Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии |
Проектные расчёты на контактную выносливость прямозубых, косозубых и конических зубчатых передач.
Цилиндрич. Передачи-σ Н = σ Н0 ≤ σ НР, - конические передачи. Расчет допускаемых контактных напряжений σ НР: σ Нlimb – предел контактной выносливости материала, соответствующий базе испытаний и зависящий от средней твердости поверхностных слоев зубьев SH – коэффициент запаса прочности, ZN – коэффициент долговечности Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость σ FP: σ F lim b – предел выносливости зубьев при изгибе, SF – коэффициент безопасности, YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки, YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба, YN – коэффициент долговечности Проверочные расчеты на контактную выносливости и изгибную выносливости зубьев всех видов зубчатых передач. Проверочный расчет на контактную выносливость: Условие контактной прочности , Где -допускаемое контактное напряжение. Цилиндрические зубчатые передачи ; где -коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев в полюсе зацепления коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий -окружная сила действующая на рабочие поверхности зубьев - коэффициент нагрузки -фактическое передаточное число передачи -диаметр начальной окружности ведущего колеса - ширина венца колеса Конические зубчатые передачи ; где -коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес(для стальных зубчатых колес ZE = 192 МПа) - коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев в полюсе зацепления коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (для прямозубых колес Zε = 1) -фактическое передаточное число передачи -расчетная удельная окружная сила - средний диаметр колеса 0.85-опытный коэффициент снижения нагрузочной способности конических колес по сравнению с допустимой нагрузкой для эквивалентных цилиндрических колес. Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности σ F ≤ σ FР. Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле: σ F = KF × YFS × Yβ × Yε × Ft / (0, 85 × bw × m). Где, KF -Коэффициент нагрузки YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Ft -окружная сила, m -средний окружной модуль, bw -рабочая ширина зацепления Силы в зацеплении прямозубых, косозубых и конических зубчатых колес. Прямозубая цилиндрическая передача При определении сил в зацеплении используют методы теоретической механики, а силами трения пренебрегают ввиду их малости. Нормальная сила Fn направлена по линии зацепления (как по общей нормали к рабочим поверхностям зубьев). Силу Fnраскладывают на окружную Ft и радиальную Fr составляющие: – изгибающая зуб, –сжимающая зуб, – угол главного профиля, где –угол зацепления; Т – вращающий момент на колесе (шестерне). Векторы радиальных сил у колес с внешним зацеплением направлены я центру, а у колес с внутренним зацеплением – от центра зубчатого колеса. Косозубая Силу в зацеплении передачи раскладывают на окружную Ft, осевую Fa и радиальную Fr составляющие (рис. 1.7 а):
где –угол зацепления косозубой передачи внормальном сечении; β – угол наклона линии зуба. Осевая сила Fa, стремящаяся сдвинуть колесо вдоль оси вала, дополнительно нагружающая опоры валов, детали корпусов, является недостатком косозубых передач. Направление окружной и радиальной сил такое же, как и в прямозубой передаче. Осевая сила параллельна оси колеса, а направление вектора зависит от направления вращения колеса и направления линии зуба (рис. 1.8). Популярное:
|
Последнее изменение этой страницы: 2016-08-31; Просмотров: 732; Нарушение авторского права страницы