σ]Н2 для шестерни
и колеса [формула (12.10)], допускаемое напряжение [σ]Н для расчета
передачи на контактную выносливость (см. § 12.5).

4. Определяют допускаемые напряжения изгиба (см. § 12.5):

а) базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу
выносливости зубьев при изгибе, NFG = 4 ■ 106;

б) определяют эквивалентные числа циклов нагружения зубьев ко­
лес NFEt и NFE2 за весь срок службы [формулы (12.1), (12.2)];

в) вычисляют коэффициенты долговечности YN1 и YN2 [формула
(12.14)], принимают значения коэффициентов шероховатости YRl и YR2,
коэффициента YA, учитывающего реверс передачи, коэффициента запаса
прочности [s]F (см. § 12.5);

г) по табл. 12.10 определяют пределы выносливости зубьев при изги­
бе σFlim1 и σFlim2 соответствующие базовому числу циклов напряже­
ний 7Vf0;

д) вычисляют допускаемые напряжения [σ]F1 и [σ]F2 для шестерни
и колеса [формула (12.13)].

5. Определяют коэффициенты нагрузки Кн и KF (см. § 12.4):

а) по окружной скорости назначают степень точности передачи
(см. табл. 11.2) и по табл. 12.5, 12.6 выбирают коэффициенты КHv, KFv,
учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении;

б) задаются коэффициентом ширины венца ψba (см. § 13.4); по
формуле (12.6) находят коэффициент ум и по табл. 12.3 выбирают
значение коэффициента ψbaдля зубчатого колеса с меньшей твердо­
стью; по табл. 12.4 выбирают значение коэффициента Кw для того же
колеса; по формуле (12.7) рассчитывают KHβ; находят значение коэф­
фициента KFβ [формула (12.9)];

в) по формуле (12.5) определяют значение коэффициента КНа,
учитывающего распределение нагрузки между зубьями; KFa = КHа.

г) значения коэффициентов нагрузки Кн и KF находят по формулам
(12.4) и (12.8), принимая значение коэффициента КA=1.

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
mmin
находят из условия прочности по формуле (13.16). Максимально до­
пустимый модуль
вычисляют из условия неподрезания зубьев у основания:

(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 шестерниzx 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; 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 - 3.229.142.91 (0.012 с.)