Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Расчет зубчатых передач
3.1. Выбор допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения [sн] (МПа) для прямозубых колес определяют раздельно для шестерни [sн]ш и колеса [sн]к: , (6) где – предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний; ( – абсцисса точки перелома кривой усталости), который выбира-ется в зависимости от твердости (см. работы [1, с. 174; 3, с. 43]), – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если < , то необходимо ввести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности, принимаемый 1,1 для объемно-упрочненных зубьев, а для поверхностноупрочненных – 1,2; при тяжелых последствиях отказов соответственно 1,2 и 1,35; – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираемый от 0,9 до 1,0 (меньшие значения для ГОСТ рекомендует для колес с d < 1000 мм принимать . Для непрямозубых передач за допускаемое контактное напряжение рекомендуют принимать условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле
.
Допускаемые напряжения изгиба [ ] (МПа) при расчете на выносливость зубьев определяют раздельно для шестерни [ ]Ш и колеса [ ]К по формуле , (7) где – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базе испытаний , – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если , то необходимо внести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности; выбирают в зависимости от вероятности безотказной работы (для сталей НВ < 350; = 1,75 при вероятности не разрушения 98 % и = 2,2 при вероятности неразрушения > 99 %); =1,3 вводят только для литых заготовок; > 1 вводят при работе в условиях коррозии или высоких температур; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; = 1 при односторонней нагрузке, = 0,7...0,8 при реверсивной нагрузке, – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности выкружки в основании зуба, принимаемый = 0,65...1,2; – коэффициент, учитывающий механическое упрочнение (обдувка дробью или обкатка роликами), принимаемый = 1,1...1,5; – коэффициент, учитывающий масштабный фактор. Значения , , выбираются по рекомендациям работы [1, с. 289]. Допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагружений определяются по формулам: , (8) , (9) где [sн]ц, [s F ]ц – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при , [sн] n, [s F ] n – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при перегрузках; – число циклов нагружений; показатель степени m = 6 при НВ < 350 Примечание: [sн] = 2,8 × sт, [s F ] n = 0,8 × sт при НВ < 350; [sн] n = 4,2 НВ, [s F ] n = 0,38 × sв, при НВ > 350 (здесь sт и sв – предел текучести и предел прочности в МПа). 3.2. Определение размеров зубчатых колес
3.2.1. Вычислить размеры шестерни быстроходной ступени и тихоходной ступени по формулам (НВ < 350): – цилиндрическая прямозубая передача мм; (10) – цилиндрическая косозубая передача мм; (11) – коническая передача мм. (12) В формулах (10), (11), (12) обозначено: – крутящий момент силы, передаваемый шестерней, Нм; – передаточное число быстроходной или тихоходной ступени; [ ] – допускаемое контактное напряжение, МПа; – отношение ширины венца зубчатого колеса к диаметру шестерни; – коэффициент нагрузки (K НВ– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями); – коэффициент ширины зубчатого венца конической передачи; коэффициент – прямозубая коническая передача; – косозубая коническая передача; – коническая передача с круговыми зубьями. Штрихом отмечены величины, которые подлежат уточнению в процессе расчетов. На первом этапе ими задаются или рассчитывают их ориентировочные значения. Ориентировочные значения коэффициентов на первом этапе можно принимать следующими: · = 1,3 – косозубая цилиндрическая, прямозубая двух-поточная; · = 1,4 – прямозубая, шевронная цилиндрическая, коническая косозубая и с круговым зубом; · = 1,5 – коническая прямозубая; · = 0,7...0,8 – косозубая цилиндрическая; · = 0,8...0,9 – прямозубая; · = 0,9...1,0 – шевронная; · = 1,1...1,2 – косозубая двухпоточная; · = 1,3...1,4 – прямозубая двухпоточная; · = 0,285...0,30 – конические передачи. Определить диаметры колес по формуле , где – передаточное число быстроходной (тихоходной) ступени. 3.2.2. Ориентировочно определить размеры редуктора Рассчитать ширину колес по формулам: – ширина венца зубчатого колеса ; – ширина шестерни ; – ширина венца конического колеса ; – внешнее конусное расстояние конических передач . Вычислить углы делительных конусов , . Определить диаметры валов редуктора по формуле , где – наибольшее значение крутящего момента сил на соответствующем валу; = (20...30) МПа – пониженное допускаемое касательное напряжение для материала вала. Вычертить в масштабе 1:2 зубчатые колеса и валы согласно заданной кинематической схеме и показать руководителю проекта. 3.2.3. Уточнить параметры цилиндрической зубчатой передачи · Определить межцентровое расстояние , мм. · Определить модуль зацепления , мм и согласовать с ГОСТом m = 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; (2,75); 3,0; (3,25); 3,5; (3,75); 4,0; (4,25); 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 6,5; 7,0; 8,0; 9,0... (значения модулей, указанные в скобках, желательно не применять). · Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса (округлить до целого числа; = 0 – прямозубые, – косозубые, – шевронные). · Определить число зубьев шестерни, , (округлить до целого числа ). · Определить число зубьев колеса . · Уточнить передаточное число (отклонение допустимо до 5 %). · Уточнить угол наклона зуба ( определяется с точностью до секунды). · Определить основные размеры зубчатой пары и разработать конструкцию колеса [4, с.140, 167; 3, с.15; 5, c.27, 33]. · Назначить степень точности изготовления зубчатых колес по окружной скорости [ 4, с.153 и др.]. , мс–1. После выбора значения модуля, зная число зубьев, можно уточнить диаметры зубчатых колес по формуле: di = m zi. 3.2.4.Уточнить параметры конической зубчатой передачи Принять число зубьев шестерни Z 1 (17...25). Определить число зубьев колеса Z 2 по формуле (округлить число зубьев Z 2 до целого числа). Вычислить модуль зацепления или : – прямозубые конические ; – косозубые или с круговым зубом , (согласовать с ГОСТом (см. п.3.2.3.)). Уточнить размеры зубчатых колес , . Вычислить внешнее конусное расстояние : – прямозубая коническая ; – косозубая или с круговым зубом . Вычислить среднее конусное расстояние : – прямозубая коническая Rm = Re – 0,5 b; – косозубая () или с круговым зубом () . Вычислить нормальный модуль зацепления m = me × Rm / Re . (Нормальный модуль зацепления по ГОСТу не выбирается.) Назначить степень точности по окружной скорости 3.3. Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач 3.3.1. Определить рабочие контактные напряжения и сравнить их с допускаемыми: (13) где KS = 19200 – прямозубая цилиндрическая передача; KS = 16300 – косозубая, шевронная цилиндрическая; (KS)к = 32240 – прямозубая коническая; (KS)к = 24200 – коническая с круговым зубом; Прямозубые цилиндрические передачи: – симметричная относительно опор; – несимметричная относительно опор; – двухпоточная. Конические передачи: ; – прямозубые цилиндрические и конические; – косозубые цилиндрические и конические. 3.3.2. Определить рабочие напряжения изгиба и сравнить их с допускаемыми · Цилиндрические прямозубые, косозубые, шевронные: , где – крутящий момент силы на том валу, где установлена шестерня, Нм; b – ширина венца колеса, мм; – модуль нормальный, мм; – делительный диаметр шестерни, мм; – коэффициент формы зуба; – приведенное число зубьев ( для прямозубых передач); – число зубьев шестерни, – число зубьев колеса; ; – коэффициент нагрузки; ; – шестая степень точности; – седьмая степень точности; – восьмая степень точности; – цилиндрические прямозубые; – цилиндрические косозубые. Рабочие напряжения изгиба колеса определяются соотношением . · Конические прямозубые и косозубые: , где KF = 2280 – прямозубые; KF = 1500 – косозубые; – имеют тот же физический смысл, что и в формуле (13); – прямозубые, – косозубые, – подставляется уточненное значение; приведенное число зубьев , – косозубая коническая пе-редача; ; – прямозубая коническая; – косозубая и с круговым зубом конические передачи. . 3.3.3. Проверка напряжений при перегрузках: , (14) где – контактное напряжение при перегрузках; – рабочее контактное напряжение, которое возникает при номинальном крутящем моменте; – допускаемое контактное напряжение при перегрузках; – максимальное значение момента сил сопротивления; – момент движущих сил (отношение / определяется из графика). , где , , , , – имеют тот же смысл, что и в формуле (14), но только для напряжений изгиба.
|